机械设计课程设计--设计输送传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

1、江西农业大学班级 交运1202设计者 叶 颖学号 20121086指导老师 徐雪红 2014.01机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.5二、电动机的选择.5三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.7四、传动装置的运动和动力设计.7五、普通V带的设计.9六、齿轮传动的设计.13七、传动轴的设计.18八、滚动轴承的设计.24九、箱体的设计.26十、润滑和密封的设计.26十一、文献参考.26一、机械设计基础课程设计任务书 设计题目:设计输送传动装置中的一级圆柱齿轮减速器。题号：8运动简图:原始数据:题号12345输出轴功率P（kw）344.856.2输出轴转速n(r/min)353840

2、4550传动工作年限6108108每日工作班数21111工作场所车间矿山矿山车间车间批量小批大批小批成批成批题号678910输出轴功率P（kw）3.54.45.565.8输出轴转速n(r/min)3840484850传动工作年限8108108每日工作班数21111工作场所车间车间矿山车间矿山批量小批成批大批成批小批设计工作量：一 编写设计计算说明书份二、绘制减速器大齿轮零件图1张（3号图纸）三、绘制减速器低速轴零件图1张（3号图纸）四、绘制减速器装配图1张（1号图纸）二、传动方案拟定原始数据：输送传动装置输出轴功率P=5.5kw 输送传动装置输出轴转速n=48r/min。三、电动机的选择1.电

3、动机类型的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2.确定电动机的功率： (1) T运输机工作轴转矩：（为工作机输送效率）T=（9550* Pw）/n=1050.5(N.m)（2）传动装置的总效率： 总=×××式中：1、2、3、4、分别为带传动、减速器、开式齿轮、轴承的传动效率。取=0.92，0.97，0.95 4=0.98总=××× =0.92×0.97×0.95×0.9

4、8=0.8 (3) 电动机所需的工作功率： =5.5/0.80=6.9kw3.确定电动机转速：查表1-8（机械设计课程设计手册（第三版）按推荐值取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围36选择i=46。开式圆柱齿轮传动比范围5，选择i=46，取带传动比=则总传动比理时范围为32144。输出轴转速n(r/min)=48 n(r/min)故电动机转速的可选范围为： 总=32144×48=15366912r/min符合这个转速范围的有同步转速3000r/min的 电动机。4.电动机的确定：表（12-1）机械设计课程设计手册（第三版）根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方

5、案电 动机 型号额定功率电动机转速(r/min)同步转速满载转速1Y132S2-27.530002900此选定电动机型号为Y132S2-2四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为： ia=nm/n=nm/n=2900/48 = 60.4总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0×i×i开 （式中i0、i分别为带传动比 和减速器的传动比）2、分配各级传动比取i0=3（普通V带 i=24）,取齿轮i圆柱齿=5因为：iai0×i×i开所以：i开=4五、运动参数及动力参数

6、计算电机轴： P1=6.9kw T1=9550*P1/n1=9550*6.9/2900=22.7II 轴： P2=1*P1=0.92*6.9=6.3 n2=n1/i带=2900/3=966.7 T2=9550*P2/n2=9550*6.3/966.7=62.2III轴： P3=2*4* P2=6.0 n3=n2/i减=966.7/5=193.34 T3=9550*P3/n3=9550*6.0/193.34=296.4IV轴： P4=3*4* P3=5.6 n4=n3/i开193.34/4=48.335 T4=9550*P4/n4=9550*5.6/48.335=1106.5 轴功率p（）转矩T

7、（N·m）转速 n(r/min)传动比i电动机轴16.922.72900轴26.362.2966.73轴36.0296.4193.345轴45.61106.548.3354表1五. V带的设计 （1）选择普通V带型号 由PC=KA·P=1.1×7.5=8.25（ KW） 根据课本P219表13-15得知其交点在A、B型交界线处，故A、B型两方案待定： 方案1：取A型V带 确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=100mm i=3d2=n1·d1·(1-)/n2=i·d1·(1-) =3×100×

