机械设计课程设计-带式运输机上的一级闭式直尺圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计机械设计课程设计说明书设计题目：带式运输机上的一级闭式直尺圆柱齿轮减速器学生姓名：专 业：交通运输学 号：指导教师：完成时间：2015年7月2日- 24 -目录一、设计资料-1二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算-1三、齿轮传动的设计计算-4四、带传动装置的设计-7五、轴的设计计算及校核及-9六、滚动轴承的选择和计算-19七、键连接的设计-20八、联轴器的选择-21九、箱体设计及说明-21十、润滑和密封的选择-23十一、减速器附件的选择及说明-23十二、设计总结-24十三、参考资料：-24一、设计资料1、设计题目设计如图1所示的一级闭式斜齿圆柱齿轮减速器。图 12、 按第50组数据进行设计一级直齿圆柱减速器，拉力 f=1600n，速度 v=1.7m/s，直径 d=250mm，每 天工作小时数：16 小时，工作年限（寿命）：10 年，每年工作天数：365 天，运输带速度允许误差为5%。配 备有三相交流电源，电压 380/220v。3、设计工作量设计说明书一份减速器装配图（a0）1张零件图（a3）2张二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算1.电动机的选择（1）选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v，y型。（2）选择电动机的容量 电动机所需工作功率为： 工作机需要的工作功率： 传动装置的总效率为： 式中：分别分带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取 则： 电动机的功率为： （3）确定电动机的转速 卷筒的工作转速为：按机械设计课程设计指导书表一推荐的传动比合理范围，取v带，一级圆柱齿轮减速器的传动比，则总传动比合理范围，故电动机转速可靠范围为：符合这一范围的同步转速有1000r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，选定型号为y132m1-6的三相异步电动机，其主要性能如下表一：表一：电动机性能参数型号额定功率(kw)满载时启动电流额定电流启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速r/min电流（380v时）a效率%功率因数同步转速1000r/miny132m1-649609.4 840.776.52.02图 表二：电动机外形参数中心高h外形尺寸l(ac/2+ad)ad底脚安装尺寸ab底脚螺栓孔直径k轴伸尺寸de装键部位尺寸fgd132515345315 21617812388010412.确定传动装置的总传动比和分配传动比：:（1）总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为（2）各级传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使v带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.8，则减速器传动比为87.39/2.82.82 3.计算传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，推算出各轴的转速和转矩（或功率）。将传动装置各轴由高速至低速依次定为i、ii（如图1所示），以及相邻两轴间的传动比i0、i1；相邻两轴的传递效率为；各轴的输入功率(kw）为；各轴输入的转矩（nm)为；各轴的转速（r/min）为。各轴转速i 轴：ii轴：卷筒轴：各轴输入功率pd=fv/1000a各轴输入转矩电动机输入转矩为：各轴的输出功率：i-ii轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率0.98pi=2.980.98=2.92kwpii=2.830.98=2.77kw各轴的输出转矩轴名功率p kw转矩t nm转速r/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴3.130.849602.80.95高速轴i2.992.983.9982.8342.862.870.97中间轴ii2.892.7229.07226.17121.581.000.98滚筒轴iii2.742.75222.23219.43121.58i-ii的输出转矩为其输入转矩乘轴承效率0.98，具体数值见表三：表三三、齿轮传动的设计计算1、 选精度等级、材料及齿数（1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为260hbs，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200hbs。（2）精度等级选用8级精度；（3）试选小齿轮齿数z120，u=i=3.4，大齿轮齿数z2z1u=203.4=68，取z2=68；实际传动比i=z2/z2=3.4（4）压力角=20度。2、按齿面接触疲劳强度设计（1）小齿轮分度圆直径的确定：（a）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 材料的区域系数zh2.5 计算接触疲劳强度用重合度系数。查机械设计表11-4得 弹性系数ze=189.8查机械设计表11-6得齿宽系数d=0.8计算接触疲劳许用应力由机械设计224页图12.17得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：计算应力循环次数：由机械设计224页图12.18查得疲劳寿命系数取失效概率为0.01、安全系数为s=1，则：取二者中较小者作为作为齿轮副的接触疲劳应力，即小齿轮名义转矩t1=9.55p/n1=9.553.1/342.86=30300（b）试算小齿轮分度圆直径(c)齿轮模数据表4-1取标准模数m=2.53、按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 分度圆直径：d1=mz1=2.520=50mm d2=mz2=2.568=170mm（2）齿宽 所以取b1=75mmb2=50mm（3）由当量齿数由机械设计图11-8和图11-9查得：查表11-1得小齿轮、大齿轮弯曲疲劳极限弯曲疲劳系数分别为：取弯曲疲劳安全系数为s=1.6，则：取b=b2，则（4）圆周速度 4 几何尺寸（1）计算中心距（2）计算齿顶高，齿根高，全齿高齿顶高：ha齿根高：全齿高：（3）计算大.小齿轮的齿顶圆直径（4）计算齿根圆直径4、 带传动装置的设计1、工作条件 有前面的设计分析知：电动机的型号为y132m1-6，额定功率为4kw，满载转速，小带轮安装在电动机轴上，带的传动比为2.8，一天工作12小时，10年寿命，载荷微小变化。2、设计方法步骤（1）确定计算功率查机械设计表13-9得：工况系数。则：（2）选择v带的带型根据上述设计计算，查机械设计图11.15，确定v带带型为a型。（3）确定带轮的基准直径,并验算带速v（a）初选小带轮的基准直径根据带型，查机械设计图13-15确定小带轮的基准直径,取=140mm.（b）验算带速v，在5m/s-30m/s之间，满足要求。（c）计算大带轮的基准直径，取d=400mm。由机械设计p180表11.4，选择dd2后，会使传动比略有变化。故应该重新计算在误差范围内（4）确定中心距a，并选择带轮的基准长度（a）即：，取。