机械设计课程设计-设计用于带式运输机的传动装置圆柱齿轮减速器（含全套cad图纸）

编号09课程设计说明书课程名称机械设计题目设计用于带式运输机的传动装置机械学院（系）机械工程及自动化专业全套设计，联系153893706班级机自0803学号学生姓名指导教师）（职称）2010年6月目录一课题设计任务书3二电动机的选择5三传动装置的运动和动力参数计算6四V带传动设计7五、减速器高速级齿轮设计9六、低速级齿轮设计15七、减速器机体结构尺寸20八、轴的结构设计22九、轴的计算及轴承的计算25十、键的选择和计算33十一、减速器润滑方式及密封种类的选择35十二、联轴器的选择36十三、减速器附件的选择与设计36十四、减速器箱体的设计36十五、设计小结37十六、参考文献37附录课程设计方案减速器的选择38一课题设计任务书一、目的及要求机械设计课题的设计主要是培养学生的机械设计的综合能力。通过自己动手，可以体会和巩固先修课程的理论和实际知识，同时还能学习如何运用标准、规范、手册等有关国家标准及技术手册，更重要的是可以提高学生从机器功能的要求、尺寸、工艺、经济和安全等诸多方面综合考虑如何设计的能力，从而树立正确的设计思想。课程结束每个学生必须完成1一张减速器装配图（用A1或A0图纸绘制）；2齿轮和轴的零件图各一张；3设计说明书一份（约60008000字）。二、设计题目设计运送原料的带式运输机所用的圆柱齿轮减速器，具体内容是1设计方案论述。2选择电动机。3减速器外部传动零件设计。4减速器设计。1设计减速器的传动零件；2对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算个轴的强度；3按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度；4选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命；5选择各键，验算输出轴上键连接的强度；6选择各配合尺寸处的公差与配合；7决定润滑方式，选择润滑剂；5绘制减速器的装配图和部分零件工作图；6编写设计说明书。三、已知条件1展开式二级齿轮减速器产品。2动力来源电力，三相交流，电压380/220V。3输送带工作拉力T410NM。4输送带工作速度08M/S。5滚筒直径D340MM。6工作情况两班制，连续单向运行，载荷较平稳。四、分析减速器的结构1、传动系统的作用作用介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点特点结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。3、电机和工作机的安装位置电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。4、画传动系统简图二电动机的选择计算及说明结果选择电动机类型按工作要求连续单向运转，载荷平稳；选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。稳定运转下运送带滚筒所需功率241081923PTVKWD运送带滚筒转速为6046MIN10VRN由P5表17查得1（联轴器）099，2（球轴承）099，3（齿轮传动8级精度）097，4（V带）096。电动机至运送带滚筒之间的总效率为13249032097608所以电动机所需功率为926DPKW由表121查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等选定电动机型号为Y100L24，则所选取电动机额定功率为满载转速为3EDPKW1430MINRNP1929KW496MINRN0862DPKW型号为Y100L24N1430R/MINP3KW三传动装置的运动和动力参数计算计算及说明结果总传动比14301896MNI选用等浸油深度原则，查表18得29（带轮）；38；I2I293I名级效率第一级效率第二级效率第三级效率计算各轴的转速功率和转矩1、转速轴I轴II轴IIIN2、输出功率轴I轴II轴III3、输出转矩轴I轴II轴III318I0195264931/MININR143091/MIN2MINRI276/I8III394/INIIRI01528IDPKW29073IK316I52ITNM26039505547IIPTNMN0142095237603129513276I/IIR285IPKW7360I8595024931IIPTNNII016I5ITN参数轴名输出功率P（KW）转速NR/MIN输出转矩T（NM）传动比I效率轴I2854931552380960轴II2737129762016轴III2603447556290951四V带传动设计计算及说明结果1确定计算功率CAP由表86查得工作情况系数，故1AK3W2选取窄V带带型根据和转速，由图811确定选用A型。CA3确定带轮基准直径由表88初选主动轮基准直径。根据式185DM（815），从动轮基准直径。根据表88，21985246DIM即为基准系列。01303/5/66DNVS所以带的速度合适。4确定窄V带的基准长度和传动中心距3CAPKWV带A型185DM2063/VS根据，初步确定中心距1201207DDA。05AM计算带所需的基准长度21210045858163DDDLAMM由表82选带基准长度。