机械设计基础课程设计说明书-带式运输机的单级直齿圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计设计计算说明书301-机械设计基础课程设计说明书机械设计基础课程设计说明书设计题目带式运输机的单级直齿圆柱齿轮减速器目录一、传动方案拟定…………….……………….3二、电动机的选择……….…….4三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….5四、运动参数及动力参数计算………….……5五、齿轮传动的设计计算………………….….11六、轴的设计计算…………15七、键联接的设计计算…….…20八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计……21九、润滑与密封……………23十、设计总结…………………24一、传动方案拟定1、设计题目：设计用于带式运输机的单级直齿圆柱齿轮减速器2、工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%3、原始数据：运输带工作拉力F=900N；带速度V=1.5m/s；卷筒直径D=270mm。4、运动简图如下：二、电动机的选择1、电动机类型的选择由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不方便，因此选用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类。Y系列三相异步电动机结构简单、工作可靠、维护方便，适用于不易燃、不易爆和无特殊要求的场合下使用。2、电动机功率选择（1）传动装置总效率η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.992×0.98×0.99×0.96=0.876%（2）电动机工作所需的功率：3、确定电动机转速计算滚筒工作机的转速nw，由表2-2《常用减速器的类型、特点及应用》[1]查得，单级直齿圆柱齿轮减速器的一般传动比范围是故电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min。由表20.1《Y系列封闭式三相异步电动机技术数据》[2]得出，符合计算结果的有以下两种：Y112M-6和Y100L1-4。4、确定电动机型号Y112M-6此电动机转速低，转速低，尺寸大。而因此选择型号为Y100L1-4的电动机。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、传动装置总传动比2、分配各级传动比由表2-1《常用减速器的类型、特点及应用》[3]查取V带传动的传动比为:齿轮的传动比：四、传动装置的运动及动力参数计算1、计算各轴转速电动机轴为轴Ⅰ，高速轴为轴Ⅱ，低速轴为轴Ⅲ，筒轴为轴Ⅳ，则2、各轴的输入功率P=1\*ROMANI=Pd=1.35KWP=2\*ROMANII=P=1\*ROMANI×η带=1.35×0.96=1.296KWP=3\*ROMANIII=P=2\*ROMANII×η轴承×η齿轮=1.296×0.99×0.98=1.257KWPⅣ=P=3\*ROMANIII×η轴承×η联轴器=1.257×0.992=1.232KW3、各轴输入扭矩T=1\*ROMANI=9550Pd/nm=9550×1.35/1430=9.016N·mT=2\*ROMANII=9550P=2\*ROMANII/nⅠ=9550×1.296/477=25.947N·mT=3\*ROMANIII=9550P=3\*ROMANIII/nⅡ=9550×1.257/106.236=112.997N·mTⅣ=9550PⅣ/n=3\*ROMANII=9550×1.232/106.9=110.061N·m五、传动零件的设计计算：1、设计V带（1）确定V带型号kA=1.2PC=KAPd=1.2×1.35=1.62KW根据=1.62KW=1430r/min,选择z型，d1=90mm大轮的基准直径：d2=i×d1×(1-ε)=3×90×（1-0.02）=264.6mm取d2=265mm为带传动的弹性滑动。(2)验算带速：在5m/s-25m/s范围，带速合适。（3）确定V带基准长度和中心距：根据：可得a0=1.5(d1+d2)=510mm，初选中心距=500mm带长：取。计算实际中心距：(4)验算小带轮包角：(合适)(5)求V带根数：根据dd1和n1查表可得P1=0.36kw，且传动比i=3≠1，根据带型得△P=0.03查表的Ka=0.95，KL=1.16取Z=4根。（6）求作用在带轮轴上的压力：查表得q=0.06kg/m，故得单根V带的初拉力：作用在轴上压力：。2、齿轮设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅课本，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按轮齿弯曲强度设计计算齿轮精度用8级，取载荷系数K=1.2，，齿宽系数，传动比i齿=4.490取最小齿轮数Z1=20，则Z2=iZ1=4.490×20=89.8，取Z2=90U=Z2/Z1=4查表p195得Φd=1.1；载荷系数K=1.2；弹性系数ZH=2.5；许用应力σHlim1=610MPa，σHlim2=500MPa；接触疲劳按一年300个工作日计算，两班制即连续工作12h得：N1=60njtn=60×477×10×300×12=1.030×109N2=N1／i=2.293×108查曲线的ZN1=1，ZN2=1.05；且按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0，则得：[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610×1／1=610MPa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500×1.05／1=525MPa所以得：模数：m=d1/Z1=52.808/20=2.640mm,按标准取得m=2.5mm（3）校核齿根弯曲疲劳强度分度圆直径d1=mZ1=2.5×20=50mmd2=mZ2=2.5×90mm=225mm齿宽b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b1=60mm；b2=55mm（4）齿形系数YFs查复合齿轮系数图和应力修正系数得：YFa1=2.93,YFa2=2.28YSa1=1.56,YSa2=1.64（5）许用弯曲应力[σF]，查表：=480MPa=340MPa计算许用应力：[σF1]=σFE1/SF=480/1.25=384Mpa[σF2]=σFE2/SF=340/1.25=272Mpa校核计算：σF1=2kT1YFa1YSa1/b1m=2×1.2×3.911×10×2.93×1.56/(55×2.5×20)=62.405MPa<[σF1]σF2=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1=51.051Mpa<[σF2]所以符合齿根弯曲疲劳强度极限（6）计算齿轮传动的中心距a=(d1+d2)/2=(50+225)/2=137.5mm（7）计算圆周速度Ｖ=πn1d1/60×1000=3.14×476.667×50/60×1000=1.247m/s因为Ｖ＜６m/s（8）总结名称代号小齿轮（mm）大齿轮（mm）中心距

