课程设计带式运输机传动装置的二级圆柱齿轮减速器

课程设计带式运输机传动装置的二级圆柱齿轮减速器啊机械设计课程设计任务书目

录一、设计任务书………………3二、传动方案的拟定…………4三、电动机的选择…………4四、计算总传动比及配合的传动比………5五、传动装置的运动和动力参数计算………6六、传动零件的设计计算…………………71、高速级齿轮传动的设计计算……………72、低速级齿轮传动的设计计算……………9七、轴的设计计算…………131、轴的材料选择和最小直径估算………132、轴的构造设计…………143、轴的校核………………17八、滚动轴承的选择及校核………………231、中间轴的滚动轴承……………………232、高速轴的滚动轴承…………………243、低速轴的滚动轴承…………………25九、键连接的选择及核计算………………26十、减速器机体构造尺寸……………………27十一、联轴器的选择…………29十二、润滑方式的拟定………29十三、其它有关数据…………30十四、参考资料目录…………30十五、课程设计总结…………30（一）、机械设计课程设计任务书题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器1、总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器2、工作状况：载荷平稳、单向旋转，有轻微振动，经常满载，空载起动。3、原始数据输送带拉力F（N）：1800；滚筒直径D（mm）：340；运输带速度V（m/s）：2.35；带速允许偏差（％）：5；使用年限（年）：8；工作制度（班/日）：单班制。4、设计内容1.

电动机的选择与运动参数计算；2.

斜齿轮传动设计计算3.

轴的设计4.滚动轴承的选择5.

键和连轴器的选择与校核；6.

装配图、零件图的绘制；7.

设计计算阐明书的编写

。5．

设计任务1．

减速器总装配图一张；2．

齿轮、轴零件图各一张；3．

设计阐明书一份6．

设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算；第二阶段：轴与轴系零件的设计；第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制；第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算阐明书的编写。三)电动机选择1．电动机类型和构造的选择由于本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。因此选用常见的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2．电动机容量的选择1）工作机所需功率Pw

Pw＝Fv/1000=1800×2.35/(1000×0.96)=4.41KW2）

电动机的输出功率Pd＝Pw/ηkWη＝其中： —带传动效率：0.96—每对滚子轴承的传动效率：0.98—8级精度圆柱齿轮的传动效率：0.97—弹性联轴器的传动效率：0.99—卷筒的传动效率：0.96则总的效率：η＝=0.98Pd＝Pw/η=4.41/0.80=5.5125kW从表22-1中可选出额定功率为5.5kw的电动机。3．电动机转速的选择卷筒轴转速为n=60×1000v/(D)=60×1000×2.35/(3.14×340)=132.07r/min按表2-2推荐的传动比合理范畴，二级圆柱齿轮减速器传动比i'=8～40,则从电动机到卷筒子轴的总传动比合理范畴为i'=8～40。故电动机转速的可选范畴为：n=i'×n=(8-40)×132.07=1056.56～5282.8r/min可见，电动机同时转速可选1500r/min和3000r/min三种。根据相似容量的三种转速，从表19-1中查出三个电动机型号，再将总传动比合理分派给V带传动和减速器，就得到三种传动比方案，以下表：其中总传动比为：。式中--电动机满载转速,r/min；--工作机转速，r/min.普通推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速传动比i1与低速级传动比i2之间满足i1=(1.3~1.5)i2.表中取i1=1.4×i2;i=i2×i2×1.4.两种不同的传动比方案：方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速r/min传动装置的传动比同时转速满载转速总传动比高速i低速i1Y132S-45.51500144010.903.912.792Y132S1-25.53000292022.113.975.564．电动机型号的拟定由表22－1查出电动机型号为Y132S-4,其额定功率为5.5kW，满载转速1440r/min。基本符合题目所需的规定。(四)计算总传动比及配各级的传动比计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可拟定传动装置应有的总传动比为：

i总＝nm/nw=1440/132.07=10.90传动比分派

分派原则：各级传动尺寸协调,承载能力靠近,两个大齿轮直径靠近方便润滑.(浸油深度)

i总=i减=i高*i低=nm/nwi减——减速器传动比

i高——减速器内高速级传动比i低——减速器内低速级传动比

nm——电动机满载转速nw——工作机转速i高=1.4*i低，i低×i高=i总由上表可得：i高=i1=3.91；i低=i2=2.79。

速度偏差为0.2%<5%,，因此可行。(五)运动参数及动力参数的计算1、计算各轴转速:I轴n1=nm/1=1440r/minII轴n2=n1/i高=1440/3.91=368.29/minIII轴n3=n2/i低=368.29/2.97=132.00r/min滚筒n4=n3=132.00r/min

