带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器-机械设计基础课程设计任务书

机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书 设计题目 带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器 班级 班 姓名 学号 指导老师 莫才颂 目录 一 传动方案拟定 二 电动机的选择 三 计算总传动比及分配各级的传动比 四 V 带设计 五 齿轮的设计 六 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计 七 轴的设计 八 轴承校核计算 九 键的设计 十 润滑与密封 十一 设计小结 十二 参考文献 计计算算及及说说明明结结 果果 一 传动方案拟定 题目 带式输送机一级斜齿圆柱齿轮减速器 1 工作条件 皮带式输送机单向运转 载荷平稳 空载启动 二班制工作 运输带允许速度误差为 5 使用期限 10 年 小批量生产 2 原始数据 输送带拉力 F 770N 带速 V 1 3m s 卷筒直径 D 250mm 二 电动机的选择 1 电动机类型的选择 Y 系列三相异步电动 F 770N V 1 3m s D 250mm 机 工作要求 连续工作机器 卧式封 闭结构 2 选择电动机的容量 工作机的有效功率Pw为 Pw FV 0 77x1 4 1 078KW 从电动机到工作机传送带间的总效率为 1 22 3 4 5 由 机械设计课程设计指导书 可知 1 V 带传动效率 0 96 2 滚动轴承效率 0 98 球轴承 3 齿轮传动效率 0 97 8 级精度一般齿轮传 动 4 联轴器传动效率 0 99 齿轮联轴器 5 卷筒传动效率 0 96 由电动机到工作机的总效率 1 22 3 4 5 0 87 因此可知电动机的工作功率为 Pd PW 1 078 0 87kw 1 24KW Pw 1 078KW 0 87 Pd 1 24KW 式中 Pd 工作机实际所需电动机的输出功 率 kW Pw 工作机所需输入功率 kW 电动机至工作机之间传动装置的总功 率 3 确定电动机转速 工 作 机 卷 筒 轴 的 转 速 nW 60 x1000 xV D r min 106 95r min 按推荐的传动比合理范围 V 带传动在 2 4 之间 一级圆柱齿轮传动在 3 6 之间 所 以总传动比的合理范围 i 6 24 故电动机的 转速可选范围为 nm nW i 642 2567 r min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量以及 带传动和减速器的传动比 因此选定电动机型 号为 Y100L1 4 额定功率为 Ped 2 2kW 满载 转速 nm 1430r min nW 106 95r min Ped 2 2kW nm 1430r min 三 计算总传动比及分配各级的传动比 1 传动装置的总传动比为 i nm nw 1430 106 95 13 37 2 分配各级传动比 因 i i 带 i 减 初取 i 带 3 2 则齿轮减速器 的传动比为 i 减 i i 带 13 37 3 2 4 18 3 计算传动装置的运动参数和动力参数 1 各轴转速 轴n nm i 带 1430 3 2 446 88 r min 轴 n n i 减 446 88 4 18 106 9 r min 卷筒轴 n n 106 9r min 2 各轴功率 轴 P Pd 1 1 19kW 轴 P P 2 3 1 13kW 卷筒轴 P P 2 4 1 10kW 3 各轴转矩 i 13 37 i 减 4 18 n 446 88 r min n 106 9 r min n n 106 9r min P 1 19kW P 1 13kW P 1 10kW T 25 43N m 轴 T 9550P n 25 43N m 轴 T 9550P n 100 95N m 卷筒轴 T 9550P n 98 27N m 四 V 带设计 设计参数应该满足带速 5m s V 10m s 小带 轮包角 120 一般带根数 Z 4 5 等方面的要 求 1 求计算功率 Pc查得 KA 1 2Pc Ka x Pd 1 2X1 