机械设计课程设计-带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

课课程程设设计计 c co ou ur rs se e p pr ro oj je ec ct t 题目： 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别： 机械工程系 专业： 机械设计制造及自动化 学制： 四年 姓名： 学号： 导师： 2010 年 12 月 24 日 i 目录目录 第第 1 1 章章机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书 1 1 1.1.设计题目 .1 1.2.设计要求 .1 1.3.设计说明书的主要内容 .2 1.4.课程设计日程安排 .2 第第 2 2 章章传动装置的总体设计传动装置的总体设计 3 3 2.1.传动方案拟定 .3 2.2.电动机的选择 .3 2.3.计算总传动比及分配各级的传动比 .3 2.4.运动参数及动力参数计算 .4 第第 3 3 章章传动零件的设计计算传动零件的设计计算 6 6 第第 4 4 章章轴的设计计算轴的设计计算 1515 第第 5 5 章章滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的选择及校核计算 2222 第第 6 6 章章键联接的选择及计算键联接的选择及计算 2424 第第 7 7 章章连轴器的选择与计算连轴器的选择与计算 2525 设计小结设计小结2828 参考文献参考文献2929 第第 1 1 章章 机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书 1.1.1.1.设计题目设计题目 设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平 稳，两班制工作，使用寿命为 5 年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为5%。 图 1带式运输机 1.2.1.2.设计数据设计数据 表 1设计数据 运输带工作拉力 f（n） 运输带工作速度 v(m/s) 卷筒直径 d(mm) 65200.45300 1.3.1.3.设计要求设计要求 1.减速器装配图 a0 一张 2.零件图 2 张 3.设计说明书一份约 60008000 字 机械设计课程设计 2 1.4.1.4.设计说明书的主要内容设计说明书的主要内容 封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期) 目录（包括页次） 设计任务书 传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图) 电动机的选择计算 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 传动零件的设计计算 轴的设计计算 滚动轴承的选择和计算 键联接选择和计算 联轴器的选择 设计小结(体会、优缺点、改进意见) 参考文献 1.5.1.5.课程设计日程安排课程设计日程安排 表 2课程设计日程安排表 1)1) 准备阶段12 月 20 月 20 日1 天 2)2) 传动装置总体设计阶段12 月 20 日12 月 20 日1 天 3)3) 传动装置设计计算阶段12 月 21 日12 月 23 日3 天 4)4) 减速器装配图设计阶段12 月 24 日12 月 30 日5 天 5)5) 零件工作图绘制阶段12 月 31 日 1 月 4 日2 天 6)6) 设计计算说明书编写阶段1 月 5 日 1 月 6 日1 天 7)7) 设计总结和答辩1 月 7 日1 天 第第 2 2 章章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计 2.1.2.1.传动方案拟定传动方案拟定 项目计算及说明结果 传动法案 的拟定 选择普通 v 带传动，传动平稳，能缓冲吸震，结构简 单。 v 带传动 2.2.2.2.电动机的选择电动机的选择 项目计算及说明结果 电动机的 选择 按工作要求和条件，选择 y132m1-6 的电机，额定功率为 4kw，同步转速 1000r/min，满载转速=960r/min。 y132m1-6 =960r/min。 2.3.2.3.计算总传动比及分配各级的传动比计算总传动比及分配各级的传动比 项目计算及说明结果 计算总传 动比及分 配各级的 传动比 卷筒的转速：=60v/d=0.45/5 3.14=28.66r/minn卷筒 整体总传动比： =/=33.496 n i n卷筒 取 v 带的传动比：=2.8 0 i 减速器总传动比： =/=33.496/2.8=11.96i 0n i i 0 i 低速级传动比： 查表得 =4 1 i 高速机传动比： = /=3 2 ii 2 i =2.8 0 i =11.96i =4 1 i =3 2 i 机械设计课程设计 4 2.4.2.4.