160DL计算实际中心距A038550822DLAM5验算主动轴上的包角1由式（86）得21128057805769DA所以主动轮上的包角合适。6计算窄V带的根数Z由式（822）知0CALPK由，查表84A和表1430/MINNR185D29I84B得0PW017P查表85，得，查表82，得，则9K0LK3298175Z取。37计算预紧力0F2051CAPQVVZK查表83，得，故/QKGM2032551063149569FN160DLM538A162901PKW73Z8计算作用在轴上的压轴力PF1016292SIN2345SIN8541PFZN9查表810，带轮宽度B（Z1）E2F31152948MM10带轮结构设计材料选用HT200014395FN8541PFNB48MM五、减速器高速级齿轮设计计算及说明结果1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动如上图所示，有利于保障传动的平稳性；2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。3）材料选择。由表101选小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮124Z，故选。21389ZIZ2915）初选螺旋角142按齿面接触强度设计齿面接触强度计算公式为12312THETDKTUZ1）确定公式内的各计算数值试选KT16。124Z914KT16由图1030选取区域系数。HZ243由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得0775，087，则1645。1212由表107选取齿宽系数。D由表106查得材料的弹性影响系数。1289EZMPA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。LIM160HMPALIM250HA由式1013计算应力循环次数1999226043128301420/0/7HNNJLI由图1019查得接触疲劳寿命系数，1HNK。25HNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式得LIM21LI210965402/31HNHHMPASK2）计算试算小齿轮分度圆直径由计算公式得1TD42312650823198548TDM计算圆周速度169312/600TDNVSHZ24316451D1289EZPALIM160HLI25A9124037N109HN25125403HMPA1468TDM12/VS计算齿宽B及模数NTM11468COSCOS14892255/468/DTTNTNTBMZHB计算纵向重合度103TA038124TAN1903DZ计算载荷系数K取，根据，8级精度，由图108A/VMS查得动载系数；由表104查得；107V1452K由图1013查得；由表103查得3F。故载荷系数4HFK10741527AVH按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010A得331/468217/65TTDM计算模数NM1COS5CS024NZ3按齿根弯曲强度设计由式（1017）213COSFSANDKTYMZ1）确定计算参数计算载荷系数10741527AVFK根据纵向重合度，从图93查得螺旋角影响系数。8Y计算当量齿数4681925/NTBMH1903145238FHK21715DM20N217K9038Y1332426COS9VZ查取齿形系数由表查得；1265FY20FAY查取应力校正系数由表查得；18SA21785SA查取弯曲疲劳强度极限由图1020C查得小齿轮，大齿轮150FEMP230FEMP查取弯曲疲劳寿命系数由图1018查得，108FNK28FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式（1012），得4S125305782864FNEMPAKS计算大、小齿轮的并加以比较FASY126580133764ASFY大齿轮的数值大。2）设计计算323217508COS140615946NMM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取N12639VZ165FY20A18SA275Y1085FNK212305786F1203864FASFY1509NM2MMN2MM，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接NM触强度算得的分度圆直径，由152DM，COSCS1425NZ取，则,取。125Z2924几何尺寸计算1）计算中心距12592137COSCOS4NZMAM将中心距圆整为124。2）按圆整后的中心距修正螺旋角12ARCOS456NZ因值改变不多，故参数、等不必修正。AKHZ3）计算大、小齿轮的分度圆直径125COS9NZMD4）计算齿轮宽度151DBM圆整后取；。