a137.5传动比i4.49模数m2.5齿数z2090分度圆直径d50225齿顶高2.5齿根高3.125齿顶圆直径55230齿根圆直径43.75218.75齿宽5560六、轴的设计计算从动轴的设计（1）选择轴的材料确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查表可知：σb=650Mpa，σs=360Mpa，σ-1b=300,[σb+1]=215Mpa，[σ0b]=102Mpa，[σ-1b]=60Mpa（2）按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C，45钢取C=118则d≥118×(1.257/106.236)1/3mm=26.89考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=30mm（3）齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9550P/n=9550×1.257/106.236=112.997N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×112997/50N=4500N径向力：Fr=Fttan200=1004×tan200=1637.6N2、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查表得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82GB5014-85（2）确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。（3）确定各段轴的直径将估算轴d=30mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=35mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=40mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=45mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=40mm.(4)选择轴承型号.初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=30mm长度取L1=50mmII段:d2=35mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=40mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=45mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5=52mm.长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d2=225mm求转矩：已知T2=112.997N•m求圆周力Ft=2T2/d2=2×112997/225=1004N求径向力FrFr=Fttanα=1004tan200=365N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm3、绘制弯矩图（1）轴受力简图和垂直面弯矩图轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.36/2=365NFAZ=FBZ=Ft/2=1/2=1004N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=365×0.096/2=17.52N•m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1004×0.096/2=48.19N•mMC=(MC12+MC22)1/2=（17.522+48.192)1/2=51.28N•m(2)绘制扭矩图T=9550×（P2/n2）=9550×（1.257/106.236）=112.997N•m(3)绘制当量弯矩图转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.282+(0.2×112.997)2]1/2=56.04N·m(4)校核危险截面C的强度σe=46.24/0.1d33=46.24x1000/0.1×403=3.980MPa<[σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。4、主动轴的设计（1）确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查表可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,σ-1=300Mpa；[σb+1]=215Mpa，[σ0b]=102Mpa,[σ-1b]=60Mpa（2）按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d≥C查5表可得，45钢取C=118则d≥118×(1.35/477)1/3mm=16.41mm考虑键槽的影响以系列标准，取d=20mm（3）齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9550×1.35/477=27.03N•m齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2×27030/50N=1081.2N径向力：Fr=Fttan200=1081×tan200=393.52N确定轴上零件的位置与固定方式：单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。