(一般取靠近中间值)（b） 计算相应的带长查表取带长，表13-2可得，ld=2200mm,（a） 计算实际中心距a及其变动范围a =a0+（ld-l0）/2=628.1=534，经检验落在规定范围内。（5）验算小带轮上的包角同常小带轮上的包角小于大带轮上的包角，小带轮上的临界摩擦力小于大带轮的临界摩擦力。因此打滑通常发生在小带轮上。为提高带传动的工作能力，应使：故包角满足工作要求。（6）确定带的根数取带的根数为z=3（7）确定带的初拉力初拉力越小，则带传动的能力越小，一出现打滑。初拉力过大，则带的寿命低，带对轴和轴承的压力大。（8）计算压轴力（9）主要设计结论选用a型普通v带3根，带的基准长度2200mm。带轮基准直径，中心距控制在。单带的初拉力。五、轴的设计计算及校核1高速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n1=342.86r/min；功率p1=3.01kw；轴所传递的转矩t1=83970nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为217255hbs，许用弯曲应力为=60mpa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取a0=112。由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装v带轮，选用普通平键，a型，bh=66mm(gb/t 1096-2003)，长l=25mm；定位轴肩直径为26mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的直径和长度。外传动件到轴承透盖端面距离k=20mm轴承端盖厚度e=10mm调整垫片厚度t=2mm箱体内壁到轴承端面距离=10mm各轴段直径的确定 d1：用于连接v带轮，直径大小为v带轮的内孔径，d1=25mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定v带轮轴向定位，根据v带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=30mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=35mm，选取轴承型号为深沟球轴承6207 d4：轴肩段，选择d4=37mm。 d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=37mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=35mm。各轴段长度的确定 l1：根据v带轮的尺寸规格确定，选取l1=44mm。 l2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l2=64mm。 l3：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取l3=25mm。 l4：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取l4=8mm。 l5：由小齿轮的宽度确定，取l5=75mm。 l6：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取l6=8mm。 l7：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取l7=27mm。轴段1234567直径(mm)25303437803634长度(mm)456624974729（5）轴的受力分析a.画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径）齿轮1所受的径向力第一段轴中点到轴承中点距离la=94mm，轴承中点到齿轮中点距离lb=62.5mm，齿轮中点到轴承中点距离lc=64.5mmc.计算作用在轴上的支座反力水平面内轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关在水平面内高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）q=1044.79n轴承a处水平支承力：轴承b处水平支承力：在垂直面内轴承a处垂直支承力：轴承b处垂直支承力：轴承a的总支承反力为：轴承b的总支承反力为：d.绘制水平面弯矩图截面a在水平面上弯矩：截面b在水平面上弯矩：截面c在水平面上的弯矩：截面d在水平面上的弯矩：e.在垂直平面上：截面a在垂直面上弯矩：截面b在垂直面上弯矩：截面c在垂直面上的弯矩：截面d在垂直面上弯矩：合成弯矩，有：截面a处合成弯矩：截面b处合成弯矩：截面c处合成弯矩：截面d处合成弯矩：转矩和扭矩图截面a处当量弯矩：截面b处当量弯矩：截面c处当量弯矩：截面d处当量弯矩：e.画弯矩图弯矩图如图所示：f.按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为查表得45，调质处理，抗拉强度极限b=640mpa，则轴的许用弯曲应力-1b=60mpa，e-1b，所以强度满足要求。2.低速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n2=119.46r/min；功率p2=2.86kw；轴所传递的转矩t2=229090nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为217255hbs，许用弯曲应力为=60mpa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取a0=112。由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%查表可知标准轴孔直径为35mm故取dmin=35（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用a型键，bh=98mm(gb/t 1096-2003)，长l=63mm；定位轴肩直径为42mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。各轴段直径的确定 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=40mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=45mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=50mm，选取轴承型号为深沟球轴承62010 d4：齿轮处轴段，选取直径d4=50mm。 d5：轴肩，故选取d5=60mm。 d6：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d6=d3=47mm。各轴段长度的确定 l1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取l1=80mm。 l2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l2=65mm。 l3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取l3=40.5mm。 l4：根据箱体的结构和齿轮的宽度确定，选取l4=70mm。 l5：过渡轴段，选取l5=10.5mm。 