北工大机械设计基础计算说明书.doc

装订线 装 定 线装定线 装定线 装 定线装 定线装 定线装 定线装 定线机械设计课程设计计算说明书设计题目： 用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器 院（系）： 建筑工程学院 学号： 设计者： 指导教师： 许东来 2015 年 07 月 17 日校名： 北 京 工 业 大 学 目录一、设计任务书二、机械装置的总体方案设计（一）传动方案的分析与拟定（二）电动机的选择与计算（三）计算传动装置的总传动比及分配各级传动比（四）传动装置的运动、动力参数计算三减速器传动零件的设计计算1高速级普通V带传动的设计计算2圆柱齿轮传动的设计计算四轴的计算1、初步计算轴的最小直径、选择滚动轴承及联轴器2、减速器输出轴的结构设计及强度校核五滚动轴承的选择和计算六键联接的选择和强度校核七减速器箱体的设计八润滑方式和密封类型的选择，润滑油牌号的选择和装油量的计算九、设计小节及心得体会十、参考文献项目和内容设计计算依据和过程计算结果 一、设计任务书二、机械装置总体方案设计（一）传动方案的分析与拟定1.课程设计题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮 减速器2.原始数据：（1）数据编号：A6（2）运输带工作拉力F: 1350N(3)运输带工作速度v：1.60 m/s(4)卷筒直径D：260 mm3.工作条件：连续单项运行，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为5%。1.带式运输机传动方案简图1、 V带传动 2、运输带 3、减速器（齿轮传动） 4、联轴器 5、电动机 6、卷筒项目和内容设计计算依据和过程计算结果（二）电动机的 选择与计算2、结构说明选用V带传动和闭式齿轮传动。（1） V带传动1承载能力小、转距相同时，其结构尺寸要比其他传动形式的结构尺寸大，但传动平稳，能缓冲吸振和过载保护因此布置于高速级，能发挥它的的优点。闭式齿轮传动传动比不受中心距的影响，瞬时速比稳定，传动效率高，工作可靠，寿命长，结构紧凑，外形尺寸小，轮齿可以做成斜齿，用于速度较高或载荷较重的传动。综上此方案传动比不太大，效率较高，工艺简单，精度易于保证。运输机由电动机驱动。电动机1将动力传到带轮2再传到减速器3经联轴器4将动力传至运输机卷筒6带动运输带5工作。1.选择电动机的类型按工作要求选用Y系列（IP23）防护式笼型三相异步电动机，电压380V。2.确定电动机的功率（1）工作机的功率Pw(2) 传动装置总效率其中：V带传动： 滚动球轴承：Y系列三相异步电动机，电压380VPw = 1.84 Kw 总效率为0.8675项目和内容设计计算依据和过程计算结果（二）选择电动机3）工作机所需电动机功率 由于载荷平稳电动机额定功率等于或略大于工作机所需的电动机功率即可，即 故由2P203 表17-1，Y系列电动机技术数据，选电动机额定功率 3.确定电动机的转速滚筒轴工作转速传动由V带和单极圆柱齿轮减速器组成：总传动比范围：故电动机转速可选范围为 电动机数据比较方案电动机型号额定功率电机转速电动机质量同步满载1Y100L1-42.21500143034kg2Y100L2-431500143038kg 选择方案2，即选用额定功率Ped =3kW, 满载转速为nm = 1430 r/min,型号为Y100L2-4的电动机。 Pd=2.489kWPed = 3kWnw=117.6r/min i00= 1020nd=11762352r/min选择Ped =3kWnm = 1430 的Y100L2-4型电动机项目和内容设计计算依据和过程计算结果（三）计算传动装置的总传动比及分配各级传动比 【注：设计计算机传动装置的各级功率时，按电动机实际功率Pd进行计算, Ped 作为设计功率。设计计算传动装置各级转速时，按电动机满载进行计算，不能按同步转速1500r/min 进行计算。】 1.确定总传动比ia 2.分配各级传动比由2P10表2-1取V带传动比3则减速器的传动比为 1.各轴的功率P、转速n和转矩T（1）零轴(2)1轴(3)2轴减速器传动比i =4.05P0 = 2.489kWn0=1430r/minT0=16.62NmP1=2.389kWn1=476.6r/minT1 =47.87Nm项目和内容设计计算依据和过程计算结果(4) 传动装置的运动、动力参数计算1-3轴各轴输出功率或输出转矩(4)3轴（滚筒轴）1-3轴各轴输出功率或输出转矩乘以轴承效率 0.99输出功率或输出转矩分别为【注：设计轴是应该按其输入功率计算。