机械设计课程设计-带式运输机传动装置圆柱直齿轮二级减速器

目录课程设计任务书21、确定传动方案，选择电动机及计算运动参数32、齿轮传动的设计63、轴的设计174、滚动轴承的校核计算245、平键联接的选用和计算256、联轴器的选择计算257、润滑方式268、减速器附件279、设计小结28参考资料目录30贵州大学明德学院机自专业机械设计课程设计任务书设计题目设计带式运输机传动装置设计参数运输带拉力F2500N运输带的线速度V1M/S驱动卷筒直径MD30要求传动效率传动尺寸无严格要求，中小批量生产使用期限八年，单班制工作传动装置布置图1、设计要求1二级减速器传动设计及计算；2二级减速器结构设计；3绘制减速器装配图及低速级大齿轮零件图；4编写设计计算说明书。2、设计时间开始2011年6月29日结束2011年7月15日指导教师陈素学生姓名张宗远一、确定传动方案，选择电动机及计算运动参数（1）方案选择根据传动装置的工作特性和对它的工作要求，并查阅相关资料，可选择两级展开式减速器传动方案，如图所示。传动装置布置图（2）电动机的选择1计算带式运输机所需功率KWFVP52102510/（工作机传动效率为1）2初估电动机额定功率P电动机所需输出的功率KPWD8290/5/3选用电动机查资料【2】表（21）Y100L24三相异步电机P3KWMIN14201R选用Y132M4电动机，其主要参数如下电动机额定功率P3KW电动机满载转速MN1420电动机轴伸出端直径28电动机伸出端安装长度60（三）传动比的分配及转速校核1总传动比运输机驱动卷筒转速MIN/69433010/RDVW总传动比6942/4W2传动比分配与齿数比考虑两级齿轮润滑问题，两级齿轮应有相近的浸油深度。参考资料【2】式（210）取，SFII312SFI28总传动比，经计算高速级传动比294I45F低速级传动比173S因此闭式传动取高速级小齿轮齿数，21大齿轮齿数45212FI齿数比3/1U低速级小齿轮齿数73大齿轮齿数1424SI齿数比85/1/32U实际总传动比21327/134UI3核验工作机驱动卷筒的转速误差卷筒的实际转速61732/140/INMW3218547312IU转速误差，512069437WN合乎要求（四）减速器各轴转速，功率，转矩的计算1传动装置的传动效率计算根据传动方案简图，并由资料【2】表（23）查出弹性联轴器效率9018级精度圆柱齿轮传动效率含轴承效率9702滑块联轴器83运输机驱动轴一对滚动轴承效率4099故传动装置总效率90480970321与估计值相近，电动机功率确定无误。2各轴功率计算带式运输机为通用工作机，取电动机额定功率为设计功率。高速轴输入功率KWP972031中间轴输入功率822低速轴输入功率P3P1K43各轴转速计算高速轴的转速MIN/201RN中间轴的转速112IN267354/RU低速轴的转速31/I4各轴转矩的计算合乎要求总效率904高速轴转矩MNNPT109741420/970553611中间轴转矩MN2322低速轴转矩NPT4719353各轴运功动力参数列入下表轴名称功率KW转速IN/R转矩高速轴297142019974103中间轴2881266267103295低速轴2794636174194273二、齿轮传动的设计（1）高速级齿轮传动设计计算注本部分所设计图表、公式均来自资料【1】1选定齿轮类型、精度等级、材料1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB1009588）见表1083）材料选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，4）小齿轮齿数，大齿轮齿数21122按齿面接触强度设计由设计计算公式（109A进行计算，即32112UKTDDT（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数51T2）高速轴传递转矩M09743小齿轮CR40调质；大齿轮45钢调质3）由表107选取齿宽系数。1D4）由表106查得材料的弹性影响系数AM21895）由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。MPA01LIMP502LIM6）由式1013计算应力循环次数911648301426HJLN892350FI7）由图1019取接触疲劳寿命系数。9603218）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得MPAS5150931LIM14862LI2（2）计算1试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。TD1MIKDFDTT125480193561974532232112）计算圆周速度。VSSNDVT/63/620613）计算齿宽BMBTD15414计算齿宽与齿高之比。H模数MTT9621齿高HT45SMV/0563394125HB5）计算载荷系数根据，8级精度，由图108查得动载系数；SMV/0619VK直齿轮，；1F由表102查得使用系数；A由表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。451由，查图1013得；39HB351F故载荷系数7419HVAK6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010A）得MKDT283517243317）计算模数M。，0281按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度的设计公式为312FSADYKM（1）确定公式内的各计算数值1）由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大PAFEM4601齿轮的弯曲疲劳强度极限；PAFEM41022）由图1018取弯曲疲劳寿命系数,9FN52FN3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S14，由式（1012）得PASKFENF29416091M785224）计算载荷系数K。