24 1 488kW 选用 SPZ 型窄 V 带 2 确定带轮基准直径 并验算带速 由设计标 准取主动轮基准直径为 dd1 71mm 从动轮基准直径 dd2 i x dd1 3 2 71 227 2mm 取 dd2 228mm 带速V V dd1nm 60 1000 T 100 95N m T 98 27N m Pc 1 488kW dd1 71mm dd2 228mm V 5 28m s 71 1420 60 1000 5 28m s 在 5 25m s 范围内 带速合适 3 确定带长和中心矩 0 7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2 0 7 71 228 a0 2 71 228 所以有 209 3 a0 598 初步确定 a0 300mm 由 L0 2a0 dd1 dd2 2 dd2 dd1 4a0 得 L0 2 300 71 228 2 228 71 2 4 300 1108 91mm 确定基准长度 Ld 1120mm 计算实际中心距 a a0 Ld L0 2 300 1120 1108 91 2 305 545mm 4 验算小带轮包角 1 1800 dd2 dd1 a 57 30 1800 228 71 305 545 57 30 150 560 1200 适用 5 确定带的根数 由 n0 1420r mindd1 71mmi 3 2 a0 300mm L0 1108 91mm Ld 1120mm a 305 545mm 1 150 560 查得 P0 1 25kw P0 0 22kw 查得 K 0 93查得 KL 0 93 由 Z Pc p KAP P0 P0 K KL得 Z 1 2 1 24 1 25 0 22 0 93 0 93 1 17 取 Z 2 6 计算张紧力 F0 查得 q 0 07kg m 则 F0 500Pc ZV 2 5 K 1 qV2 500 1 488 2 1 4 2 5 0 93 1 0 07 1 42N 157 53N 则作用在轴承的压轴力 FQ FQ 2ZF0sin 1 2 2 2 157 53 sin150 560 2 609 43N 五 齿轮的设计 1 选定齿轮材料及精度等级及齿数 1 材料选择 选择小齿轮材料为 45 调质处理 硬度为 260HBS大齿轮材料为 45 钢 正火 处理 硬度为 215HBS Z 2 FQ 609 43N 2 机器为一般工作机器速度不高故选用 8 级精度 GB10095 88 3 按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式 d1 5902KT1 u 1 du H 2 1 3 1 选择载荷系数 K 1 2 2 计算小齿轮传递的转矩 T1 9 55x106xPI nI 9 55x106x1 19 446 88 2 5x10 4N mm 3 计算接触疲劳许用应力 H H HminZn sHmin 查得 Hlim1 610Mpa Hlim2 500Mpa 接触疲劳 Zn由公式 N 60njtH 得 N1 60 x446 88x5x365x16 7 8x108 N2 N1 i 齿 7 8x108 4 18 1 87x108 Zn1 1 06 Zn2 1 13 取 sHmin 1 H1 646 6 Mpa H2 565 Mpa T1 2 5x104N mm d1 70mm 试算小齿轮分度圆直径 d1选择 d 1 1 d1 5902KT1 u 1 du H 2 1 3 69 58 mm 取 70mm 4 确定主要参数 1 选 小 齿 轮 齿 数z1 30大 齿 轮 齿 数 z2 30 x4 18 123 2 初选螺旋角 15o 3 计算模数 m0 m0 d1cos z1 69 58cos15o 30 2 23 mm 取 m0 2 25mm 4 计算中心距 ad2 d1i 齿 290 84mm a0 176 6mm取 a 180mm 5 计算螺旋角 cos m0 z1 z2 2a 0 95625 17 6 分度圆直径 d1 z1 m0 cos 70 59mmd2 z2 m0 cos 289 41mm 齿宽 bb dd1 1 1x70 59mm 76 53mm z1 30 z2 123 m0 2 25mm