8、;(1-0.02)=294mm 由表9-2取d2=295mm(虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许) 带速验算： V=n1·d1·/（1000×60） =2900×100·/（1000×60） =15.18 m/s 介于525m/s范围内，故合适 确定带长和中心距a： 0.7·（d1+d2）a02·（d1+d2） 0.7×（100+275）a02×（100+275） 262.5 a0750 初定中心距a0=600 ，则带长为 L0=2·a0+·（d1+d2）+（d2-d

9、1）2/(4·a0) =2×600+·（100+295）/2+（295-100）2/(4×600) =1836.3 mm 由表13-2选用Ld=1800 mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=600+(1800-1836.3)/2=581.85582 验算小带轮上的包角1 1=180°-(d2-d1) /a×57.38 =180°-19.22°=160.8°>120°合适 确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)·KL·K） =8.25/（2.05+0.34）

10、×0.95×1.01） = 3.60 故要取4根A型V带 计算轴上的压力 由书13-17的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/K-1）/z·v+q· v2 =500×8.25×（2.5/0.95-1）/（4×15.18）+0.1×15.182 =133.88 N 作用在轴上的压力 FQ=2·z·F0·sin(/2) =2×4×133.88×sin(160.8/2) =1056 N方案二：取B型V带 确定带轮的基准直径，并验算带速

11、： 则取小带轮 d1=140mmd2=n1·d1·(1-)/n2=i·d1·(1-) =3 * 140*（1-0.02） =411.6 取d2=400mm (虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)带速验算： V=n1·d1·/（1000×60） =2900×140·/（1000×60） =21.26m/s 介于525m/s范围内，故合适 确定带长和中心距a： 0.7·（d1+d2）a02·（d1+d2） 0.7×（140+400）a02×（140+4

12、00） 378a01080 初定中心距a0=700 ，则带长为 L0=2·a0+·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0) =2×700+·（140+400）/2+（400-140）2/(4×700) =2272.4 mm 由表9-3选用Ld=2240 mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2240-2272.4)/2=683.8mm684mm 验算小带轮上的包角1 1=180°-(d2-d1)×57.3°/a =180-(400-140)*57.3/684=158.2>1

13、20 合适 确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)·KL·K） =8.25/（2.08+0.30）×1.00×0.95）= 1.83 故取2根B型V带 计算轴上的压力 由书9-18的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/K-1）/z· v+q· v2 =500×8.25×（2.5/0.95-1）/（2×21.26）+0.17×21.262 =235.12 N 作用在轴上的压力 FQ=2·z·F0·sin(/2) =2×2

14、5;235.12×sin(158.2/2)=924 N综合各项数据比较得出方案二更适合六、齿轮传动的设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢表面淬火，齿面硬度为45HRC，大齿轮选用45Cr号调质，齿面硬度为230HBS。齿轮精度初选8级对于一般工业用齿轮传动，最小安全系数选用一般可靠度，SH=1.0，SF=1.25接触疲劳极限应力 小齿轮 =1140MPa 大齿轮 =680MPa 弯曲疲劳极限应力 小齿轮 =680MPa 大齿轮 =600MPa 许用接触应力小齿轮 1=/ SH=1140MPa 大齿轮 2=/

15、SH=680MPa 许用弯曲应力 小齿轮 1=0.7/ SF=380MPa 大齿轮 2=0.7/ SF=336MPa 查教材表11-3、表11-6、表11-4：K=1.5；=0.8；=2=680MPa；ZE=189.8；对于标准齿轮ZH=2.5;传动比i23=3;外啮合时设计公式中的“”取“+”号；（2）按轮齿弯曲强度设计计算小齿轮名义转矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×6.3/966.7 =6.2×104 N·mm初选螺旋角： ß=15°齿数：Z1=19，则Z2=i·Z1=3

16、5;19=57齿形系数：Zv1=19/cos315=21.08 Zv2=57/cos315=63.2查图11-8得YFa1=2.88 ，YFa2=2.25由图11-9得 YSa1=1.57 ，YSa2=1.75因所以对小齿轮进行弯曲强度计算由表4-1取mn =2mm中心距：取a=90mm， 确定螺旋角齿轮分度圆直径：d1= mn Z1 /cos ß=2*19/cos18°=39.95mm齿宽： b=d1=0.8 * 39.95=31.96mm取 b2=40mm ，b1=45mm（3）验算齿面接触强度安全。（4）齿轮的圆周速度V=d1 n1/（60*1000）=2.02 m/