（4）确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(5)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=50mm②求转矩：已知T=27.03N•m③求圆周力Ft：Ft=2T1/d1=2×27030/50=1081.2N④求径向力FrFr=Ft•tanα=393.52N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(6)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=393.52/2=196.76NFAZ=FBZ=Ft/2=1081.2/2=540.6N(7)截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=196.76×0.1/2=9.838N•m截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=540.6×0.1/2=27.03N•m(8)计算合成弯矩MC=（MC12+Mc22）1/2=（27.032+9.8382）1/2=28.76N•m(9)计算当量弯矩：α=0.4Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[28.762+(0.4×27.03)2]1/2=30.72N•m(10)校核危险截面C的强度σe=Mec/（0.1d3）=30720/(0.1×303)=11.38Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够5、从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×12=36000h由初选的轴承的型号为:6209查课本表可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN,基本静载荷CO=20.5KN,查表可知极限转速9000r/min已知nII=106.236(r/min)且FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1；FA2=FS2，所以得系数x、yFA1/FR1=FA2/FR2<e，x1=1，x2=1y1=0，y2=0(1)计算当量载荷P1、P2取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×504+0)=P2=fp(x2FR1+y2FA2)(2)轴承寿命计算∵P1=P2∵深沟球轴承ε=3根据手册得6209型的Cr=31500NLH=106(ftCr/P)ε/60n=10760404h>48000h∴预期寿命足够6、主动轴上的轴承由初选的轴承的型号为:6206查课本表可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,查辅导书表可知极限转速13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h（1）已知nI=476.66(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=528N轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1(2)∵FS1+Fa=FS2F==0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1；FA2=FS2(3)求系数x、yFA1/FR1=FA2/FR2=0.68FA1/FR1<e，x1=1，FA2/FR2<e，x2=1y1=0，y2=0(4)计算当量载荷P1、P2取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=P2(5)轴承寿命计算∵P1=P2又∵深沟球轴承ε=3根据手册得6206型的Cr=19500NLH=106(ftCr/P)ε/60n=517943h>48000h∴预期寿命足够七、键联接的选择及校核计算1、键的选择根据轴径的尺寸，由课本中表：高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键14×45GB1096-79轴与联轴器的键为：键10×40GB1096-792、键的强度校核大齿轮与轴上的键：键14×45GB1096-79b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2×112997/225=1004N挤压强度：<125~150MPa=[σp]所以因此挤压强度足够剪切强度：=36.60<120MPa=[]所以此剪切强度足够故键8×36GB1096-79和键10×40GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算1、减速器附件的选择（1）通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5；油面指示器选用游标尺M12；（2）起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.（3）放油螺塞选用外六角油塞及垫片M18×1.5（4）根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780M18×30,材料Q235（5）高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86M8×20,材料Q235（6）螺栓：GB5782～86M14×100，材料Q2352、箱体的主要尺寸(1)箱座壁厚z=0.025a+1取z=8(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1取z1=8(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20(6)地脚螺钉直径df=0.036a+12取df=18(7)地脚螺钉数目n=4(因为a<250)(8)轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df取d1=14(9)盖与座连接螺栓直径d2=(0.5-0.6)df取d2=10(10)连接螺栓d２的间距L=150-200(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df取d3=8(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df取d4=6(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d２=0.8×10=8(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1(15)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(16)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋﹙5～10﹚(17)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6mm(18)齿轮端面与内箱壁间的距离：12mm(19)箱盖，箱座肋厚：m1=8mm；m2=8mm(20)轴承端盖外径︰D＋﹙5～5.5﹚d3D=(21)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Ｍd1和Ｍd3互不干涉为准，一般取S=D九、润滑与密封1、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。2、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