2B575结构设计小齿轮齿顶圆直径16OMM，而又小于5OOMM，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图荐用的结构尺寸设计齿根圆直径为51521025NAFMCHD212465MM290F12DM5Z29124AM561259DM157BM2465MM1FD290FM齿顶圆直径为125125AANDHMM91AD5M29六、低速级齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。3）材料选择。在同一减速器各级小齿轮或大齿轮的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求,选小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮130Z，故选。21987ZIZ2875）初选螺旋角142按齿面接触强度设计齿面接触强度计算公式为12312THETDKTUZ1）确定公式内的各计算数值试选KT16。由图1030选取区域系数。HZ243由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得079，086，则165。1212由表107选取齿宽系数。D由表106查得材料的弹性影响系数。1289EZMPA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。LIM160HMPALIM250HA由式1013计算应力循环次数130Z28714KT16HZ243165D1289EZMPALIM160HLI259123708N29199601762830170/30/HNNJLI由图1019查得接触疲劳寿命系数，15HNK。27HNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式得LIM21LI2109567035/1HNHHMPASK2）计算试算小齿轮分度圆直径由计算公式得1TD32312609241855778TDM计算圆周速度161290486/600TDNVS计算齿宽B及模数NTM1178COS6COS1423025235/78/DTTNTNTBMZHB计算纵向重合度103TA081TAN4238DZ计算载荷系数K取，根据，8级精度，由图108查A6/VMS得动载系数；由表104查得；由图104V1458K1013查得；由表103查得。故38FHF载荷系数1095HN27120357HMPA1768TDM0486/VMS7168235/NTBHM2381458K3FH10415823AVHK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010A得331/71682/1678TTDM计算模数NM1COSCOS4530NZ3按齿根弯曲强度设计由式（1017）213COSFSANDKTYMZ1）确定计算参数计算载荷系数10415823AVF根据纵向重合度，从图查得238螺旋角影响系数。0Y计算当量齿数133228COS4795VZ查取齿形系数由表查得；1249FY21FAY查取应力校正系数由表查得；165SA275SA查取弯曲疲劳强度极限由图1020C查得小齿轮，大齿轮10FEMP2380FEMP查取弯曲疲劳寿命系数由图1018查得，108FNK29FN计算弯曲疲劳许用应力213K78DM254N213K80Y123895VZ1249FYA165S27A108FNK29取弯曲疲劳安全系数，由式（1012），得14S1208531492FNEKMPAS计算大、小齿轮的并加以比较FASY125760138346ASFY大齿轮的数值大。2）设计计算32321068COS1406197215NMM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，取2MM，NN可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径，由178DM，1COS78COS14382NDZ取，则,取。13Z20204几何尺寸计算1）计算中心距12381215COSCOS4NZMAM将中心距圆整为1525。2）按圆整后的中心距修正螺旋角12ARCOS35712NZ因值改变不多，故参数、等不必修正。AKHZ3）计算大、小齿轮的分度圆直径1234FMPA120386FASY1972NM2MMN178DM3Z20152AM135721278COS6NZMD4）计算齿轮宽度178DBM圆整后取；。2B1835结构设计小齿轮齿顶圆直径T16OMM，而又小于5OOMM，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图荐用的结构尺寸设计齿根圆直径为7821025273MMNAFMCHD21F齿顶圆直径为17812AAN230DM12786DM178BM2373MM1FD2FM1A8230D七、减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座厚度02538A10箱盖厚度118箱盖凸缘厚度B12箱座凸缘厚度515箱座底凸缘厚度2225地脚螺钉直径FD12036AFM20地脚螺钉数目N查手册4轴承旁联结螺栓直径1D175FDM16盖与座联结螺栓直径2（0506）2FM10轴承端盖螺钉直径3D（0405）3FD8视孔盖螺钉直径4（0304）4F6定位销直径D（0708）2D8，至外箱壁FD12的距离1C查手册表112262216，至凸缘边缘距FD2离2C查手册表1122414外箱壁至轴承端面距离1L（510）1LC2474大齿轮顶圆与内箱壁距离112115齿轮端面与内箱壁距离2213箱盖，箱座肋厚M,1850,11785轴承端盖外径2D（555）23D120（1轴）120（2轴）160（3轴）轴承旁联结螺栓距离S2D120（1轴）120（2轴）180（3轴）八、轴的结构设计按机械设计中式（152）初步计算轴的最小直径，选取II、III轴的材料为45钢,调质处理。