机械设计课程设计一悬式输送机传动用一级直齿圆柱齿轮减速器本科论文

机械设计基础课程设计系别：机电工程学院专业：热能与动力工程班级：姓名：学号：指导教师：

TOC\o"1-3"\h\u216391、设计题目 4124952、设计参数 4251153、减速箱的工作条件 490214、电动机的选择 4108684.1电动机容量的选择 461234.2电动机转速的选择 5239075、传动比的分配 5240236、传动系统的运动和动力参数计算 6149957、带传动的计算 7225277.1确定计算功率 7151167.2选择普通V带型号 875247.3确定带轮基准、 8234417.4验算带速 867487.5确定V带的基准直径和传动中心距 8141397.6计算V带的根数z 9177377.7计算V带的合适初拉力 9235017.8计算作用在轴上的载荷1160.3N 9189888、选择联轴器型号 9198379、减速器一级斜齿齿轮传动的设计计算 10275689.1选择材料及热处理 1077649.2转矩 1034859.3载荷系数K 10238969.4许用弯曲应力 11153159.5确定中心距及螺旋角β 1210399.6分度圆直径和 12231069.7齿宽和 12320389.8确定许用接触应力[]和[] 121983110．轴的设计与计算 133001110.1Ⅰ轴的设计计算： 131042210.1.1选择轴的材料，确定许用应力 142845110.1.2按扭转强度估算轴径 14555810.1.3设计轴的结构并绘制结构草图 14796210.2Ⅱ轴的设计计算： 17294610.2.1选择轴的材料，确定许用应力 182784410.2.2按扭转强度估算轴径 182176211、轴承的选择 211482412、键的选择 221158413.、润滑和密封说明 221543414.箱体、箱盖及附件的设计计算 23983115、参考文献 24机械设计基础课程设计任务书1、设计题目一悬式输送机传动用一级直齿圆柱齿轮减速器2、设计参数参参数学号带拉力F(kN)滚筒直径D(mm)转速（r/min）163.7330503、减速箱的工作条件电机电机带传动齿轮减速器链传动联轴器滚筒运输带I轴II轴III轴FVD1.联轴器、2.电动机、3.减速器、4.链传动、5.链轮、6.输送链、7.挂钩1.带式输送机在生产车间沿生产线运送成件产品或在食品厂运送肉食品等，运转方向不变，工作载荷稳定。工作寿命为20年，每年300个工作日，每日工作16小时4、电动机的选择4.1电动机容量的选择在三相交流异步电动机产品规格中，同一功率有四种同步转速。按电动机的级数分为2级、4级、6级和8级，其同步转速分别为3000、1500、1000和7504种，并可从产品规格中查得与同步转速相应的满载转速，它略低于同步转速。在电动机功率和工作机转速一定时，级数多而转速低的电动机尺寸大、重量重、价格高，但能使传动的总传动比减小。就电动机本身的经济性而言，宜选级数少而转速高的电动机，但这却会引起传动系统的总传动比增大，致使传动系统结构复杂，、尺寸增加、成本提高。因而，在确定电动机转速时，应综合考虑、分析和比较电动机和传动系统的性能、尺寸、重量和价格等因素，做出最佳选择。根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率=3700×0.86／1000=3.182F为带的拉力，单位N；为带的速度，单位为。取V带传动效率0.95，滚动轴承效率=0.99，8级精度齿轮（稀油润滑）传动效率=0.97，链传动效率=0.97，联轴器传动效率=0.99，滚筒传动效率=0.96。估算传动系统总效率计算得=0.816因此工作机所需电动机功率=3.182/0.816=3.9由求得的工作机所需电动机功率，在电动机额定功率满足≧条件下，由文献[1]表3-2中选择电动机的额定功率=44.2电动机转速的选择由（1）的数据可以选择的电动机如下电动机型号额定功率（kw）同步转速（）满载转速（）总传动比Y132M-64100096019.24-1电动机参数表5、传动比的分配传动比分配原则：（1）各级传动比应在合理的范围内：，，（2）各级传动尺寸协调，传动比应满足：传动系统的总传动比=960/50=19.2因此各级平均传动比=2.68根据上诉原则分配传动比，由传动系统图1知，若取=2.4，=3，则=19.2/(2.4*3)=2.676、传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：I轴：==960/2.4=400r/min==