2)各轴输入功率:

电动机轴：Pd=5.5kw

I轴:PI=Pd×η4=5.5×0.99=5.445kw

II轴:PII=PI×η2×η3=5.445×0.98×0.97=5.176kw

III轴:pIII=PII×η2×η3=5.176×0.98×0.97=4.92kw滚筒:pⅣ=pIII×η2×η4=4.92×0.98×0.99=4.774kw各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.98，分别为：I轴0.98=5.337KwII轴kWIII轴kw滚筒轴kw

3)各轴扭矩

电动机轴：Td=9550×Pd/nm=9550×5.5/1440=36.48(Nm)

I轴：TI=9550×PI/n1=9550×5.445/1440=36.11(Nm)

II轴：TII=9550×PII/n2=9550×5.176/368.29=134.22(Nm)

III轴：TIII=9550×pIII/n3=9550×4.92/132.00=355.95(Nm)滚筒：T滚=9550×p滚/n4=9550×4.774/132.00=345.39(Nm)（六）传动零件的设计计算一）、高速级齿轮的设计计算设计参数： P1=5.337Kw T1=36.11Nm；N1=1440r/minN2=368.29r/min；i1=3.91；1、选材：因规定构造紧凑，故采用硬齿面的组合。小齿轮用45号表面淬火钢，,；大齿轮参数也同样。（课本表11-1）根据课本表11-5得：取=1.25,=1.0;根据课本表11-4得:2、拟定许用应力：