a 180mm 17 d1 70 59mm d2 289 41mm b2 80mm b1 85mm v 1 26m s 取 b2 80mm 则 b1 85mm 7 计算圆周速度 v v d1nI 60 x1000 1 26m s 因为v 6m s 故取 8 级精度合适 2 校核弯曲疲劳强度 1 复合齿形因素 yFs Zv1 z1 cos 3 34 31 Zv2 z2 cos 3 140 67 得 yfs1 4 1 yfs2 3 9 2 弯曲疲劳许用应力 bb bb bblim sflimx yN 弯 曲 疲 劳 应 力 极 限 bblim1 490 paM bblim2 410 paM 弯曲疲劳寿命系数yn1 1yn2 2 弯曲疲劳最小安全系数 SFlim 1 bb1 490 Mpa bb2 410 Mpa 3 校核计算 bb1 1 6KT1Yfscos bm0z1 124 bb1 bb1 490 Mpa bb2 410 Mpa d1 70 59mm d2 289 41mm bb2 bb1 yfs2 yfs1 119 bb1 bb2 综上可知齿轮的设计参数如下 小齿轮分度圆直径d1 70 59mm 大齿轮分度圆d2 289 41mm 中心距 a 180mm 小齿轮齿宽B1 85mm 大齿轮齿宽B2 80mm 模数 m 2 25 六 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计 名称符号尺寸mm 箱体壁厚 6 箱盖壁厚 15 箱体凸缘厚度b9 箱盖凸缘厚度b18 机座底凸缘厚 b215 a 180mm B1 85mm B2 80mm m 2 25 度 地脚螺钉直径df20 地脚螺钉数目n4 轴承旁联结螺 栓直径 D116 机盖与机座联 接螺栓直径 D210 轴承端盖螺钉 直径 D38 df d1 d2 至外 机壁距离 C126 22 16 df d2 至凸缘边 缘距离 C224 14 箱座高度h60 外机壁至轴承 座端面距离 L1114 大齿轮顶圆与 内机壁距离 18 齿轮端面与内 机壁距离 218 箱盖 箱座肋厚 m1 m5 4 轴承旁联接螺 栓距离 s尽量靠近以 Md1 和 Md2 互不 干 涉 为 准一 般 s D2 七 轴的设计 选 取 轴 的 材 料 为 45 钢 调 质 处 理 硬 度 217 255HBs抗拉强度极限 B 640Mpa屈 服 极 限 s 355MPa弯 曲 疲 劳 极 限 1 275MPa 许用弯曲应力 1 60MPa 取 C0 110 I 轴 d1min C0 p1 n1 1 3 15 2mm II 轴 d2min C0 p2 n2 1 3 24 1mm 1 低速轴的设计计算 取低速轴最大转矩轴进行计算 校核 考虑有键 槽 将直径增大 5 则 d1min 15 2mm d2min 24 1mm d2 30mm d2min 24 1x 1 5 25 305mmd2 30mm 轴的结构设计 联轴器的计算转矩 Tca KAT2 查得 KA 1 5Tca 1 5x100 95 151 425N m 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查 设计手册 选择 II 轴与 III 轴联轴器为弹 性柱销联轴器 型号为 LX2 型联轴器 半联轴器 I 的孔径 30mm 半联轴器长度 L 82mm 半联轴器与轴 配合的毂孔长度 L1 60mm 1 轴上零件的定位 固定和装配单级减速器中 可以将齿轮安排在箱体中央 相对两轴承对称 分布 齿轮左面由套筒定位 右面由轴肩定位 联 接以平键作为过渡配合固定 两轴承均以轴肩 定位 2 确定轴各段直径和长度 1 II I 段 为了满足半联轴器的轴向定位要 求 I II 轴段右端需制出一轴肩 故取 II III 段的 L1 60mm dII III 35mm LI II 58mm 直径 dII III 35mm 半联轴器与轴配合的毂孔长 度 L1 60mm 为了保证轴端挡圈只压在半联轴 器上而不压在轴的端面上 故此段的长度应略 短 取 LI II 58mm 2 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力 和轴向力的作用 故选用圆锥滚子轴承 参照工 作要求并根据 