613519FVAK5查取齿形系数。由表105查得7621FAY2FA6查取应力校正系数由表105查得；51SA8012SA7）计算大、小齿轮的并加以比较FSY01429561FSAY782FSA小齿轮的数值大。（2）设计计算MM28121049763对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数M的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数113并就近圆整为标准值M15，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。MD1254小齿轮齿数71大齿轮齿数32这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算（1）计算分度圆直径MD5401271MD6542MPAF291F7861K72FAY51S802AMN51（2）计算中心距MDA128654021（3）计算齿轮宽度BD1齿顶圆直径MDA5431A292齿根圆直径AF71DAF5422高速级齿轮传动的几何尺寸高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表名称计算公式结果M/模数NM15法面压力角201D405分度圆直径2216齿顶圆直径MA1D2435219齿根圆直径AF541MDAF237212中心距1128齿宽B2051405463齿轮的结构设计小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2的结构尺寸计算如下表代号结构尺寸计算公式结果M/轮毂处直径1DD6156MD216540A8B540轮毂轴向长L5403152D46倒角尺寸N0NM075齿根圆处厚度051245375腹板最大直径0D020FD205板孔分部圆直径251D130板孔直径1D0137腹板厚C23B12结构草图如附图1（2）低速级齿轮传动设计计算注本部分所设计图表、公式均来自资料【1】1选定齿轮类型、精度等级、材料1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB1009588）见表1083）材料选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为260HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）小齿轮齿数，大齿轮齿数Z41132732按齿面接触强度设计由设计计算公式（109A进行计算，即32231UKTDDT（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数51T2）高速轴传递转矩M0323）由表107选取齿宽系数。D4）由表106查得材料的弹性影响系数AM21895）由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。MPA01LIMP502LIM6）由式1013计算应力循环次数823163HJLN7405SI7）由图1019取接触疲劳寿命系数。980348）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得MPAS513LIM3490LI4（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。TD3小齿轮40CR调质大齿轮45钢调质MIKDSDTT047113222）计算圆周速度。VSMNVT/9016233）计算齿宽BDBT4734）计算齿宽与齿高之比。H模数MTT623齿高HT851B5）计算载荷系数根据，8级精度，由图108查得动载系数；SMV/9010VK直齿轮，；1F由表102查得使用系数；A由表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。461，查图1013得；2HB41F故载荷系数601HVAK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010A）得MKDT687237）计算模数M。，93按齿根弯曲强度设计SMV/9由式（105）得弯曲强度的设计公式为32FSADYKM（1）确定公式内的各计算数值1）由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大PAFEM4603齿轮的弯曲疲劳强度极限；PAFEM4102）由图1018取弯曲疲劳寿命系数,93FN4FN3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S14，由式（1012）得PASKFENF93083PASKFENF128444）计算载荷系数K。51FVA5）查取齿形系数。由表105查得6723FAY4FA6）查取应力校正系数由表105查得；13SA804SA7）计算大、小齿轮的并加以比较FSY0133FSAY94FSA大齿轮的数值大。（2）设计计算MM812710395843对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数M的大小主要取决于弯曲MPAF9308F12458K723FAY146S8A强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数18并就近圆整为标准值M2，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。