带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器说明书

机械设计课程设计齿轮轴：装配图：目录第一章设计任务书11.1课程设计题目11.2课程设计内容1第二章电动机的选择22.1计算过程22.1.1选择电动机类型22.1.2选择电动机的容量22.1.3确定电动机转速22.1.4计算各轴转速32.1.5计算各轴功率32.1.6计算各轴转矩42.2计算结果4第三章带传动的设计计算53.1条件和设计内容53.2设计步骤53.3带传动的计算结果7第四章齿轮传动的设计计算8第五章轴的设计135.1轴的概略设计135.2轴的结构设计135.3轴上零件的固定方法和紧固件165.4轴上各零件的润滑和密封175.5低速轴的校核计算175.6轴承的选择及校核195.7联轴器的选择及校核215.8键的选择及校核计算21第六章箱体的结构设计226.1箱体的结构设计226.2减速器润滑方式23设计小结23参考文献24第一章设计任务书1.1课程设计题目设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器，如下图。运输机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载起动。减速器小批量生产。使用期限10年，两班制工作。运输带容许速度误差为5%。参数符号单位数值滚筒直径Dmm400运输带速度Vm/s1.6运输带工作拉力FN28001.2课程设计内容1、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；2、传动零件〔如齿轮、带传动〕的设计；3、轴的设计；4、轴承及其组合部件设计；5、键联接的选择及校核；6、箱体、润滑及附件的设计；7、装配图和零件图的设计；第二章电动机的选择2.1计算过程2.1.1选择电动机类型按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。2.1.2选择电动机的容量电动机所需的功率为由电动机到运输带的传动总效率式中、、、、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取0.96，0.99，0.97，0.99，0.96那么：=0.859=5.217根据机械设计手册可选额定功率为5.5kW的电动机。2.1.3确定电动机转速根据合理的传动比范围，初选V带的传动比，齿轮的传动比。电动机转速的范围为76.39=4581528r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y132M2-6，将总传动比合理分配给V带传动和减速器，就得到传动比方案。电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速r/min电动机重量kg传动装置的传动比满载转速满载电流总传动比V带减速器Y132M2-65.596011.6068.0012.574.003.14电动机型号为Y132M2-6，如下列图所示。电动机主要尺寸参数中心高H外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓空直径K轴外伸尺寸112122.1.4计算各轴转速Ⅰ轴240.00Ⅱ轴76.39联轴器76.392.1.5计算各轴功率Ⅰ轴==5.01KWⅡ轴==4.81KW联轴器=4.71KW2.1.6计算各轴转矩。电动机轴51.90Ⅰ轴199.29Ⅱ轴601.23联轴器589.272.2计算结果运动和动力参数计算结果轴名功率P〔kw〕转矩T〔N·m〕转速n传动比效率输入输出输入输出r/miniη电动机轴5.2251.90960.004.000.96Ⅰ轴5.014.96199.29197.30240.003.140.96Ⅱ轴4.814.76601.23595.2276.391.000.98联轴器4.714.67589.27583.3876.39第三章带传动的设计计算3.1条件和设计内容设计V带传动时的条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮转速；大带轮带轮转速与传动比i。3.2设计步骤〔1〕确定计算功率查得工作情况系数KA=1.1。故有：=5.74kW〔2〕选择V带带型据和n选用A带。〔3〕确定带轮的基准直径并验算带速1〕初选小带轮的基准直径，取小带轮直径=125mm。2〕验算带速v，有：=6.28m/s因为6.28m/s在5m/s—30m/s之间，故带速适宜。3〕计算大带轮基准直径500mm取=500mm〔4〕确定V带的中心距a和基准长度1)初定中心距a=750mm2)计算带所需的基准长度=2529mm选取带的基准长度=2500mm3〕计算实际中心距735.5m中心局变动范围：698.00mm810.50mm〔5〕验算小带轮上的包角150.79>120〔6〕计算带的根数z1〕计算单根V带的额定功率由125mm和960r/min查得P=1.37KW据n=960r/min，i=4.00和A型带，查得P=0.11KW查得=0.92，=1.09，于是：=(+)=1.48KW2〕计算V带根数z3.87故取4.00根。〔7〕计算单根V带的初拉力最小值查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以=200.02N应使实际拉力大于〔8〕计算压轴力压轴力的最小值为：==1548.44N3.3带传动的计算结果带传动的设计参数带型A中心距735.5mm小带轮直径125mm包角150.79大带轮直径500mm带长2500mm带的根数4初拉力200.02N带速6.28m/s压轴力1548.44N第四章齿轮传动的设计计算选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr〔调质〕，硬度为280HBS，齿轮2材料为45钢〔调质〕硬度为240HBS。齿轮1齿数20，齿轮2齿数63。按齿面接触强度：齿轮1分度圆直径其中：——载荷系数，选1.3——齿宽系数，取0.9——齿轮副传动比，3.14——材料的弹性影响系数，查得189.8——许用接触应力，查得齿轮1接触疲劳强度极限650。查得齿轮2接触疲劳强度极限600。