设计传动零件时应按主动轴的输出功率计算。后三轴的输出功率和输出转矩为各轴的输入功率或输入转矩乘以轴承效率0.98得到。】将上述运动和动力参数的计算结果汇总如下表：P2 =2.317kWn2=117.6r/minT2 = 188.04NmP3= 2.27kWn3 =117.6r/minT3 =184.31Nm项目和内容设计计算依据和过程计算结果各轴运动和动力参数表三、减速器传动零件的设计计算（一）高速级普通V带传动的设计计算轴名功率P/kW转矩T/Nm转速n传动比i输入输出输入输出0轴2.4816.62143034.0510.960.9700.98011轴2.362.3647.8747.39476.62轴2.3172.29188.04186.15117.63轴2.2712.24184.31182.4117.6（1）确定设计功率Pc 由于电动机空载启动，两班制工作（机器一天工作16个小时），由前面的计算得出P = 3kw7.5kw由表得载荷平稳工况系数KA = 1.2 Pc = KAP = 1.23.6 = 3.6kW(2) 选定带型 根据Pc = 3.6kW 和n0 = 1430r/min, 由1图8-9a确定选A型V带(3) 小带轮和大带轮基准直径 由1表8-6，取小带轮基准直径，则大带轮基准直径故由1表8-7取(4)验算带速v 根据P861式（8-17），带速v为带速在5-25m/s范围内，符合要求。Pc =3.6kW选择A型V带dd1 = 75mmdd2 =225mmv = 5.61m/s项目和内容设计计算依据和过程计算结果（5）确定中心距a和带的基准长度Ld 根据P86 1式（8-18），中心距为：取根据1式（8-19），带的基准长度为由1表8-2选取标准基准长度(6).实际中心距 由1式（8-20），实际中心距a为(7)验算小带轮包角 由1式（8-22），小带轮包角为故小带轮包角，符合要求。（8）确定V带的根数z 由1式（8-23）V带根数Z为：查1表8-1,根据，查1表8-2取表8-5 =0.17表8-3 =0.68所以根,取5根a0 = 400mmLd = 1250mma = 382.3mm=157.5z =5根项目和内容设计计算依据和过程计算结果(二)圆柱齿轮的传功设计计算(9)确定初拉力F0 由1P89 式（8-24），单根V带的初拉力为： 由1表8-1查得由1式（8-25），带作用在V带上的压力为：6.2 按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式试算小齿轮分度圆直径，即 1 2 +1 ( ) 23 1）确定公式中的各参数值 试选载荷系数 KHt=1.3 小齿轮传递的扭矩: = 9550000 = 95500002.47 384= 61428.39 查表选取齿宽系数d=1 由图查取区域系数 ZH=2.46 查表得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa 重合度 端面重合度为： = 1.883.2(1 1+1 2) = 1.883.2(123+1 75)13 = 1.65 轴向重合度为： = 0.318 1 = 0.31812313 = 1.69 查得重合度系数 Z=0.696 查得螺旋角系数 Z=0.987 计算接触疲劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： 1 = 600 ，2 = 550 计算应力循环次数 1 = 60 = 60384 11630010 = 1.106109 2 =1 =1.106109 3.24= 3.413108 由图查取接触疲劳系数： 1 = 0.874 ，2 = 0.943 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得 1 =1 1 =0.874600 1= 524 2 =2 2 =0.943550 1= 519 取H1 和H2 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 = 519 2）试算小齿轮分度圆直径 1 2 +1 ( ) 23= 21.361428.39 13.24+1 3.24(2.46189.80.6960.987 519) 23= 43.057 （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度 = 1 601000= 43.057384 601000= 0.865 齿宽 b = 1 = 143.057 = 43.057 2）计算实际载荷系数 KH 查表得使用系数 KA=1.25 查图得动载系数 Kv=1.067 齿轮的圆周力。 = 2 1= 261428.39 43.057= 2853 = 1.252853 43.057=83 100 查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.436 实际载荷系数为 = = 1.251.0671.41.436 = 2.681 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径 1 = 1 3= 43.057 2.681 1.33= 54.806 4）确定模数 =1 1=54.80613 23= 2.322 ，取 = 2.5 。 6.3 确定传动尺寸 （1）计算中心距 =(1 +2) 2= 125.72 ，圆整为 125 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 = acos( (1 +2) 2) = 11.4842 =11293 （3）计算小、大齿轮的分度圆直径 1 =1 = 58.675 2 =2 = 191.331 （4）计算齿宽 = 1 = 58.68 取 B1=65mm B2=60mm 6.4 校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 =2 1 cos2 1） K、T、mn 和 d1 同前 齿宽 b=b2=60 齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数： 1 =1 cos3 =23 cos3 11.4842 = 24.439 大齿轮当量齿数： 2 =2 cos3 =75 cos3 11.4842 = 79.691 查表得： 1 = 2.6 ，2 = 2.214 1 = 1.59 ，2 = 1.774 查图得重合度系数 Y=0.684 查图得螺旋角系数 Y=0.817 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为: 1 = 500 、 2 = 380 由图查取弯曲疲劳系数： 1 = 0.788 ，2 = 0.869 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得许用弯曲应力 1 =1 1 =0.788500 1.4= 281.429 2 =2 2 =0.869380 1.4= 235.871 1 =2 11 1 cos2 = 56.415 1= 281.429 2 = 1 2 2 1 1= 53.6 =20.46mm因为有键槽，需将轴径增大7%，即d1 =20.46107% = 21.8大齿轮：A= 120D2=32.2mm因为有两个键槽，需将轴径增大7%，即d2=32.2107% = 34.45mm查表8-4得标准直径，取高速轴d1=22mm, 低速轴d2=35mm又滚筒轴传递的功率和转矩与大齿轮轴相近，故取d3=35mm2.滚动轴承的选择a.轴承的选择因为主要承受径向载荷且功率较小，所以可以选用深沟球轴承。初步选定大齿轮所在轴上轴承为6009型、小齿轮所在轴上轴承为6006型b. 轴承组合的设计因支撑跨距不大，采用两端固定式轴承组合方式，选用嵌入式轴承盖。另外，为了更好的密封性，与O型密封圈配合使用。3.联轴器a.选联轴器类型运输机的安装精度一般不高，易用挠性联轴器，输出端转速低，动载荷小，转矩较大，选用结构简单、制造容易、具有微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振能力弹性套柱销联轴器。 取d1=22mm d2=35mmT= 157.5N.mmTca =245.5Nm项目和内容设计计算依据和过程计算结果b.求计算转矩TcaT=163.7由1表13-1取K=1.5Tca=KT=1.5X163.7=245.5Nmc.联轴器型号选择查表113-3, 选择TL6型联轴器。其许用转矩和转速分别为T =250Nm, n = 3800r/min1.进行轴的结构设计（1）确定各轴段的直径考虑轴上零件的定位和固定、加工工艺和装拆工艺等的要求，将轴制成两端小、中间大的阶梯状结构。考虑以下因素：a. 定位轴肩的直径：轴肩高度h应比零件孔的倒角C或圆角半径r大2-3mm, 轴肩的圆角半径r应小于零件孔的倒角C或圆角半径。由d知C取2b.非定位轴肩的尺寸：直径变化量较小，一般取0.5-3mm。