运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算 项目计算及说明结果 运动参数 及动力参 数计算 转速 轴转速：=/=960/2.8=342.86r/min 1 轴转速：=/=342.86/4=85.72r/min 2 1 轴转速：=/=85.72/3=28.6r/min 3 2 卷筒转速：=28.6r/min n卷筒 3 功率 =0.96、=0.98、=0.97、=0.99、=0.96 为传动带、 5 轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒传动功率。 =fv/1000=3.86kw d pn 轴一 ： =3.86 0.96=3.7kw 1d pp 轴二 ： =3.70.980.97=3.5kw 21 pp 轴三 ： =3.50.980.97=3.34kw 32 pp 卷筒轴 ： =3.340.980.99=3.24kw 43 pp 转矩 电动机输出转矩 : 3.86 9550955038.4 960 d d m p tnm n 轴一 : 101 38.4 2.8 0.96103.2 d ttinm 轴二 : 21231 tti 103.2 0.98 0.87 4392.2nm 轴三 : 32232 tti 392.2 0.98 0.97 31118.5nm 卷筒轴输入转矩: 324 1118.5 0.98 0.991085.2ttnm 卷筒 nm=960 n1=342.86 n2=85.72 n3=28.6 n卷筒=32.65 p1=3.7 p2=3.5 p3=3.34 p卷筒=3.24 t1=103.2 t2=392.2 t3=1118.5 t卷筒 =1085.2 01=0.96 12=0.95 23=0.95 34=0.97 机械设计课程设计 5 电动 机 两级圆柱减速器工作机 轴号 1 轴2 轴3 轴卷筒 转速 n(r/min) nm=96 0 n1=342.8 6 n2=85.7 2 n3=28.6 n卷筒 =32.65 功率 p(kw) p=4p1=3.7p2=3.5p3=3.34 p卷筒 =3.24 转矩 t(nm) t1=103.2 t2=392. 2 t3=1118. 5 t卷筒 =1085.2 传动比 i 2.8431 传动效率 01=0.9612=0.9523=0.9534=0.97 机械设计课程设计 6 第第 3 3 章章 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 3.1.3.1.高速级减速齿轮设计高速级减速齿轮设计 项目计算及说明结果 高速级减 速齿轮设 计 1选精度等级、材料及齿数，齿型和确定主要参数 （1）确定齿轮类型。 两齿轮均为标准圆柱斜齿轮，硬齿面。 （2）材料选择。 小齿轮材料为 40cr（调质），硬度为 50hrc，大齿轮材料 为 40cr（调质），硬度为 50hrc。 （3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精 度 （4）选小齿轮齿数25，大齿轮齿数 1 z 425=100,取 z2=101。 2 z 1 i 1 z (5)选取螺旋角。初选螺旋角 12 （6）小齿轮传递转矩 t1 =101109.78nm （7）传动比误差 （/）-/ =1% 合格 2 z 1 z 1 i 1 i （8）齿宽系数 d=0.50, 由 p144,表 8.6 查得。 （9）端面重合度 = =0.50 （10）轴面重合度= =0.84 2 齿根弯曲强度疲劳设计 （1）使用系数 ka=1。由 p130,表 8.3 查得。 （2）动载系数 kvt 试选 1.20 （3）齿向载荷分布系数k=1.08。图 8.11 查得。 （4）齿间载荷分布系数k=1.2。表 8.4 查得。 