3.9×0.95=3.705kw=9550×3.9×0.95×2.4／960=88.46N/mⅡ轴：==960/(2.4×3)=133.33r/min==3.9×0.95×0.99×0.97=3.56kw==88.46×3×0.99×0.97=254.84N/mⅢ轴：==960/(2.4×2.67×3)=49.9r/min==3.9×0.95××0.97×0.96=3.38kw==254.84×2.67×0.99×0.97×0.96×0.97=608.46N/m计算汇总表参参数轴功率P转速n扭矩TI轴3.7140088.46II轴3.56133.33254.84III轴3.3849.9608.467、带传动的计算普通Ｖ带的应用特点如下：优点：（1）结构简单，制造、安装精度要求不高，使用维护方便，适用于两轴中心距较大的场合。（2）传动平稳，嘈声低，有缓冲吸振作用（3）过载时会打滑，起安全保护作用。缺点：（1）、不能保证准确的传动比（2）外廓尺寸大，传动效率低。由1.2.3.可知电动机额定功率P=4kw，转速为960r/min，从动轮Ⅰ轴的转速=400r/min，每天工作16小时。7.1确定计算功率由文献[2]中表8-21查得=1.2，由式（8.12）得=1.2×4=4.8kw7.2选择普通V带型号根据=4.8kw、960r/min由文献[2]中图8.12选择B型普通V带。7.3确定带轮基准、根据文献[2]中表8.6和图8.12选取=140mm，且=140mm＞=125mm。大带轮基准直径为==960×140/400=335mm按表8.3选取标准值=335mm，则实际传动比、从动轮的实际转速分别为=/=335/140=2.39==960/2.39=401.67r/min所以从动轮转速误差率（400－401.67）/400×100％=-0.42％在±5％以内为允许值7.4验算带速π×140×960/60000m/s=7.03m/s带速在5~25m/s范围内。7.5确定V带的基准直径和传动中心距初选传动中心距范围为：，取=570mmV带的基准长度：1902.42mm查文献[2]表8.4，选取带的基准直径长度2000mm实际中心距：570+(2000-1902.42)/2=618.79mm⑥验算主动轮的最小包角170.2°＞120°,故主动轮上的包角合适。7.6计算V带的根数z由，，查文献[2]表8.10，得，由i=2.39，查表8.18与8.19表，得，查表8.4，得带长度修正系数，查表8.11，得图8.11包角系数所以，圆整取根。7.7计算V带的合适初拉力查表8.6，取，得7.8计算作用在轴上的载荷1160.3NV带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.8、选择联轴器型号由下表选用联轴器的工作情况系数K=1.3，所以由式（16.1）可得1.3×608.46=791N/m49.9r/min由计算参数，查寇尊权版《机械设计课程设计》一书从表16-3中查得特选用型号为选取LT9型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1000Nm9、减速器一级斜齿齿轮传动的设计计算9.1选择材料及热处理因为传递功率不大，所以选择软齿面齿轮。小齿轮用45号优质碳素钢调质，硬度为217~255HBS；大齿轮用45号优质低碳钢正火，硬度为169~217HBS。选择齿轮精度为8级。9.2按齿根弯曲强度设计确定有关参数与参数：9.2转矩由2可得=254.84N/m所以圆周力1521.4N径向力556N轴向力547N9.3载荷系数K由文献[2]中表10.11取K=1齿数Z，螺旋角β和齿宽系数取26，则2.39×26≈63初选螺旋角β=10º。当量齿数为27.2≈2765.96≈66由下图查得齿形系数2.24，1.75选取=0.49.4许用弯曲应力按文献[2]中图10.25b和c，取弯曲疲劳极限应力=200MPa=160按文献[2]表10.10，取==1.3根据弯曲应力变化总次数注：为齿轮转速，单位为r/min；为齿轮转一转时同一侧齿面的啮合次数；为齿轮工作寿命，单位为h。按文献[2]图10.26，取弯曲疲劳寿命系数。由文献[2]中式（10.14）计算如下：138.46MPa110.77MPa0.02980.0319所以由可得，要求≥1.5~2mm，取模数=2mm。