一级圆柱齿轮减速器设计带式运输机(有（全套）图纸)

PAGE./专业资料机械设计课程设计一级圆柱齿轮减速器设计<带式运输机>北京市机械局职工大学目录一、电动机的选择4二、传动比的分配5三、传动装置各轴的运动和动力参数5四、V带的设计与计算7五、齿轮的选择10六、轴的设计131、Ⅰ轴的设计〔高速轴132、Ⅱ轴的设计〔低速轴19七、减速箱的设计25八、润滑的选择26参考文献27机械课程任务书设计带式运输传动系统题目要求：传动装置含有圆柱齿轮减速器原始1运输带工作拉力F/N12002运输带工作速度V/〔m·s-11.703>运输机卷筒直径D/mm270传动简图1、V带运动2、运动带3一级圆柱齿轮减速器4、联轴器5、电动机6、卷筒工作条件连续单向运转,载荷可能有轻微冲击,空载起动电压380/220V的三相电源。技术要求使用年限10年,小批量生产,两班制工作,8h/班设计任务说明书一份,装配图一份一、电动机的选择1、确定电动机的类型按工作要求选择Y系列全封闭直扇冷式笼型三相异步电动机,电压380/220V2、选择电动机的容量查《机械设计课程设计》按〔2-1式电动机所需功率为,按〔2-2式工作所需功率为,传动装置的总效率为按表2-3确定各部分效率,V带传动效率,滚动轴承传动效率,闭式齿轮传动效率,联轴器,传动滚筒,,所需电动机功率为,因为载荷平稳电动机额定功率Ped大于Pd即可,由表16-1得Y系列电动机技术数额功率Ped为3KW3、确定电动机转速滚筒工作转速,,V带传动比常用范围i带=2～4,齿轮传动比常用范围为i齿=3～5,i总范围为6～20,故电动机转速nd=inw=<6～20>×120.31=<721.86～2406.2>r/min,符合这一范围同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min由表16-1得电动机数据及计算的总传动比：〔表一电动机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩总传动比iY132M-83KW710r/min2.02.05.90Y132S-63KW960r/min2.02.08.0Y100L2-43KW1420r/min2.22.211.82根据表中数据,综合考虑,选用电动机为Y132S-6,传动比为8.0,易于分配传动比。分配传动比1、总传动比i总=n电/nw=960/120.31=8.02、分配传动装置上各级传动比由《机械设计课程》中表2-1取V带传动：比i=2~4,取i带=3则减速器传动比为三、传动装置各轴的运动和动力参数1、电动机Po=Pd=2.4kwno=nm=960r/min2、I轴〔高速轴P1=Poη1=2.4×0.96=2.30KW3、Ⅱ轴〔低速轴P2=PO·η01·η2·η3=2.4×0.96×0.99×0.97=2.23KW4、Ⅲ轴〔滚筒轴P3=P2·η2·η4=2.23×0.99×0.99=2.2KW输出功率或转矩分别为各轴的输出功率或输出转矩乘以轴承效率0.99输出功率P1,=P1×0.99=2.3×0.99=2.28KWT1,=T1×0.99=74.61×0.99=73.86N·mP2,=P2×0.99=2.23×0.99=2.21KWT2,=T2×0.99=179.7×0.99=177.9N·mP3,=P3×0.99=2.2×0.99=2.18KWT3,=T3×0.99=177.28×0.99=175.51N·m各轴运动和动力参数：〔表二轴名功率P/KW转矩T/N·m转速n/min传动比i效率η输出输入输出输入电机轴2.423.996030.96Ⅰ轴2.302.2874.6173.863202.70.96Ⅱ轴2.232.21179.7177.9118.5110.98Ⅲ轴2.22.18177.28175.51118.51四、V带的设计1、选择V带型号查《机械设计基础》表6-5根据工作条件系数KA=1.3,由式〔6-14得Pd=KAP,Pd=1.3×2.4=3.12KW,根据Pd和n1查图6-8选A型带2、确定带轮的基准直径dd1、dd2<1>选取小带轮的直径dd1,由于Pd-n坐标的交点落在图6-8中A型带区内虚线的上方故选dd1=100mm<2>验证速度V由式〔6-15得V===5.02m/s带速一般应在5～25之间,V=5.02m/s,合适<3>确定大带轮的基准直dd2取ε=0.