3 1/cos z 6 11 9.55 10/p n 12 1.88 3.2(1/1/) coszz 1 0.318tan dz 机械设计课程设计 7 （5）小齿轮当量齿数 zv1= =26.71 （6）大齿轮当量齿数 zv2= =107.92 （7）小齿轮的齿形系数yf1=2.59，由 p139,图 8.19 查得 （8）大齿轮的齿形系数 yf2=2.23，由 p139,图 8.19 查得 (9)小齿轮的应力修正系数 ys1=1.59，由 p139,图 8.20 查得 (10) 大齿轮的应力修正系数 ys2=1.80, 由 p139,图 8.20 查得 (11) 重合度系数 y=0.70, 由 p140,图 8.21 查得 (12) 螺旋角系数 y=0.91, 由 p143,图 8.26 查得 (13) 小齿轮的弯曲疲劳极限应力flim1=360.00, 由 p146,图 8.28 查得 (14) 大齿轮的弯曲疲劳极限应力flim2=360.00, 由 p148,图 8.28 查得 （15）小齿轮应力循环次数 n1= =41.14 7 10 （16）大齿轮应力循环次数 n2=10.18 7 10 （17）小齿轮寿命系数yn1=1.0，由 p147,图 8.30 查得 （18）大齿轮寿命系数 yn2=1.0，由 p147,图 8.30 查 得 （19）安全系数 sf=1.25，由 p147,表 8.7 查得 （20）小齿轮的许用弯曲应力 f1= =288mpa （21）大齿轮的许用弯曲应力 f2 = =288mpa （22）小齿轮的模数 mn1= =2.09mm （23）大齿轮的模数 mn2= 2 n mmm 25 1 z 2 101z 1 51.59dmm 2 208.41dmm 130amm 2 26bmm 1 35bmm 3 2/cos z 1 60 h nal 1/ n i 2lim2/nff ys 2 3 1111 1 2/() fsd f kty y yyz 1lim1/nff ys 2 3 1221 2 2/() fsd f kty y yyz 机械设计课程设计 9 =2.07mm （24）模数 mn=2.09mm 取小齿轮模数和大齿轮模 数中最大的。 （25）小齿轮运动速度 v= =0.96mm/s （26）动载系数 kv=1.05，由 p131,图 8.7 查得。 （27）修正模数 mn= =2mm。 （28）取模数 mn=2.00。 3 齿轮参数计算 （1）中心距 a= =128.81mm 取整为 130mm （2）螺旋角 = = 14.25o 与初选螺旋角相差不大，符合。 （3）小齿轮分度圆直径d1= =51.59mm （4）大齿轮分度圆直径 d2= =208.41mm （5）大齿轮宽度 b2= =25.79mm， 圆整 b2=26.00mm。 （6）小齿轮宽度 b1= =35.00mm 4 齿面接触疲劳强度校核 （1）弹性系数 ze=189.80，由 p136,表 8.5 查得。 （2） 节点区域系数 zh=2.45, 由 p136,图 8.14 查得。 （3）重合度系数 z=0.79, 由 p136,图 8.15 查得。 （4）螺旋角系数 z=0.99，由 p142,图 8.24 查得。 （5） 小齿轮的接触疲劳极限应力 hlim1=1200.00mpa，由 p146,图 8.28 查得。 （6） 大齿轮的接触疲劳极限应力hlim2=1200.00 mpa，由 p146,图 8.28 查得。 （7） 小齿轮寿命系数 zn1=1.00，由 p147,图 8.29 查 3 / ntvvt mkk 1 1 1/(60 1000cos )n m zn )105( 2 b 12 arccos()/2 n m zza 1/cosn m z 1dd 12 ()/(2cos ) n m zz 2/cosn m z 机械设计课程设计 10 得。 （8） 大齿轮寿命系数zn2=1.15，由 p147,图 8.29 查 得。 （9）安全系数 sh=1.00，由 p147,表 8.7 查得。 （10）小齿轮的许用接触应力 h1= =1200mpa （11）大齿轮的许用接触应力 h2= =1380mpa （12）许用接触应力 h=1200mpa， 取小齿轮 与大齿轮需用接触应力的最小的值 。 （13）接触应力 h= =810.08mps。 2)、截面左面 15.93 b mpa 15.93 a mpa 26.47 t mpa 13.235mpaa 7.39s 5.9s 4.6 ca s ss 机械设计课程设计 23 抗弯截面系数： 333 12500501 . 01 . 0mmdw 抗扭截面系数： 33 250002 . 0mmdwt 3 左面弯矩为：118050mnmm 扭矩：t=392200nmm 弯曲应力： 118050 9.44 12500 b m mpa w 9.44 a mpa =0m 扭转切应力： 392200 15.688 25000 t t t mpa w 15.688 7.844mpa 22 t am 对于调质处理的 45 钢，=650mpa, =300mpa, b1 =155mpa；由表 10.1 注 2 查得材料的等效系数1 =0.2，=0.1。键槽引起的应力集中系数，由附表 10.4 查得=2.94,=2.37。