； 3小齿轮的工作转矩： 4根据接触强度，求小齿轮分度圆直径：设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.3，齿宽系数选用，；初选螺旋角：β＝15°螺旋度系数：选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=iZ1=3.91×19=93.84,取Z2=94。实际传动比为i=74/19=3.9167， 因此，取齿数；Z2=94。齿数系数查课本图11-8得：YFa1＝2.68，YFa2＝2.22，查课本图11-9得：YSa1＝1.60，YSa2＝1.79.因,故要对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模数：取中心距：取a=92mm.拟定螺旋角:β＝齿轮分度圆直径:小齿轮齿顶圆:=37.42+2×1.5=40.42mm大齿轮齿顶圆:=146.57+2×1.5=149.57mm小齿轮齿根圆:=37.42-3×1.25=34.92mm大齿轮齿根圆:=146.57-3×1.25=114.17mm齿轮宽度:b＝＝0.8×30.64=24mm,取b1＝30mmb2=25mm3、验算齿面接触强度将各参数代入下面得：齿面硬度:=Z189.8*2.5*=68.163Mpa<1130Mpa故安全。4、齿轮的圆周速度对照课本表11-2，因此选8级制造精度合理的；构造设计：大齿轮采用腹板式，小齿轮制成实心式。二）、低速级齿轮的设计计算1、选择材料及许用应力因规定构造紧凑，故采用硬齿面的组合。小齿轮用45号表面淬火钢，齿面硬度为45，,；大齿轮选用参数同样。根据课本表11-5得：取=1.25,=1.0;根据课本表11-4得:许用应力：2、按齿轮弯曲强度计算由上计算得：P=4.82kW,n=132.00r/min,i=2.79齿轮按八级精度制造。取载荷系数K=1.3（课本表11-3）,齿宽系数（课本表11-6）小齿轮的转距：初选螺旋角：β＝15°选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=iZ1=2.79×24=66.96,取Z2=67。实际传动比为i=67/24=2.79，齿数系数查课本图11-8得,齿形系数:YFa1＝2.66，YFa2＝2.26，查课本图11-9得,齿形系数:YSa1＝1.61，YSa2＝1.75因因>故要对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模数：m==2.42mm取m=2.5mm中心距：a=(Z+Z)m/2cos=(24+67)*25/2*cos15°=117.763取a=120mm拟定螺旋角:=arccos18.75°齿轮分度圆直径:d=mz/cos=25*24/cos18.57°=63.30mmd=mz/cos=25*67/cos18.57°=176.6mm小齿轮齿顶圆:=63.30+2×2.5=68.30mm大齿轮齿顶圆:=176.70+2×3=181.70mm小齿轮齿根圆:=63.30-5×1.25=57.05mm大齿轮齿根圆:=176.70-5×1.25=170.45mm齿轮宽度:b＝＝0.8×63.3=50.64mm,取b1＝60mmb2=55mm3、验算齿面接触强度将各参数代入下面得：齿面硬度:=Z189.8*2.5*=68.163Mpa<1130Mpa故安全。4、齿轮的圆周速度V=0.44m/s对照课本表11-2，因此选8级制造精度合理的；构造设计：大齿轮采用腹板式，小齿轮制成实心式。三）得出画图尺寸数据表格：高速级齿轮传动的尺寸低速级齿轮传动的尺寸名称计算公式成果/mm名称计算公式成果/mm模数1.5模数2.5压力角20°压力角20°螺旋角15.85°螺旋角18.57°齿数2494齿数2467传动比3.91传动比2.79分度圆直径37.42146.57分度圆直径63.30176.60齿顶圆直径40.42149.57齿顶圆直径68.30181.70齿根圆直径34.92147.07齿根圆直径57.50170.45中心距92中心距120齿宽B=b+53025齿宽B＝b+56055（七）轴的设计计算一）轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质解决。按扭转强度法进行最小直径估算，即：mm。初算轴径时，若最小直径周段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一种键槽时，d增大5%至7%，两个键槽时，d增大10%至15%。值由课本表14-2拟定高速轴；中间轴；低速轴高速轴d=A=110*=17.2,因高速轴最小直径处要安装大带轮，设有一种键槽，则：d=d(1+7﹪)=17.2*(1+0.07)=18.40mm,取整数d=19mm中间轴：d=A=115*=27.72因中间轴最小直径处要安装滚动轴承，则取为原则值：。低速轴：d=A=110*=37.56mm因高速轴最小直径处要安装连轴器，设有一种键槽，则：d=d(1+7﹪)=37.56*(1+0.07)=40.19mm取为联轴器d=42mm二）轴的构造设计1、中间轴构造设计中间轴轴系的构造以下图：图2中间轴（1）各轴段直径拟定：最小直径，滚动轴承处轴段，。根据表17-6得：角接触轴承选用7206AC,尺寸为d×D×B=30×62×16mm:高速级大齿轮轴段，=40mm：轴环，根据齿轮的轴向定位规定，=50mm：低速级小齿轮轴段=40mm：滚动轴承处轴段，==30mm。（2）各轴段长度的拟定：由滚动轴承、挡油环及装配关系等拟定，=55mm。：由高速级大齿轮毂孔宽度B2=25mm拟定，=23mm：轴环宽度，=10mm：由低速级小齿轮的毂孔宽度B1=60mm，=57mm。：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等拟定，=40mm（3）细部构造设计由课程设计表16-28可查的：高速大齿轮处取A键：b×H-L=12mm×8mm-20mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.25~0.40mm）；低速小齿轮处取A键：b×H-L=12mm×8mm-40mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.25~0.40mm）；齿轮轮毂与轴的配合选为40Js9/N9;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为30m6参考课程设计表14-27、14-29得：各轴肩处的过渡圆角半径若a=(0.07~1)d，a>R取R2，倒角为C2。