c. 有配合处的轴径：选取标准值d. 轴径尺寸e.低速轴（轴2）轴的外伸端直径由所选联轴器的型号及轴孔直径确定，取d1=35mm, 为使联轴器轴向固定，一般取下一段轴的直径d2=42mm, 装滚动轴承的轴段取标准直径，6009型的内圈直径是45mm所以取d3=45mm装齿轮的轴段直径取标准直径d4=46mm，为使齿轮轴向定位稳定，做一轴肩取直径d5=60mm。（2）确定各段轴的长度 大齿轮齿轮轮毂宽度56mm，所以取安装齿轮的轴头长度为55mm。由2表11-4查得6009型轴承宽度B=16mm，挡油环宽取10mm，因此取高速轴轴颈长度62mm；根据齿轮端面与箱体内壁保持一定的距离，取轴环和套筒宽度均为8mm;轴肩宽取8mm, 由结构草图可知，跨距l=（2+28+）mm=130mm.左边的40轴段应该根据箱体结构以及箱外的旋转零件至端盖间的距离要求来综合决定，现在取为40mm.安装联轴器的轴头长度根据联轴器的尺寸取为82mm.（3）轴上零件的轴向固定联轴器及齿轮处均采用A型普通平键连接，由2表10-26查得键的尺寸为宽度， 联轴器处为(10882)mm，齿轮处为(14940)mm。2. 画出轴的结构简图和轴的受力图，并确定轴上的作用力由之前的计算可知，从动轴上的转距T =186N.m作用在齿轮上的圆周力Ft, 径向力Fr、轴向力Fa分别为=8086N6847.8tan20=2994NFa=2536.2tan15=1537Na.做水平面弯矩MH支承反力RHA = RHB = Ft/2 =6847.8/2 = 4043N界面C处的弯矩MHC = RHA*L/2 =212N.mb.作垂直面内的弯矩Mv支承反力：= 1138N=1833N截面C左侧的弯矩：d1=35mmd2=42mmd3=45mmd4=46mmd5=74mml=130mmFt =6847.8NFr =2994NFa = 1537NRHA = RHB =4043NMHC =212N.mRvb=1833NMvc1 =59.5N.mRvA= 1138N项目和内容设计计算依据和过程计算结果= 59.5N.m截面C右侧的弯矩：= 96.2N.mc.作合成弯矩M界面C的合成弯矩= 220N.m=257N.m做转矩T图，T=157.5N.md.作当量弯矩Me 因单向传动，转矩可以认为按脉动循环变化，所以，应力校正系数 则T = 0.6157.5=94.5N.m危险截面C处的弯矩=257N.me.校核危险截面轴径 36 因C处有两个键槽，故将轴径增大7%，36*107% = 38.52mm在结构设计草图中，此处轴径为46mm, 故强度足够，但考虑到外伸端直径以及结构上的需要，不宜将C处轴径减小，所以，仍保持结构草图中的尺寸，这样轴的刚度会更好。Mvc2 =96.2N.mMC1 = 220N.mMC2 =232.8N.mT=157.5N.mT=94.5N.mMeC =257N.md=36mm项目和内容设计计算依据和过程计算结果作弯矩图和扭矩图五、滚动轴承的选择和计算 1.确定基本额定动载荷Cr, 基本额定静载荷Cor, 查表得深沟球轴承6009的基本额定动载荷Cr=29.5KN, 基本额定静载荷Cor = 18.0KN2.计算轴承的寿命n =117.6r/min, P=Ft = 1317.2N, 对于球轴承=3，C=Cr = 29.5KN查表得：温度系数ft = 1.0, 载荷系数fp =1.2项目和内容设计计算依据和过程计算结果六、键连接的选择和强度校核轴承寿命=65083h所以，轴承的寿命计算符合要求、 材料为45钢，校核时准则为键的挤压强度。校核前先选择若干键连接中最危险的部位进行校核，若校核成功其他键连接也是安全的。在键、轴、轮毂三者中材料最弱的是轮毂。挤压强度条件是： =100-120MPa1.高速轴外伸端与联轴器V带处该轴段直径d=20mm,该键的尺寸为6623mm所以，k=h/2 =3mm, l = L-b = 23-6=17mmT=41.16N.mm 挤压强度满足要求。2. 低速轴轴伸出段，固定联轴器的键该轴段直径d=35mm,所以，该键的尺寸为10870，k=h/2 =4mm, l = L-b =50-10 =40mm，T=117.1N.mm 挤压强度满足要求。3. 低速轴齿轮处的键，该轴段直径为d=46mm,该键的尺寸为14940Lh =65083hk=3mm，l =17mmT=41.16N.mm=40.29MPa k=4mm，l =40mmT=117.1N.mm=48.79MPa项目和内容设计计算依据和过程计算结果七、减速器箱体的设计k=h/2=4.5mm, l = L-b =40-14 =26mmT=117.1N.mm= 28.MPa , 挤压强度满足要求。