绝对尺寸系数，由附图kk 10.1 查得=0.75，=0.85 轴磨削加工时的表面质量系数由附图 10.2 得=0.92 1 275 9.9 2.94 9.440.1 0 am s k 1 155 8.165 2.37 7.8440.05 7.844 am s k 2222 9.9 8.165 6.3 9.98.165 ca s s s ss 许用安全系数s=1.31.5,显然 ss。 所以截面安全。 9.44 b mpa 9.44 a mpa 9.9s 8.165s 6.3 ca s ss。 中间轴安全 机械设计课程设计 22 第第 5 5 章章 滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的选择及校核计算 项目计算及说明结果 滚动轴承 的选择及 校核计算 由于齿轮油轴向力，所以都选择角接触轴承。 各轴的轴承型号选择各轴的轴承型号选择 输入轴装轴承端，故由 gb/t292-1994 47 35ddmm 摘录查得，选用 7207ac。d=35mm，d=72 mm，b=17mm。 中间轴装轴承端，故由 gb/t292-1994 13 40ddmm 摘录查得，选用 7208ac。d=40mm，d=80mm，b=18mm。 输出轴装轴承端，故由 gb/t292-1994 13 40ddmm 摘录查得，选用 7214ac。d=70mm，d=125mm，b=24mm。 中间轴轴承的校核中间轴轴承的校核 由机械设计第五版表 11.13 查得 7207ac 轴承内部轴向力 计算公式，则轴承 i、ii 的内部轴向力为 22 111 1736.5 vh fffn 22 222 1904.2 vh fffn 222 tan14.25955.9 at affn 333 tan14.84831 at affn 110.70.7 1736.51215.55sfn 2 2 0.70.7 1904.21332.94sfn +=1332.94+955.9=2288.44n, 2s 2a +=1215.55+831=2046.55n 1s3a 故+,但由轴承部件的结构可知轴承 i 将保 2s 2a 1s3a 持平衡，故两轴承的轴向力为 =1332.94+955.9-831=1457.84n, 1223afsaa =1332.94n. 22afs 比较两轴承的受力得，需计算两个轴12f f 承的寿命。 由机械设计手册查 7208ac 可得 c=35200n, =24500n0c 查表 11.12 得 e=0.68 第一个轴承： 轴承 i 的寿 命： 479840hlh 机械设计课程设计 23 由=955.9/1736.5=0.55ea2 1 f /f 由机械设计第五版表 11.12 得 x=0.41,y=0.87 当量动载荷 p=x+y=0.41 1736.5+0.87 1103.69=1672.17n1fa2f 轴承在 100 摄氏度以下工作，查机械设计第五版表 11.9 得=1.0 由于其中机械的冲击属于中等冲击，查机械设tf 计第五版表 11.10 得=1.5。pf 故轴承 i 的寿命 66 33 22 10101 35200 ()()479840 6060 85.72 1.5 1672.17 t h p f c lh nf p 第二个轴承： 由=813/1904.2=0.43ea3 2 f /f 由机械设计第五版表 11.12 得 x=0.41,y=0.87 当量动载荷 p=x+y=0.41 1904.2+0.87 813=1488n 2 fa3f 轴承在 100 摄氏度以下工作，查机械设计第五版表 11.9 得=1.0 由于其中机械的冲击属于中等冲击，查机械设tf 计第五版表 11.10 得=1.5。pf 故轴承 ii 的寿命 66 33 22 10101 35200 ()()762626 6060 85.72 1.5 1488 t h p f c lh nf p 显然合格。 故轴承 ii 的 寿命: 762626hlh 合格。 机械设计课程设计 24 第第 6 6 章章 键联接的选择及计算键联接的选择及计算 项目计算及说明结果 键的选择 中间轴上 键强度的 校核 输入轴上最小直径处用 a 型普通平键连接，选择 a8 7 36 gb/t1096-2003 中间轴上高速大齿轮 2 处选择键 b12 8 22 gb/t1096- 2003。低速小齿轮 3 处选择 a12 8 50 gb/t1096-2003 输出轴齿轮 4 上选择 a20 12 36 gb/t1096-2003。联轴 器上选择 a16 10 100 gb/t1096-2003。 中间轴上高速级大齿轮 2 处键连接的挤压应力 此处使用双键，其中一个键的挤压应力为： mpa 3 2 44 392.2 10 212.2 42 8 22 ii p t dhl 考虑到载荷分布不均匀性，按 1.5 各键计算。 