2、高速轴的构造设计高速轴轴系的构造以下图：图3高速轴（1）各轴段的直径的拟定：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，20mm：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位规定，定位高度，以及密封圈的原则（拟采用毡圈密封），=22mm：角接触轴承处轴段，=25mm，角接触轴承选用7205AC，其尺寸为d×D×B=25mm×52mm××16mm：过渡轴段，由于高速齿轮传动的线速度不不大于2m/s，角接触轴承可采用飞溅式润滑。考虑到用轴肩定位轴承，因此=33mm齿轮处轴段：由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴构造。因此轴和齿轮的材料和热解决方式需同样，均为45钢，调质解决;：滚动轴承处轴段，25mm（2）各轴段长度的拟定：由连轴器的轴孔宽度L1=30（根据表19-5）,拟定：由箱体构造、轴承挡圈、装配关系等拟定，=55mm：由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定，=46mm：由装配关系、箱体构造等拟定，=58mm：由高速级小齿轮宽度=30mm拟定，=30mm：由角接触轴承、挡油盘及装配关系等拟定50mm（3）细部构造联轴器处键取C型：b×h-L=6mm×6mm-30mm(t=3.5，r=0.16~0.25)在处采用过盈配合，起到密封作用：角接触轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为参考课程设计查表14-27、14-29得：各轴肩处的过渡圆角半径，若a=(0.07~1)d，a>c，取R2，倒角为C2。3、低速轴的构造设计低速轴轴系的构造以下图：图4低速轴（1）各轴段直径的拟定：动轴承处轴段，=55mm。角接触轴承选用7211AC，其尺寸为d×D×T×B=55mm×100mm×22.75mm×21mm：低速级大齿轮轴段，=60mm：轴环，根据齿轮的轴向地位规定，=70mm：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=63mm：角接触轴承处轴段，==55mm：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位规定，以及密封圈的原则（拟采用毡圈密封），=50mm：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，d37=40mm（2）各轴段长度的拟定：由滚动轴承、挡油环以及外伸轴段等拟定，=42mm：由低速大齿轮的毂孔宽度55，拟定=53mm：轴环宽度，=10mm：由装配关系、箱体构造等拟定，=40mm：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等拟定，=40mm：由箱体构造、轴承端盖、装配关系等拟定，=55mm：由连轴器的轴孔宽度,拟定（3）细部构造设计低速大齿轮处取A键：b×h-L=18mm×11mm-45mm（t=7.0mm,r=0.25~0.40mm）；联轴器处键取C型：b×h-L=12mm×8mm-70mm(t=5.0，r=0.256~0.40)齿轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合.参考教材查表8-2得：各轴肩处的过渡圆角半径，若70>d>50取C2。三）轴的校核1）高速轴的校核L1=40mm，=55mm，=46mm，=58mm，=30mm，=50mmL1=57mmL2=111mmL3=78mm作用在齿轮上的圆周力为：=2×36.11×1000/37.42=1930N径向力为=1930×0.364=702.46N作用在轴1带轮上的外力：F=1800N求垂直面的支反力：=(111×702.46)/(57+111)=464.13N=702.46-464.13=238.3N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：=238.3×111/1000=26.45N.m=464.13×57/1000=26.45N.m求水平面的支承力：由得=111×1930/(57+111)=1275.2N=1930-1275.2=654.82N求并绘制水平面弯矩图：=1275.2×57/1000=72.69N.m=654.82×111/1000=72.69N.m求F在支点产生的反力：=78×1800/(111+57)=853.7N=853.7+1800=2635.7N求并绘制F力产生的弯矩图：=1800×78/1000=140.4N.m=853.7×57/1000=48.6N.mF在a处产生的弯矩：=853.7×57/1000=48.6N.m求合成弯矩图：考虑最不利的状况，把与直接相加。=48.6+=126.0N.m=48.6+=126N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）==127.85N.m计算危险截面处轴的直径：由于材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：mm由于>=55mm>d，因此该轴是安全的。轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校承受径向载荷核，由于轴承重要的作用，因此，查课本279页表16-8,9，10取取按最不利考虑，则有：=+853.7=2210.4N=+2635.7=3291N则==5.5年>5年因此所该轴承符合规定。4）、弯矩及轴的受力分析图以下：2）中间轴的校核：L1=52.5mmL2=50mmL3=50.5mm作用在2、3齿轮上的圆周力：=2×134.22×1000/146.57=1831.48N=2×355.95×1000/63.3=1246.45N径向力：=1831.48×0.364=666.66N=1246.45×0.364=453.71N求垂直面的支反力:=[-453.71×50.5+666.66×(50+50.5)]/(185)=285.3N=453.71+285.3-666.66=72.34N计算垂直弯矩：=285.3×52.5/1000=14.98N.m=285.3×(52.5+50)/1000-666.66×50/1000=-4.09N.m求水平面的支承力：=1619N=1831.48+1246.45-1619=1458.9N2)、计算、绘制水平面弯矩图：=1619×52.5/1000=85N.m=-1458.9×(52.5+50)/1000-1246.45×50/1000=-211.86N.m求合成弯矩图，按最不利状况考虑：==86.3N.m=211.90N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面当量弯矩为：（取折合系数）==121.79N.m==3976N.m计算危险截面处轴的直径：由于材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：mm由于=30mm>d，因此该轴是安全的。