MD723小齿轮齿数36273D大齿轮齿数15084这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算（1）计算分度圆直径MD72363MD0254（2）计算中心距A18043（3）计算齿轮宽度DB723齿顶圆直径A623MDA041524齿根圆直径DAF73AF942低速级齿轮传动的几何尺寸低速级齿轮传动的几何尺寸归于下表名称计算公式结果M/模数NM2法面压力角03D72分度圆直径43002MMD30724A186B齿顶圆直径MDA23476304齿根圆直径AF53MDAF4467295中心距23186齿宽B4105372803齿轮的结构设计小齿轮3由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮4的结构尺寸计算如下表代号结构尺寸计算公式结果M/轮毂处直径1DD6193轮毂轴向长L7583275倒角尺寸N0NM1齿根圆处厚度0234206腹板最大直径0D040FD285板孔分部圆直径251D189板孔直径1D0148腹板厚C43B143、轴的设计在两级展开式减速器中，三根轴跨距应该相等或相近，而中间轴跨距确定的自由度较小，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨距。（1）中间轴设计1选择轴的材料因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3的材料一致，故材料为45CR调质，由资料【1】P362表151查出，MPAB70PAB7012轴的初步估算由资料【1】P370式（152）320332095NDTA由资料【1】P370表153查出，因此1AMD276/8203考虑该处轴直径尺寸应当大于高速级轴颈处直径，取MIN13轴的结构设计根据轴上零件的定位、转配及轴的公益性要求，参考表83、图84，初步确定出中间轴的结构如图。（1）各轴段直径的确定由资料【2】P95表59查出优选6206滚子轴承。轴颈直径MD30IN51齿轮2处轴头直径52齿轮2定位轴肩高度，由资料【2】P67表41查出31070MINDH该处直径42齿轮3的直径，M3DA763MDF673由资料【2】P94表59查出轴承的安装尺寸44按许用弯曲应力校核轴（1）轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿宽的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴颈上安装的6206轴承从资料【2】P95表59可知B16MM，故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸，见图。（2）绘轴的受力图，见附图。（3）计算轴上的作用力齿轮29561032DFTN348TANA2TR齿轮3DTFT26971052104TAN8TAN3R（4）计算支反力垂直面支反力，参考附图平面绕支点B的力矩和,得0BZM128/6104386875732RRAZFR9562TFN348RT10R12AZR同理，得0AZM57418/3412680752RRBZFR校核002BZRAZR计算无误水平平面（XY平面）同样，由绕B点力矩的，得0BM17398/6298709566532TTAYFR由，得AM208650/32TTBYFR校核286901793TTBYAR计算无误（5）转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图附图C处弯矩MNRMAZC610520D处弯矩BD3928746水平面弯矩图附图C处弯矩AYC650150D处弯矩MNRBD418268（6）合成弯矩附图C处MCYZ871649506122D处MNDYZ20322574BZR计算无误1739AYR2086BY计算无误（7）转矩及转矩图附图MN103295（8）计算当量弯矩，绘弯矩图应力校正系数6401/7/01B69103252（9）校核轴径C剖面MMDBCC358124103强度足够D剖面MMDBD67352870159641033（齿根圆直径）强度足够5轴的细部结构设计由资料【2】P108表61查出键槽尺寸；810HB30,5RT由资料【2】P109表62查出键长L40MM由表45查出导向锥面尺寸；3,A由表43得砂轮越程槽尺寸；1B01,4RH由资料【2】P365表152查出各倒角，圆角半径的推荐值。（2）高速轴的设计1轴的材料由于该轴为齿轮轴，与齿轮1的材料相同，为40调质。CR2按切应力估算轴径由资料【1】查出系数C112轴伸出段直径MNPCD31420971331考虑与电机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用，取。资料【2】P117表69M813轴的结构设计1）划分轴段轴伸段；过密封圈处轴段；轴颈；轴承安装定位轴段1D2D73,D；齿轮轴段。64,2）确定各轴段的直径由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他高速轴CR40调质阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴段直径。MD29选择滚动轴承6206，轴径直径（资料【2】）3073根据轴承的安装尺寸（资料【2】）D64齿轮段照前面齿轮的安装尺寸分度圆直径；M50齿顶圆直径；DA43齿根圆直径。F73）确定各轴段的轴向长度两轴承颈间距（跨距）BAL302A为箱体内壁间距离，由中间轴段设计知A154MM。轴承内端面与内壁面之距取10MM；33B为轴承宽B16MMML190621540轴伸段长度由联轴器轴向长决定P117表6928D轴颈段长度由轴承宽确定齿轮段轴向长度决定于齿轮宽度，轴向位置由中间轴2齿轮所需啮合位置确定；直径为轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后，即可自然获得。64,D直径为轴段长由端盖外与端盖内两部分尺寸组成；2端盖处尺寸为,H为端盖螺钉（M8）六角厚度，MK201。MK7端盖内尺寸，根据其中，壁厚BEC3215轴承旁联接螺栓扳手位置尺寸见资料【2】表71，721,C端盖凸缘厚度资料【2】表717E轴承内端面与内壁的距离。