015,查《机械设计基础》ε=1%～2%,dd2=dd1i<1-ε>=100×3×〔1-0.015=295.5mm查表6-6圆整取标准值dd2=300mm3、确定中心距和带的基准长度Ld<1>初定中心距a0根据式〔6-160.7〔dd1+dd2≤a0≤2<dd1+dd2>,0.7×<100+300>≤a0≤2×<100+300>,因为210≤a0≤800,所以a0取600mm<2>确定带的长度Ld由式〔6-17计算Ld由表6-2得取Ld=2000mm<向较大的标准之圆整对传动有利><3>确定中心距由式〔6-18A=－==343mmB=安装时所需的最小中心张紧或补偿带伸长所需的最大中心距<4>验证小带轮包角α1由式〔16-9得因为,,所以合适<5>确定V带的根数Z因为,A型带,i=3,查表6-3得,,ΔP=0.11,查表6-4得,,查表6-2得将各数值代入式〔6-20中取Z=3<6>计算初拉力F0查表6-1,A型带q=0.10㎏·m由式<6-21>得<7>计算带作用在轴上的力Fr<8>带轮的结构设计查《机械设计基础》表6-1,小带轮dd1=100mm采用实心轮,大带轮dd2=300mm,因为dd2=250～400mm,采用H型—孔板轮,取轮缘宽度B=〔Z-1e+2f=<3-1>×15+2×10=50mm,根据《机械设计基础》表6-1,取孔径d=25mm,按表6-1确定结构尺寸,基准宽,bd=11mm,槽顶宽b=13.2mm,基准到槽顶高hmin=2.75mm,基准到槽府深hmin=8.7mm,第一槽到端面距离f=10mm,槽间距e=15mm,最小轮缘厚δ=6mm,轮缘外径da=dd+2ha=300+2×2.75=305.5mm,轮缘内径d2=dd-2<hf+δ>=300-2×<8.7+6>=270.6mm,槽楔角φ=340,腹板厚s=15mm.五、齿轮的选择1、确定材料确定许应力查《机械设计基础》表8-12,因为传动带为轻冲击载荷,大小齿轮均用40Cr调质处理硬度,H1=H2=48～55计算时取H1=H2=52HRC精度等级8级,根据表8-8,Ra=1.6μm,速度V≤6〔m·s-1,σHLin1=σHLim2=1200MPa,查图8-40得,[σH1]=[σH2]=0.96×σHLim=0.96×1200=1080MPa,查图8-42得,[σFLim1]=[σFLim2]=370MPa,单向受力,[σF1]=[σF2]=1.4×[σFLim1]=518MPa2、初定主要尺寸<1>传动比对于一般单级减速器传动i≤7,在前面已经计算出i=2.7<2>齿数Z一般齿数Z≥17,避免产生根切现象取Z1=25<3>齿宽系数φd根据《机械设计基础》查表8-15φd=0.6,Z2=iZ1=2.7×25=68<4>齿数比μ=<5>载荷系数K查表8-14K=1.4,转矩T1=74.61×103N·m<6>材料弹性系数查表8-39,<7>节点区域系数查图8-39,ZH=2.5,,由图8-43得对于传递动力地齿轮,模数不宜小于1.5～2mm,以免模数过小发生意外断齿,根据《机械设计基础》表8-2,选m=2.53、计算齿轮主要参数Z1=25,Z2=68,i齿=2.7,m=2.5,d1=mz1=2.5×25=62.5mm,d2=mz2=2.5×68=170mm,ha=ha*m=1×2.5=2.5,hf=<ha*+c*>m=<1+0.25>×2.5=3.13,h=ha+hf=2.5+.3.13=5.63mm,P=πm=3.14×2.5=7.85mm,S=πm/2=7.85/2=3.93mm,b2=b=φdd1=0.6×62.5=37.5mm,取40mm,b1=b+<5～10>=<42.5～47.5>mm略大于b2,b1取45mmdh1=mz1·cosα=2.5×25×0.94=59mm,dh2=mz2·cosα=2.5×68×0.94=160mm,da1=d1+2ha=62.5+2×2.5=67.5mm,da2=d2+2ha=170+2×2.5=175mm,df1=d1-2hf=62.5-2×3.13=56.24mm,df2=d2-2hf=170-2×3.13=163.74mm,中心距=a=m/2<z1+z2>=2.5/2×<25+68>=116.25mm4、校核齿面接触强度所以合适5、校核齿根弯曲疲劳强度所以合适,小齿轮采用齿轮轴的形式,大齿轮采用盘式齿轮.