3）、弯矩及轴的受力分析图以下：3）低速轴的校核：L1=58mmL2=106mmL3=147.5mm求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力：2×355.95×1000/63.3=11246.4N径向力：=11246.4×0.36=4093.4N求垂直面的支反力：106×418.75/(58+106)=272.3mm=4093.4-272.3=3821.1mm计算垂直弯矩：==3821.1×106/1000=405.3N.m=15.80N.m求水平面的支承力。 =106×11246.4/(58+106)=7269N=11246.4-7269.=3977.4N计算、绘制水平面弯矩图。=7269×58/1000=421.6N.mN.m求F在支点产生的反力N=+1800=3419.9N求并绘制F力产生的弯矩图：=1800×147.5/1000=265.5N.m=1618.9×58/1000=93.9N.mF在a处产生的弯矩：N.m求合成弯矩图：=93.9+=1378.7N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）==1395.1N.m计算危险截面处轴的直径：由于材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：mm由于=42mm>d，因此该轴是安全的。3）弯矩及轴的受力分析图以下：（八）滚动轴承的选择及校核计算一）中间轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度状况，拟定选用角接触球轴承。由中间轴的构造设计，根据=30mm，角接触球轴承选用7206AC，根据表17-5得：尺寸为d×D×B=30×62×16mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略先计算轴承1、2的轴向力齿轮2产生的轴向力齿轮2的产生轴向力外部轴向力(方向见图示)(方向见图示)由于因此轴承1为松端=556N因此轴承2为压紧端=4972.3N计算轴承1、2的当量载荷查表得e=0.68查表得，故当量动载荷为：验算轴承寿命因，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相似，为8（年）×300（天）×8（小时）=19200h。〉19200h其中，温度系数（轴承工作温度不大于），（轻微冲击）轴承含有足够寿命。二）高速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度状况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的构造设计，角接触球轴承选用7205AC，根据表17-5得：尺寸为d×D×B=25×52×16mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略先计算轴承1、2的轴向力外部轴向力(方向见图示)(方向见图示)由于因此轴承1为松端=403.58N因此轴承2为压紧端=1624.08N计算轴承1、2的当量载荷查表得e=0.68查表得，故当量动载荷为：验算轴承寿命因，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相似，为8（年）×300（天）×8（小时）=19200h。〉19200h其中，温度系数（轴承工作温度不大于），（轻微冲击）轴承含有足够寿命。三）低速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度状况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的构造设计，角接触球轴承选用7211AC，根据表17-5得：尺寸为d×D×B=55×100×21mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略先计算轴承1、2的轴向力外部轴向力(方向见图示)(方向见图示)由于因此轴承1为松端因此轴承2为压紧端计算轴承1、2的当量载荷查表得e=0.68；查表得，故当量动载荷为：验算轴承寿命因，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相似，为8（年）×300（天）×8（小时）=19200h。〉19200h其中，温度系数（轴承工作温度不大于），（轻微冲击）轴承含有足够寿命。（九）键联接的选择及校核计算一）中间轴上键的选择与校核由中间轴的细部构造设计，选定：高速级大齿轮处的键为1键：b×H-L=12mm×8mm-20mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.25~0.40mm）；标记：键12×36GB/T1096-1979[圆头普通平键（A型）]；低速级小齿轮处取2键：b×H-L=12mm×8mm-40mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.25~0.40mm）；标记：键12×40GB/T1096-1979[圆头普通平键（A型）]；由于是同一轴的键，传递的扭矩相似，因此只需要校核短的键即可。齿轮轴段d=40mm,键的工作长度为l=L-b=36-12=28mm键的接触高度k=0.5h=0.5×8=4.0mm;传递的转矩为：T2=134.42N/m;由课本表10-10查得键静连接时的挤压许用应力（45钢调质），键联接强度足够。二）高速轴由于取了齿轮轴因此无需校核三）低速轴上键的选择与校核由低速轴的细部构造设计，选定：与联轴器联接处的键为5键：b×h-L=12mm×8mm-70mm(t=5.0，r=0.256~0.40)标记：键12×70GB/T1096-1979[圆头普通平键（C型）]；低速齿轮处的键为6键：b×h-L=18mm×11mm-50m（t=7.0mm,r=0.25~0.40mm）；标记：键18×63GB/T1096-1979[圆头普通平键（A型）]；传递的转矩为：T3=355.95N.m;由课本表10-10查得键静连接时的挤压许用应力（45钢调质）由于是同一轴的键，传递的扭矩相似，因此只需要校核短的键即可。由于d=60mml=L-b=63-18=45mm;键的接触高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm;，键联接强度足够。(十),减速器机体构造尺寸1、减速器锻造箱体的构造尺寸减速器锻造箱体的构造尺寸名称符号构造尺寸箱座（体）壁厚8箱盖壁厚8箱座、箱盖、箱底凸缘的厚度、、12、1