1结构设计采用铸造的方法制造。考虑到安装方便，采用剖分式结构，使剖分面通过轴心线。 a) 箱体要有足够的刚度首先保证足够的壁厚，取，为保证箱体的支撑刚度，轴承座上应有足够的厚度，并设置加强肋，选用外肋结构。另外，箱座底凸缘宽度应超过箱体的内壁应超过箱体内壁。为提高轴承座处的联接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近轴承，为此轴承座附近做出凸台，有一定高度以留出足够的扳手空间，但不超过轴承座外圆。2.箱体结构要有良好的工艺性采用铸造箱体，所以注意铸造的工艺要求，例如注意力求壁厚均匀、过渡平缓，外形简单，以便拔模方便等。设计箱体结构形状时，应尽量减小机械加工面积，减少工件和刀锯的的调整次数。例如同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便镗孔并保证镗孔精度。箱体的加工面与非加工面必须严格分开，加工处做出凸台()。螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑。箱体形状力求均匀、美观。3.附件的结构设计要设计启盖螺钉，其上的螺纹长度要大于箱盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成半圆形，以免顶坏螺纹。为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体联接凸缘的长度方向两端各设一圆锥定位销。两销间的距离尽量远，以提高定位精度。定位销直径一般取，取，长度应大于箱盖和箱座联接凸缘的总厚度，以利于装拆。 为了拆卸及搬运减速器，在箱盖上装有吊环，直接在箱盖上铸出；在箱座两端凸缘下面直接铸出吊钩，用于调运整台减速器。k=4.5mml =26mmT=117.1N.mm=28.85MPa项目和内容设计计算依据和过程计算结果减速器箱体的尺寸表八、润滑方式和密封类型的选择，润滑油牌号的选择和装油量的计算根据【2】表4-1，计算的铸铁减速器箱体的尺寸列于下表名 称符 号减 速 器 型 式 及 尺 寸 关 系箱座壁厚10 mm箱盖壁厚10 mm箱座凸缘厚度1.5=15mm箱盖凸缘厚度1.5=15mm箱座底凸缘厚度2.5 =25mm地脚螺钉直径0.036a+12=17.4mm地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径0.75 =12m取12mm箱盖与箱座联接螺栓直径(0.50.6) =10mm联接螺栓的间距180mm轴承端盖螺纹直径嵌入式轴承盖，有端盖螺钉窥视孔盖螺钉直径(0.30.4) = 6.8mm定位销直径(0.70.8) d2 =8mm、至外箱壁的距离C122mm，18mm，16mm、至凸缘边缘距离C222mm，14mm轴承旁凸台半径R1C2=14mm凸台高度h40mm外箱座至轴承座端面距离C1 +C2+ 10=44mm大齿轮顶圆与内箱壁距离1.2=12 mm取12mm齿轮端面与内箱壁距离=10 mm取13mm箱盖、箱座筋厚0.851 = 8.5 mm 取8mm0.85 = 8.5mm取8mm轴承端盖外径D2114mm，80mm轴承旁联接螺栓距离S165mm，155mm1、齿轮 传动零件齿轮采用浸油润滑，对于圆柱齿轮，通常取浸油深度为一个齿高，其浸油深度不得超过其分度圆的1/3。为避免传动零件传动时将沉积在油池底部的污物绞起，造成齿面磨损，应使大齿轮距油齿底面的的距离不小于30-50mm。取50mm。为保证润滑及散热的需要，减速器内应有足够的油量。单级减速器每传递1kW的功率，需油量为。因为最大功率是2.14kW,所以取油量是,应使油池容积。由设计，油池的长宽分别为360mm和78mm，齿轮浸油为一个齿高，即2.252=4.5mm,则油面高h=40+4.5=44.5mm,取h=45mm,则装油量为V=(3607845)/1000000=1.26L,，满足要求。2.轴承浸油齿轮的圆周速度=1.42m/s 2m/s 所以，飞溅的油量不够，宜采用脂润滑，选用钙-钠基润滑脂（又称轴承润滑脂），其油膜粘度高，粘附性好，耐水耐热，工作温度可达80-200，使用时间长，广泛用于机械的滚动轴承润滑。润滑脂的装填量应不超过轴承空间的1/3-1/2。为防止向体内的又浸入轴承于润滑脂混合，防止润滑脂流失，在箱体内侧装挡油环。考虑轴的圆周速度 0.62m/sV=1.26Lv =1.42m/s项目和内容设计