带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器说明书

1、机械设计课程设计3齿轮目录第一章设计任务书 11.1 课程设计题目 错误！未定义书签。1.2 课程设计内容 1第二章电动机的选择 22.1 计算过程 22.1.1 选择电动机类型 22.1.2 选择电动机的容量 22.1.3 确定电动机转速 22.1.4 计算各轴转速 32.1.5 计算各轴功率 32.1.6 计算各轴转矩 42.2 计算结果 4第三章带传动的设计计算 53.1 已知条件和设计内容 53.2 设计步骤 53.3 带传动的计算结果 7第四章 齿轮传动的设计计算 8第五章 轴的设计 85.1 轴的概略设计 135.2 轴的结构设计 135.3 轴上零件的固定方法和紧固件 165.4

2、 轴上各零件的润滑和密封 175.5 低速轴的校核计算 175.6 轴承的选择及校核 195.7 联轴器的选择及校核 215.8 键的选择及校核计算 21第六章箱体的结构设计 226.1 箱体的结构设计 226.2 减速器润滑方式 23设计小结 23参考文献 24第一章设计任务书1.1 课程设计题目设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器，如图所示。运输机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载起动。减速器小批量生产。使用期限 10年，两班制工作。运输带 容许速度误差为5%。联轴器单级i8柱齿轮减速器、三角狡箫传动-x带法运输机电动机7参数符号单位;数值滚筒直径dmm400 1运输带速度vm/

3、s1.6运输带工作拉力fn2800 11.2 课程设计内容1、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算;2、传动零件（如齿轮、带传动）的设计；3、轴的设计；4、轴承及其组合部件设计；5、键联接的选择及校核；6、箱体、润滑及附件的设计；7、装配图和零件图的设计；第二章电动机的选择2.1 计算过程2.1.1 选择电动机类型按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380v, y型2.1.2 选择电动机的容量电动机所需的功率为pw fvpd =二一a a由电动机到运输带的传动总效率式中”1、匕、“3、l、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒 的传动效率。取)=0.96, “2=0

4、.99,巳=0.97, 1=0.99, % =0.96则：a = 1 22 3 4 5=0.859fvpd =一 =5.217 kwa根据机械设计手册可选额定功率为 5.5kw的电动机。2.1.3 确定电动机转速根据合理的传动比范围，初选v带的传动比i； = 24，齿轮的传动比电动机转速的范围为 nd=ia n=(24) (3 5) 76.39 =458 1528 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量和带传动、减速器的传动比，选电 动机型号为y132m2将总传动比合理分配给 v带传动和减速器，就得到传动 比方案。2电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速r/min电动机重

5、量kg传动装置的传动比满载转速满载电流总传动比v带减速器y132m2-65.596011.6068.0012.574.003.14电动机主要尺寸参数中心高h外形尺寸l m（hc/2+hd）m hd底脚安,am b菱尺寸地脚螺栓空直径k轴外伸尺寸d m e112475 父 345 m 315216m1781238802.1.4 计算各轴转速i 轴n1=曳=240.00 r/mini0ii 轴n2 =曳=76.39 r / minii联轴器 n3 =n2 =76.39 r/min2.1.5 计算各轴功率i 轴pi = pd i=5.01 kwii 轴p2 = p1 2 3=4.81 kw联轴器p3

6、 = f2 2 4 =4.71 kw2.1.6 计算各轴转矩。电动机轴td =9.55 106曲=51.90 n mm6 pi 轴 t1 = 9.55 10 =199.29 n mm n1ii 轴 t2 = 9.55 1 06 匹=601.23 n mm n2联轴器 t3 = 9.55 1 06 23 =589.27 n mm %2.2 计算结果运动和动力参数计算结果轴名功率p (kw)转矩t (n- mm转速n r/min传动比 i效率刀输入输出输入输出电动机轴5.2251.90960.004.000.96i轴5.014.96199.29197.30240.003.140.96ii轴4.81

7、4.76601.23595.2276.391.000.98联轴器4.714.67589.27583.3876.3911第三章带传动的设计计算3.1 已知条件和设计内容设计v带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸 限制；所需传递的额定功率p;小带轮转速ni；大带轮带轮转速n2与传动比i o3.2 设计步骤(1)确定计算功率pea查得工作情况系数k=1.1。故有：pca=kapd =5.74 kw(2)选择v带带型据pea和n选用a带。 ca(3)确定带轮的基准直径dd并验算带速1 )初选小带轮的基准直径dd ,取小带轮直径dd1=125mm2 )验算带速v,有：一二 dd1