齿轮图六、轴的设计<一>Ⅰ轴的设计1、Ⅰ轴为高速轴齿轮轴采用45#正火,查《机械设计基础》表14-8σb=600MPa,[σb]-1=55MPa2、按扭转强度初估轴的最小直径查表14-7,A=118mm,按式〔14-6得查《机械课程设计》表13-5,取d1=25mm3、初定齿轮与轴承的润滑初定圆周速度初定齿轮由油浴润滑,轴承采用油润滑。4、轴系的初步设计采用直齿圆柱齿轮,无轴向力,选择两端面单向固定右端用轴肩定位,左端用轴端档圈固定,用C型普通键联接带轮,并实现周向定位。5、定向尺寸确定轴段d1=25mm,逐段相邻直径d2起定位作用,用定位轴肩h=<0.07～0.1>d,取d2≥d1+2h≥25+2×<0.07～0.1>×25=<28.5～30>mm,该直径处安装密封毡圈,取标准直径d2=30mm,d3与轴承内径配合为便于轴承安装d3＞d2,查《机械课程设计》表11-1,d3=35mm,取深沟球轴承6007,d5为齿轮部分,取d5=da1=67.5mm,,d4取46mm,d6=d4=46mm,因d7处安装轴承,d7=d3=35mm6、轴向尺寸的确定与传动零件〔如齿轮、带轮、联轴器等相配合的轴段,一般略小于传动零件的轮毂宽度,L1处安装带轮取L1=50-2=48mm。L5处为齿轮部分,L5=45mm,齿轮距箱壁10～15mm,取10mm,采用油润滑取Δ=3,所以L6=L4=3+10=13mm轴承宽为14mm,L3=L7=14mm,分箱面宽L=47mm,轴承盖螺钉至皮带轮距离Δ1=10～15mm,取短盖e=7.2mm,m=32mm,D=62mm,D4=D-<10～15>=<52～41>mm,取D4=50mm,D0=62+2.5d3=77mm,D2=D0+2.5d3=92mm,D6=D-<2～4>=60～58mm,取D6=60mm,e1=18mm,端盖处为了便于螺钉装卸留10～15mm,取10mm,L2=32+7.2+4+10=53.2mm,取54mm,轴总L=48+54+14+13+45+13+14=201mm,两轴承中心距L=14+13+45+13=85mm7、强度校核<1>齿轮的切向力Ft1=2T/d=2×74.61×103/62.5=2387.5N齿轮的径向力Fr1=Ft1·tanα=2387.5×tanα20。=868.98N<2>带轮的切向力Ft2=0N带轮的径向力Fr2=960.44N<3>轴的受力分析,绘制轴受力图〔a,绘制水平受力图〔b,并求支反力FH1、FH2,水平面85FHⅠ=〔85+85Fr2-42.5Fr1=170××868.98=126343.15NFHⅠ=1486.39N85FHⅡ=42.5Fr1+85Fr2=42.5×868.98+85×960.44=118569.05NFHⅡ=1394.93N绘制垂直受力图〔d85FvⅡ=42.5Ft1=42.5×2387.5=101468.75NFvⅡ=1193.75N85FvⅠ=42.5Ft1=42.5×2387.5=101468.75NFvⅠ=1193.75N<4>绘制弯矩图,水平面弯矩图〔aa截面MHⅠ=85×Fr2=85×960.44=81637.4N·mmb截面MHb=42.5×FHⅡ=42.5×1394.93=59284.53N·mm垂直平面弯矩图<e>Mvb=42.5FvⅠ=42.5×1193.75=50734.38N·mm合成弯矩图f<5>绘制转矩图<g>转矩T=74.61×103N·mm<6>绘制当量转矩图><h>单向运转转矩为脉动循环α=0.6,aT=0.6×74.61×103=44766N·mmb截面合成弯矩Ⅰ截面合成弯矩<7>分别校核,a,Ⅰ,b截面考虑到a处存在键槽实际直径分别为￠25mm,￠67.5mm强度足够.受力图：图一<8>轴承的强度校核使用深沟球轴承6007,FⅠ>FⅡ只需验证Ⅰ处轴承可查《机械课程设计》,表11-1深沟球轴承6007,Cr=16.2KN,C0r=10.5KN,直齿圆柱齿轮无处载荷Fa=0,取X=1,Y=0,查《机械设计基础》表14-10,KP=1.1,P=KP·X·FⅠ=1.1×1×1906.4=2097.04N。轴承寿命查《机械设计基础》式14-10,轴承通常在10000～30000h,所以所选轴承合适。