9.5确定中心距及螺旋角β传动的中心距为121.8mm取减速器标准中心距=122mm所以β=10.26°，误差为2.5％（3）校核齿面接触疲劳强度由文献[2]中式（10.35）确定有关系数和参数：9.6分度圆直径和60.9=61mm182.9=183mm9.7齿宽和=24.36mm取，齿数比2.399.8确定许用接触应力[]和[]由文献[2]中式（10.13）按文献[2]中图10.24b)和c)，取接触疲劳极限应力=580MPa=460根据接触应力变化总次数注：为齿轮转速，单位为r/min；为齿轮转一转时同一侧齿面的啮合次数；为齿轮工作寿命，单位为h。=60×400×1×（20×300×16）=2.304×=60×133.33×1×（20×300×16）=7.68×按文献[2]图10.27，取接触强度计算寿命系数=1，=0.94按文献[2]表10.10，取==1因此=1×580／1=580MPa=1×460／0.94=489.36MPa由2文献[2]表10.12查得弹性系数=189.8故460.2MPa，齿面接触疲劳强度校核合格。（4）验算齿轮圆周速度3.14×400×60.9/60000=1.3m/s因此选择8级是合适的。（5）齿轮齿顶圆直径由（2）得=2mm，所以故65mm，223mm，56mm，133mm10．轴的设计与计算10.1Ⅰ轴的设计计算：由1的计算数据，，88.46N/m及分度圆直径=61mm，20°，β=10.26°，齿轮轮毂宽度为61mm。所以圆周力2949N径向力1090N轴向力451N10.1.1选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器属小功率，对材料无特殊要求，故选择45钢并经调质处理。由文献[2]表14.7查得强度极限650MPa,再由表14.2得许用弯曲应力60MPa。10.1.2按扭转强度估算轴径根据文献[2]表14.1得C=107~118。又由式（14.2）得考虑到轴的最小端要连接带轮的大轮，会有键槽存在，故将估算直径加大3％~5％，取23.23~26.11mm，取轴径d=25mm。10.1.3设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端连接带轮传动的大轮。①确定轴上零件的位置与固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。②确定各轴段的直径如图所示，轴段1)直径最小，25mm；考虑到要对安装在轴段1)上的带轮带轮进行定位，轴段2)上应有轴肩，同时为能顺利地在轴段2)上安装轴承，轴段2)必须满足轴承内径的标准，故取轴段2）的直径30mm，用相同的方法确定轴段3）、4）的直径35mm，40mm；为了能方便拆卸轴承，可查的6208型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取38mm。各轴轴颈d汇总如下表轴d1d2d3d4d5轴径mm2530354038③确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为60mm，为保证齿轮固定可靠，轴段3）的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为58mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距，取该间距为15mm，为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段4）的长度取20mm，轴承支点距离=118mm，根据箱体结构及联轴器距轴承要有一定距离的要求，取=75mm，，=70mm。10.1.4按弯矩合成校核轴径①画出轴的受力图②做水平内的弯矩图。支点反力为2949/2=1475NⅠ-Ⅰ截面处的弯矩为Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为③做垂直面内的弯矩图，支点反力为Ⅰ-Ⅰ截面左侧的弯矩为Ⅰ-Ⅰ截面右侧的弯矩为Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为④做合成弯矩图Ⅰ-Ⅰ截面：87290102410Ⅱ-Ⅱ截面：86676⑤转矩图T=9.55xx=88576⑥求当量弯矩因减速箱单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数Ⅰ-Ⅰ截面：Ⅱ-Ⅱ截面：⑦确定危险截面及校核强度Ⅰ-Ⅰ截面：Ⅱ-Ⅱ截面：满足，所以设计的轴有足够的强度。同理，Ⅱ轴的尺寸计算如下：10.2Ⅱ轴的设计计算：由1可得，，254.84N/m，分度圆直径=183mm，20°，β=10.26°，齿轮轮毂宽度约为55mm。