l6：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取l6=32mm。轴段123456直径(mm)404550506050长度(mm)806540.57010.532（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮2所受的圆周力（d2为齿轮2的分度圆直径）齿轮2所受的径向力c.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮中点距离la=68.5mm，齿轮中点到轴承中点距离lb=66.5mm，轴承中点到第一段轴中点距离lc=114mmd.支反力轴承a和轴承b在水平面上的支反力rah和rbh轴承a和轴承b在垂直面上的支反力rav和rbv轴承a的总支承反力为：轴承b的总支承反力为：e.画弯矩图弯矩图如图所示：在水平面上，轴截面a处所受弯矩：在水平面上，轴截面b处所受弯矩：在水平面上，齿轮所在轴截面c处所受弯矩：在水平面上，轴截面d处所受弯矩：在垂直面上，轴截面a处所受弯矩：在垂直面上，轴截面b处所受弯矩：在垂直面上，齿轮所在轴截面c处所受弯矩：在垂直面上，轴截面d处所受弯矩：截面a处合成弯矩弯矩：截面b处合成弯矩：合成弯矩，齿轮所在截面c处合成弯矩为截面d处合成弯矩：转矩为：截面a处当量弯矩：截面b处当量弯矩：截面c处当量弯矩：截面d处当量弯矩：h.校核轴的强度因齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为查表得45，调质处理，抗拉强度极限b=640mpa，则轴的许用弯曲应力-1b=60mpa，e-1b，所以强度满足要求。六、滚动轴承1高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kn)620735721725根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，内径d=35mm，外径d=72mm，宽度b=17mm由于减速器为直齿轮减速器，不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷cr=25kn，轴承采用正装。要求寿命为lh=58400h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表16-11得x1=1，y1=0，x2=1，y2=0查表可知ft=1，fp=1.2取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kn)6201050902033.5根据前面的计算，选用62010深沟球轴承，内径d=50mm，外径d=90mm，宽度b=20mm由于减速器为直齿轮减速器，不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷cr=33.5kn，轴承采用正装。要求寿命为lh=58400h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表16-11得x1=1，y1=0，x2=1，y2=0查表可知ft=1，fp=1.2取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。七、键联接设计和强度校核1高速轴与带轮配合处的键连接高速轴与带轮配合处选用a型普通平键，查表得bh=6mm6mm（gb/t 1096-2003）,键长25mm。键的工作长度 l=l-b=19mm带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60mpa。键连接工作面的挤压应力2低速轴与齿轮2配合处的键连接低速轴与齿轮2配合处选用a型普通平键，查表得bh=14mm9mm（gb/t 1096-2003）,键长60mm。键的工作长度 l=l-b=46mm齿轮2材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120mpa。键连接工作面的挤压应力3低速轴与联轴器配合处的键连接低速轴与联轴器配合处选用a型普通平键，查表得bh=9mm8mm（gb/t 1096-2003）,键长63mm。键的工作长度 l=l-b=54mm联轴器材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120mpa。键连接工作面的挤压应力八、联轴器的选择10.1低速轴上联轴器（1）计算载荷由表17-1查得载荷系数k=1.3计算转矩tc=kt=297.82nm选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为lt7型弹性柱销联轴器（gb/t4323-2002），公称转矩tn=500nm，许用转速n=3600r/min，y型轴孔，主动端孔直径d=38mm，轴孔长度l1=82mm。从动端孔直径d=32mm，轴孔长度l1=82mm。 tc=297.82nmtn=500nm n=119.46r/minn=3800r/min九、箱体设计及说明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，大端盖分机体采用配合。表四 减速器机体结构尺寸设计名称符号计算公式结果箱座厚度（最小为8）8箱盖厚度8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径m18地脚螺钉数目a1.220齿轮端面与内箱壁距离25箱盖，箱座肋厚8.5、8.5轴承端盖外径+（55.5）108 120轴承端盖凸缘厚度tt=(1-1.2)8轴承旁联结螺栓距离s十、润滑和密封的选择1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环2润滑(1) 对于一级直齿圆柱齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离h不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1kw需油量v0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。十一、减速器的选择及说明（1）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m6紧固。（2）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。（3）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。（4）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。（5） 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。（6）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。（7）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。十二、设计总结这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是自己能够独立完成了设计任务，更重要的是在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。通过这次设计实践，我对机械设计有了更全面、更深入地了解与认识。本次课程设计填补了以往课堂上，我们只是很公式化的解题，对