<9>键的设计与校核1选用A型普通平键2按轴径d=25,查《机械设计基础》表2-1,键宽b=8,h=7.L=18～90,L=48-<5-10>=<43～38>mm,取L=40,标记为键8×40GB1096-79查《机械设计基础》表2-2,所选择的键强度合格轴1图<二>、Ⅱ轴的设计1、Ⅱ轴为低速轴,选用45#钢正火,查《机械设计基础》表14-1取σb=600MPa,由表14-8[σ]-1=55MPa2、按扭转强度的直径；由《机械设计基础》表14-7的A=118,按式14-6得取d1=32mm3、齿轮的润滑齿轮圆周速度V=πdn/60×1000=π×170×118.51/60×1000=1.05m/s,确定齿轮使用油浴润滑,轴承使用油润滑。4、轴系的初步设计采用直齿圆柱齿轮传动,无轴向力,采用两端单向固定,左端轴肩定位,右端轴肩挡圈固定,齿轮左端轴肩定位,右端套筒定位,采用A型普通平键连接齿轮,联轴器处选用A型普通平键连接。5、轴的结构设计<1>径向尺寸的设计轴径d1=32mm,与联轴器连接,d2起定位固定作用,取轴高h=<0.07～0.1>d1=<0.07～0.1>×32=<2.24～3.2>mm,取h=2.6mm,d2=d1+2h=32+2×2.6=37.2mm,取d2=38mm,d3处安装轴承取d3=45mm,为了便于轴承的安装,选定轴承6009,d4为齿轮部分为了便于装配取d4=50mm,d5起定位作用h=<0.07～0.1>d4=<0.07～0.1>×50=<3.5～5>mm,取h=4mm,d5=d3+2×4=58mm,取d5=58mm,d6起定位轴承作用,d6=52mm,d7处安装轴承取d7=d3=45mm.<2轴向尺寸的确定与传动体配合轴段长一般小于传动件宽度,齿轮宽B=40mm,取L4=38mm,轴承器选YLD凸缘联轴器,YL6是标记联轴器J32×60/J130×60GB5843-86,取L1=60mm,轴承宽取15mm,齿轮距箱内壁为10mm,采用油润滑,Δ=5mm,分箱用M12螺栓连接,L5=10mm,L6=7.5mm,L7处与轴承连接,取L7=16mm,L3上装有轴套和轴承,轴套取为17.5mm,轴套起定位作用,D0取50mm,小径取D1=45mm,L3=17.5+16+2=35.5mm,e=9.2mm,m=28mm,D=75mm,e1=16mm,D0=95mm,D2=D0+2.5d3=115mm,D4=D-15=60mm,D6=72mm,L2=28+9.6+5.3+10=52.9mm,取53mm,轴总长L=60+53+33.5+40+16+17.5=220mm,两轴承间距离L=17.5+40+17.5+16=91mm.<6>强度效核1>齿轮的切向力Ft=2T/d=2×179.7×103/170=2114.11N齿轮的径向力Fr=Ft·tanα=2114.11×tan200=769.47N2>轴的受力分析<a>,并求支反力绘水平受力图<b>FHⅠ=45.5Fr/91=45.5×769.47/91=284.74NFHⅡ=45.5Fr/91=45.5×769.47/91=284.74N垂直受力图〔dFvⅠ=45.5Ft/91=45.5×2114.11/91=1057.06NFvⅡ=45.5Ft/91=45.5×2114.11/91=1057.06N绘制弯矩图<c>,<e>b截面弯矩水平MHb=45.5FHⅠ=45.5×384.74=17505.67N·mm垂直MVb=45.5FVI=45.5×1057.06=48096.23N·mm合成弯矩图<f>绘制转矩图<g>绘制当量转矩单向循环,转矩为脉动循环α=0.6,aT=0.6×179.7×103=107820N·mm绘制扭矩图<h>a截面合成弯矩b截面合成弯矩分别校核a,b截面直径考虑键槽比实际选择的小,所以合适受力图：图二3轴承的强度校核查《机械课程设计》表11-1,深沟球轴承6009的Cr=21KN,C0r=14.8kN,因采用直齿圆柱齿轮,所以无轴向力,取X=1,Y=0,查《机械设计基础》表14-10,KP=1.1,P=KP·X·FⅠ=1.1×1×1124.9=1237.39N,计算轴承的使用寿命,轴承通常在10000～30000h,所以所选轴承型号合适。<7键的设计1联轴器和齿轮选用A型普通平键连接齿轮上的键的设计按轴径d=50mm,查《机械设计基础》表2-1,键宽b=14,h=9mm,L=18～90,L=38-<5-10>取L=28,标记为键14×28GB1096-79,查《机械设计基础》表2-2,所选择的键强度合格2>联轴器上键的设计按轴径d=32mm,