3B轴承宽度，6206轴承B16MM轴段长度2DMBECKL53160516875320322高速轴的强度校核等同于中间轴（省略）（3）低速轴的设计展开式减速器低速轴设计的全过程同于高速级（略）低速级轴结构如图4、滚动轴承的校核计算考虑轴受力较小，且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承中间轴6206两个，高速轴6206两个，低速轴6209两个（GB/T27694）寿命计算（一）中间轴滚动轴承的校核计算查课程设计表59KNCR519KNCOR511计算轴承载荷（1）在水平面内轴承所受的载荷NRFBYZRA21647322计算当量动载荷2380164972211RPRF2验算轴承寿命因故只需验算2轴承21R轴承预期寿命与整机寿命相同为HHL190388轴承实际寿命具有足够使用寿命PCRNH24167220所以轴承6206安全，合格。3轴承静负荷计算（省略）（2）高速轴滚动轴承校核计算校核过程及方法与中间轴承相同，参考中间轴承计算方法（3）低速轴滚动轴承校核计算低速级滚动轴承经过计算选用6209，经校核计算满足要求，其校核过程与中间轴相同（省略）NPR23801975、平键联接的选用和计算（1）中间轴与齿轮2的键连接选用及计算，经前面设计计算知本处轴径为D235MM由表61选择键10840GB/109579键的接触长度LLB401030接触高度，由资料【1】键静连接挤压许用MH42/8应力120P9435PMPADLHT则强度足够，合格（二）高速轴与低速轴上的键连接选用及校核方法与中间轴相同，经校核强度足够。过程省略6、联轴器的选择计算（一）高速轴输入端联轴器的选择高速级的转速较高，选用有缓冲功能的弹性套柱销联轴器。由表65查出载荷系数K15，则计算转矩MNKTC29611745工作转速MIN/420RN轴径，电动机D8,1电查表69选用联轴器为432/42865TGBJAYTL合乎上述工作要求。（二）低速轴输出端联轴器的选择低速级同样选用有缓冲功能的弹性套柱销联轴器计算转矩MNKTC629144192753工作转速MIN/6RNHLH3410寿命足够轴承6206安全，合格键连接强度足够轴径，MD403查表67选用金属滑块联轴器为D110L70H16S0560D七、润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2M/S，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB59031986），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在6880MM之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY14131980）。牌号为ZL2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。八、减速器附件1窥视孔及窥视孔盖由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长75MM，宽50MM。盖板尺寸选择为长115MM，宽90MM。盖板周围分布4个M8的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。2通气器为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M101。3放油孔及放油螺塞为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。选择放油螺塞规格为M12125。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，齿轮的润滑方式选用油润滑轴承的润滑方式选用脂润滑故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。4油面指示器为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。5吊耳和吊耳环为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊耳环。吊耳用于打开机盖，而吊耳环用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊耳环的直径都取16MM。6定位销本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB11786A650。7起盖螺钉在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M820。其中螺纹长度为16MM，在端部有一个4MM长的圆柱。8铸铁减速器箱体主要结构尺寸机械设计箱座壁厚8MM箱盖壁厚8MM箱盖凸缘厚度12MM箱座凸缘厚度12MM地脚螺钉直径20MMM20地脚凸缘宽50MM地脚螺钉数目6轴承旁联接螺栓直径16MMM16盖与座联接螺栓直径10MMM10轴承端盖螺钉直径8MMM8数目24检查孔盖螺钉直径8MMM8定位销直径6MM小559大6长50外箱壁至轴承端面距离45MM箱座底部凸缘宽度50MM低速级齿顶圆与内箱壁距离10MM箱盖、箱座筋厚68MM箱座深度202MM箱座高度220MM9、设计小结三周机械设计课程设计提前结束了，由于有两科设计，每天从早到晚大部分时间都用都来做机械设计这门课程的设计工作，虽然有点点累却也感到很充实。作为一名机械设计制造及其自动化大三的学生，我觉得能做这样的课程设计是十分有意义。在已度过的将近三年的大学生活里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去面对现实中的各种机械设计如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。这次机械设计课程设计是对二级直齿圆柱齿轮减速器进行设