dII III 35mm 由 设计手册 选 取 30208 型轴承 尺寸 d x D x B 40 x80 x18 轴肩 damin 47mm 故 d d 40mm l 22mm 3 取安装齿轮处轴段 IV 的直径 d 45mm 齿 轮右端与右轴承之间采用套筒定位 已知齿轮 轮毂的宽度为 78mm 为了使套筒端面可靠地压 紧齿轮 此轴段应略短与轮毂宽度 故取 l mm 76mm 齿轮右端采用轴肩定位 轴肩高度 h 0 1d 0 1x45 4 5mm 则 轴 环 处 的 直 径 d 45 2h 54mm damin 47mm d d 40mm l 22mm d 45mm l mm 76mm h 4 5mm d 47mm l 7mm l 78mm a 18mm l 42mm 轴环宽度 b 1 5h 6 75mm 取 l 7mm d Da 73mm 即轴肩处轴径小于轴承内圈外径 便 于拆卸轴承 4 取 l 78mm 5 取齿轮距箱体内壁距离为 a 18mm l 22 a 78 76 42mm 至此 已初步确定了轴的各段直径和长度 3 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与轴的周向定位均采用平键联 接 按 d 45mm 查手册得 平键截面 b x h 14x9 键槽用键槽铣刀加工 长为 63 mm 为了保证齿 轮与轴配合有良好的对中性 查 设计手册 选 择齿轮轮毂与轴的配合为 H7 n6 半联轴器与轴的联接 选用平键为 12x7x50 半 联轴器与轴的配合为 H7 k6 滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证 的 此处选轴的直径尺寸公差为 m6 b x h 14x9 d1 20mm L 58mm d 22 8mm d 25mm 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角 为 2x45 0 过度圆角半径全部去 r 1mm 2 高速轴的设计计算 1 考虑有键槽 将直径增大 d1min 15 2x 1 5 15 96mmd1 20mm 取 L 58mm 处 为 定 位 轴 肩 d 20 20 0 07 2 22 8mm 取 d 25mmL 70mm 2 初步选择滚动轴承 由 设 计 手 册 选 取 30205 型 轴 承 尺 寸 dxDxB 25x52x15 轴肩 damin 31mm III 处 为非定位轴肩 取 d d 25mm L L 20mm 处为定位轴肩 d 25 25 0 1 2 30mm d d 30mm L L 12mm d 48mm L 85mm 3 轴上零件的周向定位 带轮 采用平键联接按 d1 20mm查手册得 平 L 70mm dxDxB 25x52x 15 d d 25mm L L 20mm d 30mm d d 30mm L L 12mm d 48mm L 85mm bxh 8x7 键截面 bxh 8x7 键槽用键槽铣刀加工 长 为 36mm 为了保证带轮与轴配合有良好的对中性 查 设 计手册 选择带轮轮毂与轴的配合为 H7 n6 滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证 的 此处选轴的直径尺寸公差为 m6 4 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2x45 0 过度圆角半径全部去 r 1mm 3 按弯扭合成应力校核轴的强度 1 计算作用在轴上的力 大齿轮受力分析 圆周力 Ft2 2T2 d2 2x100 95x10 3 289 41 698N 径向力 Fr2 Ft2xtan n cos 266N 轴向力 Fa2 Ft2tan 698xtan17 0 213N 2 计算支反力 水平面 F1H F2H Ft2 2 698 2 349N 垂直面 F2v Fr2xL1 Fa2xd 2 L1 140N Ft2 698N Fr2 266N Fa2 213N F1H 349N F2v 140N F1V 405N M2v 5 32 N m M1v 15 39N m M1H 13 26N m T 26 52 N m F1V Fr2 F2v 405N 3 求垂直面的弯矩 