I轴为40CR。根据资料1表153，取，于是得0A12三根轴的最小直径确定133MIN10P85D201M49233IN207A363MIN30P0D14M12523D5（一）中间轴设计1选用7307AC的轴承,S95,由箱体条件可知,挡油圈213长度取为9513225MM,T1F2437NT1RF804A536NMIND201121953245LBSM13D2齿轮宽为,左侧有2MM定位，故取,250LBM右侧有一轴肩,取H35,L14H,故取L6，D45（3）齿宽，故取，D383843281LB（4），D35MM。51095043LS（二）高速轴设计根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度1,选用7307AC的轴承,S95,挡油圈长度取为9510520MM,12195041LBSM35D21052齿轮宽为,故取,右侧L3由结构确1572157定3D4（3）与相似，故取，L14291054LBSMD35（4）512510068CEL，D35MM。（5）大带轮与轴，D266L24B（三）低速轴设计5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度（1）为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，L1轴段右端需制出一轴肩，故段的直径。2L56DM215100039250LCBSEL（2）查手册，选用型弹性套柱销联轴器LT（3）初选滚动轴承7312AC，则其尺寸为6013DDBM故左边轴承安装处有挡油环,挡油圈长度取为9513225MM，则3231953LBSM（4）挡油环右侧用轴肩定位，故可取,L4由尺寸70D确定,右侧的轴肩D75,齿轮部分6LB2786M（5）段与相似7L32BS1955九、轴的计算及轴承的计算（一）中间轴的计算1进行强度校核,按弯扭组合进行校核2T3T016FN27D95NR2TATAN58NCOSCOS140A2TF67T71T33TN519D80NR3TATAN2F63NCOSCOS8A3T519T3196将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图1T2F067NR58A21T3F569NR319AF26N图2图3其中图二中,通过另加弯矩而平移到指向轴线AE2F3图三中通过另加转矩而平移到作用轴线上TTR1HA3RE3RE2AE2R4578D/F457F45FD/096NR1HF096NR2H3R21HFF74ER1VT2T34585F75096NR2TT3R1VFF9222R17610486RRHN2R2339RVR对于型轴承，轴承的派生轴向力70ACDRF116848621DRFN223703R算得1259AEDDF所以26AEFN128ADN求轴承的当量动载荷和P2对于轴承18064ARF对于轴承235918AR查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为对于轴承1，X10Y对于轴承2，42871116416PRAFFN2220390359473RXY求该轴承应具有的额定载荷值因为则有21PR2HF74NR1V396R2FNR148R2F39N23596AFN181486PN257333266060129781034571528HRNLCPN故符合要求。73A轴的弯矩图的计算铅直面。123976,391NVNVFFAB段MFNV2X即M32391X045XBC段24517930465NVTMFXM4518XCD段23451850NVTTFXFX39670M76水平面12,4NHNHAB段207FXX05BC段2245/83164025NHRAMDMX4518XCD段1232345185/20NHRRAAFFXDF08976MX76截面处的、及的值列于下表CHMV表4载荷水平面垂直面V支持力F1096RHN274R13976RFN2RV弯矩M185HM263N854MM总弯矩21158730VH2246M扭矩T06NM力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力0622221358715CAAMTMPW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得，故安全。160AMP1C（2）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面分析各个截面上的弯矩与扭矩可知，BD段所承受的应力最大，考虑BC段轴的直径足够大，应力的集中不大。而对于C截面，由于CD段轴的直径比较小，致使C截面应力过于集中，所以判断为危险截面，应予校核。