mpa 22/ 1.5141pp 中间轴小齿轮 3 处键连接的挤压应力 mpa 3 3 44 392.2 10 122.9 ()42 8 (50 12) ii p t dh lb 取键、轴及齿轮的材料都为钢，查表 6.1 得 =120150mpa,可以满足,。 p2p p3p p 输入轴： a8 7 36 中间轴： b12 8 22 a12 8 50 输出轴： a20 12 36 a16 10 100 mpa2141p mpa3122.9p =120150mpa p 2p p 3p p 机械设计课程设计 25 第第 7 7 章章 连轴器的选择与计算连轴器的选择与计算 项目计算及说明结果 联轴器的 选择 联轴器的 校核 由上可知 iii 轴与卷筒之间可选择的联轴器型号 lx4 型联 轴器，公称转矩为 2500n.m,许用转速为 3870r/min,轴孔 直径范围为 4056mm,j 型轴孔，a 型键。联轴器主动端的 代号为 lx4 55 112gb/t5014-2003。 联轴器处键连接的挤压应力 mpa 3 3 44 1118.5 10 96.8 ()55 10 (100 16 p t dh lb ） 由于键、轴的材料都为钢，查表 6.1 得 =120150mpa,显然满足,故满足强度。 pp p mpa96.8p =120150mpa p p p 满足强度。 机械设计课程设计 26 第第 8 8 章章 箱体及各附件的设计箱体及各附件的设计 项目计算及说明结果 减速器的箱体采用铸造（ht200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合 质量。 1.机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉 渣溅起，齿顶到油池底面的距离。30mmh 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面 应精创，其表面粗糙度为 6.3. 3.机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为上箱体 8mm，底座 8mm。机体外型简单，拔模方便. 4.对附件设计 a 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的 空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸 缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板 用铸铁制成，用 m8 紧固 b 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧， 以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块， 由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 c 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. 机械设计课程设计 27 箱体 及各 附件 的设 计 d 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机 盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. e 盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. f 位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的 长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. g 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计: : 名称符号计算公式结果 箱座壁厚 83025 . 0 a8 箱盖壁厚 1 8302 . 0 a8 箱盖凸缘厚度 1 b 1 5 . 1 12 箱座凸缘厚度b5 . 1 12 箱座底凸缘厚度 2 b5 . 2 20 地脚螺钉直径 f d =18.4812036 . 0 adm20 地脚螺钉数目n a2504 轴承旁联接螺栓 直径 1 d =13.86 f d75 . 0 m14 机盖与机座联接 螺栓直径 2 d6 . 05 . 0 f d m12 轴承端盖螺钉直 径 3 d5 . 04 . 0 f d m10 视孔盖螺钉直径 4 d4 . 03 . 0 f d m8 定位销直径d8 . 07 . 0 2 d m8 机盖，机座肋厚mm , 1 85 . 0 ,85 . 0 1