所以圆周力2785N径向力1030N轴向力504N10.2.1选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器属小功率，对材料无特殊要求，故选择45钢并经调质处理。由文献[2]表14.7查得强度极限650MPa,再由表14.2得许用弯曲应力60MPa。10.2.2按扭转强度估算轴径根据文献[2]表14.1得C=107~118。又由式（14.2）得考虑到轴的最小端要连接链轮的小轮，会有键槽存在，故将估算直径加大3％~5％，取33.04~37.15mm，取36mm。10.2.3设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端连接带轮传动的大轮。①确定轴上零件的位置与固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的左端装入，齿轮的右端用轴肩定位，左端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。原理同Ⅰ轴，②确定各轴段的直径轴段1)直径最小，35mm；考虑到要对安装在轴段1)上的带轮带轮进行定位，轴段2)上应有轴肩，同时为能顺利地在轴段2)上安装轴承，轴段2)必须满足轴承内径的标准，故取轴段2）的直径40mm，用相同的方法确定轴段3）、4）的直径45mm，50mm；为了能方便拆卸轴承，可查的6208型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取48mm。轴d1d2d3d4d5轴径mm3540455048③确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为55mm，为保证齿轮固定可靠，轴段3）的长度应略短于齿轮轮毂宽度，同时由于Ⅰ轴的轴承点距离为118mm，取轴长52mm，为保证齿轮不受离心力的影响，因此在齿轮两端加轴肩为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距，取该间距为15mm，为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段4）的长度取20mm，轴承支点距离=118mm，根据箱体结构及联轴器距轴承要有一定距离的要求，取=75mm，，轴的伸出端要和链传动的小轮相连接，故=80mm。10.2.4按弯矩合成校核轴径①画出轴的受力图②做水平内的弯矩图。支点反力为2785/2=1393NⅠ-Ⅰ截面处的弯矩为Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为③做垂直面内的弯矩图，支点反力为Ⅰ-Ⅰ截面左侧的弯矩为Ⅰ-Ⅰ截面右侧的弯矩为Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为④做合成弯矩图Ⅰ-Ⅰ截面：8250198107Ⅱ-Ⅱ截面：82263⑤转矩图T=9.55xx=254991⑥求当量弯矩因减速箱单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数Ⅰ-Ⅰ截面：Ⅱ-Ⅱ截面：⑦确定危险截面及校核强度Ⅰ-Ⅰ截面：Ⅱ-Ⅱ截面：满足，所以设计的轴有足够的强度。11、轴承的选择要求轴承寿命：（二十年两般制工作，按每年工作300天，每班工作16个小时）计算轴承寿命由文献[2]中表15.2和表15.13基本额定动负荷动载荷系数由文献[2]中表15.12可得载荷系数当量载荷：由文献[2]表15.14得温度系数，对球轴承寿命系数由文献[4]表13.4选取轴承的尺寸如下：轴承代号尺寸/mmdDB302073062163020940801812、键的选择已知条件：1）Ⅰ轴：轴径，89.4N.m。2）Ⅱ轴：轴径，轴上齿轮毂宽，257.55N.m。选择类型：选A型键尺寸选择：1轴：查表得选b*h=10*8,长的键。2轴：查表得选b*h=12*8,长和b*h=18*11,长的键强度验算：查表得许用挤压应力键遇键槽接触长度故此键能安全工作，其他两个键用同样分析也能安全工作13.、润滑和密封说明润滑说明：因传动的圆周速度，采用浸油润滑，大、小圆柱齿轮采用飞溅润滑，润滑油使用50号机械润滑油。密封说明：在试运转过程中，所有联接面及轴伸处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。14.箱体、箱盖及附件的设计计算14.1减速器附伯的选择通气器：由于是在室内使用，选通气器（一次过滤），采用采用M12×1.5。油面指示器：