M2v F2VxL1 2 5 32 N m M1v F1VxL1 2 15 39 N m 4 求水平弯矩 M1H M2H F1HxL1 2 13 26 N m 5 求轴传递的扭矩 T Ft2 d 2 26 52 N m 6 求合弯矩 M M1A 2 M 1H 2 1 2 19 63 N m 7 求危险截面的弯矩当量 Me M 2 T 2 21 7 N m 8 计算危险截面处轴的直径 d Me 0 1 1b 1 3 1 5mm 安全 八 轴承校核计算 1 轴承的选择 轴承 1单列圆锥滚子轴承 30205GB T 297 1994 M 19 63 N m Me 21 7 N m d 1 5mm FR3 3459 87N FR4 5003 66N 轴承 2单列圆锥滚子轴承 30208GB T 297 1994 2 校核轴承 1 圆锥滚子轴承 30205查 设计手册 得 Cr 102KN C r 130KN 取 fp 1 5 FR FAV 2 F AH 2 1 2 FR3 FAV2 2 F AH2 2 1 2 3459 87N FR4 FBV2 2 F BH2 2 1 2 5003 66N 由 设计手册 查得30212 圆锥滚子轴承 y 值为 1 5 由 课 本 公 式 得轴 承 的 派 生 轴 向 力 FS3 FR3 2y 1153 29N FS4 FR4 2y 1667 89N 因 FS3 Fa2 FS4 故 1 为松边 作 用 在 轴 承 上 的 总 的 轴 向 力 为 FA3 FS3 1153 29N FA4 FS4 Fa2 3296 85N 查得 e 0 4 FA3 FR3 0 33 e x3 1 y3 0 FA4 FR4 0 66 e 得 x4 0 4 y4 1 计 算 当 量 动 载 荷 P3 1 5 1 3459 87 FS3 1153 29N FS4 1667 89N FA3 1153 29N FA4 3296 85N P3 5189 81N P4 7947 47 Lh2 130359775 1h FR3 2925 18N 5189 81N P4 1 5 0 4 5003 66 1 3296 85 7947 47 P3 计算轴承寿命 得 Lh 16670 n Cr p 取 10 3 滚子轴承 则 Lh2 16670 85 90 8 10 3 7947 47 10 3 1303597751h Lh 12000h 2 圆锥滚子轴承 30208查 设计手册 得 Cr 63KN C r 74KN 取 fp 1 5 FR FAV 2 F AH 2 1 2 FR3 FAV2 2 F AH2 2 1 2 2925 18N FR4 FBV2 2 F BH2 2 1 2 3264 76N 由 设计手册 查得30212 圆锥滚子轴承 y 值为 1 5 由 课 本 公 式 得轴 承 的 派 生 轴 向 力 FS1 FR1 2y 975 06N FS2 FR2 2y 1088 25N 因 FS1 Fa1 FS2 故 1 为松边 作 用 在 轴 承 上 的 总 的 轴 向 力 为 FR4 3264 76N FS1 975 06N FS2 1088 25N FA1 975 06N FA2 2838N P1 4387 77N P2 6215 856 Lh2 156096539 60h FA1 FS1 975 06N FA2 FS2 Fa1 2838N 查得 e 0 37 FA1 FR1 0 33 e x1 1 y1 0 FA2 Fr2 0 66 e 得 x4 0 4 y4 1 计 算 当 量 动 载 荷 P1 1 5 1 3459 87 4387 77N P2 1 5 0 4 3264 76 1 2838 6215 856 P1 计算轴承寿命 得 Lh 16670 n Cr p 取 10 3 滚子轴承 则 Lh2 16670 340 63 10 3 6215 856 10 3 Lh 12000h 九 键的设计 1 输入轴 键 8x7 GB T C 型 2 大齿轮 键 14x9 GB T A 型 3 输出轴 键 12x7 GB T C 型 查 机械设计 p 120Mpa 强度条件 4T dhl p 校键 1 0 4T dhl 4 202000 32 7 36 5 01 116 3Mpa 02 95 85Mpa 03 1