17、s对照表11-2，选8级制造精度是合宜的。开式齿轮强度计算：(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选硬齿面，小齿轮的材料为20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC，大齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC。齿轮精度初选8级对于一般工业用齿轮传动，最小安全系数选用一般可靠度，SH=1.0，SF=1.25弯曲疲劳极限应力 小齿轮 =850MPa 大齿轮 =850MPa 许用弯曲应力 小齿轮 1=0.7/ SF=476MPa 大齿轮 2=0.7/ SF=476MPa 查教材表11-3、表11-6、表11-4：K=1.5；=0.8；=

18、2=1500MPa；ZE=189.8；对于标准齿轮ZH=2.5;传动比i2=5;外啮合时设计公式中的“”取“+”号；（2）按轮齿弯曲强度设计计算小齿轮名义转矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×6/193.34 =3×105 N·mm初选螺旋角： ß=15°齿数：Z1=18，则Z2=i·Z1=5×18=90齿形系数：Zv1=18/cos315=19.97 Zv2=90/cos315=99.86查图11-8得YFa1=2.92 ，YFa2=2.21由图11-9得 YSa1=1.56

19、 ，YSa2=1.82因所以对小齿轮进行弯曲强度计算由表4-1取mn =4mm中心距：取a=230mm， 确定螺旋角齿轮分度圆直径：d1= mn Z1 /cos ß=4*18/cos20°=76.66mm齿宽： b=d1=0.8 * 76.66=61.33mm取 b2=65mm ，b1=70mm（3）齿轮的圆周速度V=d1 n1/（60*1000）=0.77 m/s对照表11-2，选8级制造精度是合宜的。七、轴的设计计算（一）高速轴的结构设计1、选 材 因本减速器为一般常规用减速器，且由于小齿轮分度圆直径较小，所以将高速轴设计为齿轮轴。选用45号钢调质处理。查课本第245页

20、表14-2取=35Mpa, C=116.2、轴的结构设计轴上零件的定位，固定和装配,将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。3、初估直径 dC=116mm=20.5mm轴上有单个键槽，轴径应增加3 所以21.67×（13）21.1mm 。4、确定轴各段直径和长度，见图a段：由于带轮与带通过键联接，则轴应增加5%，圆整取D1=23mm,带轮的宽度B=（Z-1）*e+2f=34则第一段长度L1=40mmII段:轴段II的直径应在轴的基础上增加两倍的非定位轴肩高度h12=(0

21、.070.1d)d1=2mm,即d2=d1+2h12=27mm,考虑毡圈轴径取d2=28mm，安装凸缘式轴承盖和弹性套柱销联轴器，考虑必要的安装距离取L2=50mm段和VI段： 初选用6206球轴承，其内径为30m，查表得B=16mm，D=62mm，Cr=19500N 所以两段都是d3=30mm L3=20mm;段：这两段轴有定位轴肩d4=d3+h12 =33mm ，考虑到左右对称，取轴肩长L4=10mm。段:V段为齿轮，分度圆直径为40mm， 齿宽b=45mm，所以L5=43mm 整段轴长L=198mm5、按弯矩复合强度计算已知分度圆直径d2=39.95mm、扭矩T2=62000 N

22、3;mm则：圆周力Ft=2T2/d2=2×62000/39.95=3104N轴向力Fa=Ft·tanß=3104×tan180=1009N径向力Fr= Ft·tann / tanß =1381N （a）绘制轴受力简图，见图（b）绘制垂直面弯矩图（如图c）轴承支反力：FAV=FBV=Fr/2=1381/2=691 NFAH=FBH=Ft/2=3104/2=1552N由两边对称，截面C为齿轮作用点的截面，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MCV=FAV×a=691×42.5=29367.5N·mm (