8、 小v 一60 1000=6.28 m/s因为6.28 m/s在5m/s-30m/s之间，故带速合适。3 )计算大带轮基准直径dd2dd2 =i xdd1 = 500mm 取dd2=500mm(4)确定v带的中心距a和基准长度ld1)初定中心距a0=750mm2)计算带所需的基准长度(dd1 -dd2)2ldo ： 2a0 (dd1 dd2)-24%=2529mm选取带的基准长度ld =2500mm3)计算实际中心距ld - ld0 a : ao 735.5m2中心局变动范围：amin =a-0.015d =698.00 mma a 0.03d =810.50 mm max(5)验算小带轮上的

9、包角 57.3 二=180 -(dd2 -dd1) =150.79 120a(6)计算带的根数z1)计算单根v带的额定功率pr由 dd1 =125mmf口 n0 =960r/min 查得p 0=1.37kw据 n0=960r/min , i=4.00 和 a 型带，查得p0=0.11kw查得 ka=0.92, kl =1.09,于是：r=(p0+：p) kl k：=1.48 kw2)计算v带根数zz = pca =3.87 pr故取4.00根。(7)计算单根v带的初拉力最小值(f0)min查得a型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以(f 0)min二 500 ”士)pak z v2qv=20

10、0.02 n应使实际拉力f。大于(f0)min(8)计算压轴力fp p压轴力的最小值为:(fp)min=2z(f)minsin=1548.44 n3.3带传动的计算结果带传动的设计参数a中心距735.5mm小带轮直径125mm包角150.79 口大带轮直径500mm巾民2500mm带的根数4初拉力200.02 n带速6.28 m/s压轴力1548.44 n第四章 齿轮传动的设计计算选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40cr （调质），硬度为280hbs齿轮2 材料为45钢（调质）硬度为240hbs齿轮1齿数20,齿轮2齿数63。按齿面接触强度:j2ktf u+1 zze 3 d%t u mh齿轮1

11、分度圆直径dit其中:kt 载荷系数，选kt =1.3d 齿宽系数，取d =0.9u 齿轮副传动比，u =3.141ze材料的弹性影响系数，查得 ze -189.8 mpa 2l h 1 许用接触应力，k h l h 1 h 2查得齿轮1接触疲劳强度极限0 hlim1 =650 mpa。查得齿轮2接触疲劳强度极限0hlim2 =600mpa。计算应力循环次数：（设两班制，一年工作300天，工作10年）n1 =60n1jlh =6。240.001 （2 8 300 10） =6.91108n18n2 -丁 -2.2010i2查得接触疲劳寿命系数 khn1 =0.95, khn2 =0.97取失效

12、概率为1% ,安全系数s=1,得：1 = khn1” hlim1 =617.5 mpasi 2 二 khn2alim2 = 582 mpa 2 s则许用接触应力lh l - h 1 -h 2 =mpa2dit -322ki u+1 zhze、5 j= 79.58mm圆周速度二 d/iv 二60 1000=1.00 m/s齿宽b = d d1t =71.62 mm模数d1t cos :mnt = 3.98 mmzih = 2.25mnt =8.95 mm计算载荷系数b/h =8.00k :已知使用系数ka =1；根据v =1.00 m/s, 8级精度，查得动载系数kv=1.05;用插值法查得8级

13、精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数khb=1.42 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数kf 0 = 1.35 ；查得齿间载荷分配系数khqt = kfq = 1；故载荷系数k =kakvkh：kh : =1.49按实际载荷系数校正所算的分度圆直径人人 kd1 二d1t383.37 mm.kt计算模数mn:mn =5 =4.17 mmzi按齿根弯曲强度:2zi, 2kti yfaysamn2 ,dzi匕 i计算载荷系数k =kakvkf：ki =1.42查取齿形系数：查得 yfa1=2.80 , yfa2 =2.27查取应力校正系数：ysai=1.55, ysa2

14、 =1.736查得齿轮1弯曲疲劳极限仃fe1 =500 mpa查得齿轮2弯曲疲劳极限qfe2 =380 mpa取弯曲疲劳寿命系数 kfn1 =0.95, kfn2 =0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数s=1,得1. 1 : kfnffe1 =475mpa1 si 2 = kfin2 fe2 =368.6 mpa2 s计算齿轮1的y汽并加以比较yfa 1ysa1= 0.0091-f 1yfa2ysa2= 0.0107齿轮2的数值大则有：2kt1 yfaysamn -32|.- i 2.56 mmd z1 f对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算