截面C左侧抗弯截面系数3330185472WDM抗扭截面系数2109T截面C左侧的弯矩M为43258701856N316TNM275487BPAPW截面上的扭转切应力为01683194TMPAPW832AMP材料45钢，调质处理，。MPB640P751PA15（2P362表151）综合系数的计算由，经直线插值，知道因轴肩52863RD30865而形成的理论应力集中为，132（2P40附表32经直线插入）轴的材料敏感系数为，80Q5（2P41附图31）故有效应力集中系数为11216K354872WM3109T1248536MNM0T27BPA183TM96AP110853217KQ查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，09（2P42附图32）（2P43附图33）轴采用磨削加工，表面质量系数为，2（2P44附图34）轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为1Q16526089KK27150碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，10安全系数的计算轴的疲劳安全系数为127560861AMSK140839A2256415CSS故安全。截面C右侧抗弯截面系数3330154287WDM抗扭截面系数T截面EF右侧的弯矩M为1248536NM302917BPAPW截面上的扭转切应力为216K502016235857TMPAPW17TAM材料45钢，调质处理，。PB640PA251MPA15（2P362表151）过盈配合处的，由附表38用插值法求出，并取K08，260，08KK08260轴采用磨削加工，表面质量系数为，9（2P44附图34）轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为1Q260126879KK18碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，1005安全系数的计算轴的疲劳安全系数为12753663910AMSK179A22367915CSS右侧也是安全的故轴的选用安全。2687K1十、键的选择和计算中间轴上键的校核大齿轮上,一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）取键长，38,10,DMBHM40LM键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得120PAM取其平均值，PAM键的工作长度4013LLB键和轮毂键槽的接触高度584KHM则，故合适。26238PAPTKLD所以选用键GB/T109620031040M第三个齿轮,小齿轮选用圆头普通平键（A型）38,8DBH取键长，7LM键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得102PAM取其平均值，10PAM键的工作长度76LLBM键和轮毂键槽的接触高度5084KH则，故合适。2013948PAPTKLD所以选用键GB/T109620037高速轴上带轮上,取取键长，838BHLM38LM键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得102PAM取其平均植，10PAM键的工作长度38LLB键和轮毂键槽的接触高度50735KHM则，故合适。32510426PAPTKLD所以选用键GB/T10968738BHLM2003低速轴上大齿轮上取键长，10键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得120PAM取其平均植，0PAM键的工作长度71852LLBM键和轮毂键槽的接触高度015KH则，故合适。3256098PAPTKLD所以选用键GB/T10962003170BHLM联轴器上4键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得120PAM取其平均植，10PAM键的工作长度7456LLBM键和轮毂键槽的接触高度0945KH则，故合适。3256108254PAPTKLD所以选用键GB/T10962003970BHL十一、减速器润滑方式及密封种类的选择一、齿轮的润滑由于低速级周向速度为04868M/S，采用浸油润滑,浸油高度取30MM。二、滚动轴承的润滑由于轴承DN值小于，所以使用挡油环。5210/MINR三、润滑油的选择齿轮考虑到该装置用于小型设备，选用LCKC润滑油。四、密封方法的选取从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用凸缘式端盖，易于加工和安装。十二、联轴器的选择此设备中选用选择弹性套柱销联轴器，代号为LY9。其公称转矩为1000NM许用最大转速为2850R/MIN,半联轴器的孔径为50MM联轴器的计算转矩，查表可得，考虑到转矩变化小，故取3CAATK1A156728NM其公称转矩为。半联轴器的孔径，长度，280150DM12LM故合用；半联轴器长度L112MM，半联轴器与轴配合的毂孔长度14LM十三、减速器附件的选择