23、c)绘制水平面弯矩图,见图d。截面C在水平面上弯矩为：MCH=FAH×a=1552×42.5= 65960N·mm (d)绘制合成弯矩图，见图eMC=(MCV2+MCH2)1/2=(29367.52+659602)1/2=72202.3N·mm (e)绘制扭矩图,见图f转矩：T=62000N·mm (f)绘制当量弯矩图，见图g转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=72202.32+(0.6×62000)21/2=81222N·mm (g)校核危险截面C的强度e=Me

24、c/0.1d43=81222/（0.1×333）=22.6MPa< -1b=60MPa所以该轴强度足够。6、轴承寿命校核：轴承寿命可由式Lh=3行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本279页表16-8,9，10取ft=1，fp=1.2取Lh=3=106/（60966.7）19500/（1.21381）3=28088.98hLh/(8365)=9.6年8年7、键的设计与校核:根据轴的尺寸，参考课本表10-9。1、校核高速轴与联轴器的平键联接轴径d1=23mm L1=40mm T=62000Nmm选用A型平键，键8×20GB1096-79键高h=7mm从课本

25、表10-10查得：p=80MPap=4T/dhl=4×62000/(23×7×80)=17.1Mpa<p 该键安全。（二）低速速轴的结构设计1、选 材 因本减速器为一般常规用减速器，选用45号钢调质处理。查课本第245页表14-2取=35Mpa, C=116.2、轴的结构设计轴上零件的定位，固定和装配,将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。3、初估直径 dC=116mm=36.5mm轴上有单个键槽，轴径应增加3 所以36.5×（13

26、）37.595mm 圆整取d=38。4、确定轴各段直径和长度，见图a段：d1=38mm 由确定L1=60mmII段:轴段II的直径应在轴的基础上增加两倍的非定位轴肩高度h12=(0.070.1d)d1=2mm,即d2=d1+2h12=42mm,考虑毡圈轴径取d2=43mm，安装凸缘式轴承盖，考虑必要的安装距离取L2=60mm段和段： -初选用6209球轴承，其内径为45m，查表得B=19mm，D=85mm，Cr=20500N 所以d3=45mm ,齿轮与轴承用套筒定位，考虑到高速轴齿轮与大齿轮平行啮合，力臂相等，经计算应取L3=25mmI段:IV段位定位轴环d4=d3+2h45,这里h45=2

27、mm 所以 d4=51mm，由于轴承应对称分布，取L4=20mm段:V段为齿轮，分度圆直径为50.05mm， 齿宽b=50mm，所以L5=48mm 整段轴长L=261mm5、按弯矩复合强度计算已知分度圆直径d2=50.05mm、扭矩T3=296000N·mm则：圆周力Ft=2T3/d3=2×296000/50.05=11828N径向力Fr=Ft·tan=11828×tan180=3843N（a）绘制轴受力简图，见图b（b）绘制垂直面弯矩图（如图c）由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C为段的中截面轴承支反力：FAV=FBV=Fr/2=3843/2=19

28、22NFAH=FBH=Ft/2=11828/2=5914N截面C在垂直面弯矩为MCV=FAV×a=1922×57.5=110515N·mm (c)绘制水平面弯矩图,见图d。截面C在水平面上弯矩为：MCH=FAH×a=5914×57.5=340055 N·mm (d)绘制合成弯矩图，见图eMC=(MCV2+MCH2)1/2=(1105152+3400552)1/2=357562N·mm (e)绘制扭矩图,见图f转矩：T=296000N·mm (f)绘制当量弯矩图，见图g转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取=0.6，截

29、面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=3575622+(0.6×296000)21/2=399234N·mm (g)校核危险截面C的强度e=Mec/0.1d43=399234/（0.1×513）=30MPa< -1b=60MPa所以该轴强度足够。6、轴承寿命校核：轴承寿命可由式Lh=3行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本279页表16-8,9，10取ft=1，fp=1.2取Lh=3=106/（60193.34）31500/（1.23843）3=27472.86hLh/(8365)=9.4年8年7、键的设计与校核:根据轴的尺寸，参考课本表10-9。1、校核低速轴与联轴器的平键联接轴径d5=51mm L5=48mm T=296000Nmm选用A型平键，键16×45GB/T 1096-79键高h=10mm从课本表10-10查得：p=130MPa