15、的法面模数，取模数 mn =3.00 mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径d= 79.58 mm来计算应有的齿数。则有:di c c cczi =27.7928mn取4=28,贝u z2 =87.96 %88将中心距圆整为174mm计算齿轮分度圆直径：d1 = zimn = 84 mmd2 = z2mn = 264 mm几何尺寸计算 计算中心距：a = d1 d2 =mm 2计算齿轮1宽度：b| = dd1 =75 mm齿轮2宽度b2 =80mm。ii各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级中心距amm174传动比i3.14模数mnmm3端面压力角a

16、020啮合角a020齿数z2888分度圆直径dmm84.00264.00齿顶圆直径damm90.00270.00齿根圆直径dfmm76.50256.50bmm8075材料40cr （调质）45钢（调质）齿面硬度hbs28024024第五章轴的设计5.1轴的概略设计(1)材料及热处理根据工作条件，初选轴的材料为 45钢，调质处理(2)按照扭转强度法进行最小直径估算dmin之a3jpmm。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对 .n轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%查得a=103-126,则取a=110i 轴 d1

17、 - a3 p =30.28 mm1 : n111轴2 a3, p2 -43.76 mm(3)装v带轮处以及联轴器处轴的直径考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：i 轴 d1min -d1 (1 7%) =32.40 mmii轴 d2min -d2 (1 10%) =48.14 mm将各轴的最小直径分别圆整为：d1=35mm d2=50mm5.2轴的结构设计1.高速轴的结构设计高速轴的轴系零件如下图所示各轴段直径及长度的确定d11:轴 1 的最小直径，d11=d1min=35mmd12:密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈密封）,d12=38mmd13:滚动轴承

18、处轴段，d13=40mm选取轴承型号为角接触球轴承 7008gd14:过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=46。d15:齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的热处理工艺相同，均为45钢，调质处理。d16:过渡轴段,要求与 d14轴段相同，d16=d14=46mmd17:滚动轴承轴段，d17=40mm各轴段长度的确定111 :根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取 l11=52mm112 :由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定113 :由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取114 :根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取115 :由小齿轮的宽度确定，取115

19、=80mm116 :根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取117 :由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取 1-a-2325.46 n=f1，所以a处1轴承被压紧，b处2轴承 放松。故：fa1=fae+fd2=3385.11 n , fa2=fd2=2142.79 n。3 .当量动载荷p4 据工况（无冲击或轻微冲击），查得载荷系数fp=1.1。1 轴承:因 fa1/fr1 =0.52 0.38=e ,可知：p尸fp （0.4fn+ye1）=8078.03 n2 轴承：因 fa2/fr2=0.39 0.38=e，可知:p2=fp（0.4f2+ye2） =5939.83 n4 .验算轴承寿命因p1p2故

20、只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为 10 （年）x365 （天）x 16 （小时）=48000h。lh =0-（生）=190041.09 h48000h60n2 r其中，温度系数ft=1 （轴承工作温度小于120度），轴承具有足够寿命。5.7 联轴器的选择及校核由于设计的减速器伸出轴d=51 mm,根据机械设计手册第五篇-轴及其联 接表5-2-4选取联轴器：主动端：j型轴孔、a型键槽、d =51 mm、l= 82mm从动端：j1型轴孔、a型键槽、d=51mm、l =82 mmj51 x 82选取的联轴器为：tl7 gb/t5843j151 x 82联轴器所传递的转矩t=595.22

21、 n.m,查得工况系数k=1.9,联轴器承受的 转矩为tca = ka t =1130.92 n m查得该联轴器的公称转矩为1500n .m,因此符合要求。5.8 键的选择及校核计算低速轴端联轴器键选择的型号为键 c16x 80 gb/t1096键的工作长度为l=l-b=80-16/2=72mm ,轮毂键槽的接触高度为 k=h/2=5mm 根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得仃p=150mpa则其挤压强度2t 10kld= 65.49 mpa-p =150mpa满足强度要求第六章箱体的结构设计6.1箱体的结构设计减速器的箱体采用铸造（ht20。制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合 质量，大端盖分机体采用 且工配合。is6箱体主要结构尺寸计算如下：箱座壁厚=8mm箱座凸缘厚度b1=