计算应力循环次数：〔设两班制，一年工作300天，工作10年〕240.00106.912.20查得接触疲劳寿命系数0.95，0.97取失效概率为，平安系数1，得：617.5582那么许用接触应力=有79.58圆周速度1.00齿宽71.62模数3.988.958.00计算载荷系数：使用系数1；根据1.00，8级精度，查得动载系数1.05；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.42；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；查得齿间载荷分配系数1；故载荷系数1.49按实际载荷系数校正所算的分度圆直径83.37计算模数：4.17按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.42查取齿形系数：查得2.80，2.27查取应力校正系数：1.55，1.736查得齿轮1弯曲疲劳极限500查得齿轮2弯曲疲劳极限380取弯曲疲劳寿命系数0.95，0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳平安系数1，得475368.6计算齿轮1的并加以比拟0.00910.0107齿轮2的数值大那么有：2.56比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数3.00，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径79.58来计算应有的齿数。那么有：27.7928取28，那么87.9688将中心距圆整为174mm。计算齿轮分度圆直径：84264几何尺寸计算计算中心距：=计算齿轮1宽度：75齿轮2宽度80。各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级中心距amm174传动比i3.14模数mnmm3端面压力角a°20啮合角a’°20齿数z2888分度圆直径dmm84.00264.00齿顶圆直径damm90.00270.00齿根圆直径dfmm76.50256.50齿宽bmm8075材料40Cr〔调质〕45钢〔调质〕齿面硬度HBS280240第五章轴的设计5.1轴的概略设计〔1〕材料及热处理根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。〔2〕按照扭转强度法进行最小直径估算。算出轴径时，假设最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103—126，那么取A=110。Ⅰ轴30.28Ⅱ轴43.76〔3〕装V带轮处以及联轴器处轴的直径考虑键槽对各轴的影响，那么各轴的最小直径分别为：Ⅰ轴32.40Ⅱ轴48.14将各轴的最小直径分别圆整为：d1=35mm，d2=50mm。5.2轴的结构设计1.高速轴的结构设计高速轴的轴系零件如下列图所示各轴段直径及长度确实定d11：轴1的最小直径，d11=d1min=35mm。d12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准〔毡圈密封〕，d12=38mm。d13：滚动轴承处轴段，d13=40mm，选取轴承型号为角接触球轴承7008C。d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=46。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的热处理工艺相同，均为45钢，调质处理。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=46mm。d17：滚动轴承轴段，d17=40mm。各轴段长度确实定l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=52mm。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=54.6mml13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=13mml14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=20mml15：由小齿轮的宽度确定，取l15=80mml16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=20mml17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=15mm高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d17mm3538404690.004640长度l11l12l13l14l15l16l17mm5254.613208020152.低速轴的结构设计低速轴的轴系零件如下图各轴段直径及长度确实定d21：滚动轴承轴段，d21=55mm，选取轴承型号为角接触球轴承7011C。d22：轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求d22=62mm。d23：齿轮处轴段，d23=57。d24：滚动轴承处轴段d24=55mm。d25：密封处轴段，根据密封圈的标准〔毡圈密封〕确定，d25=53mm。d26：轴3的最小直径，d26=d2min=51mm。各轴段长度确实定l21：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=18mm。l22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=22.5mml23：大齿轮宽度，取l23=73mml24：根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=40.5mml25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=51.6mml26：，根据减速器的具体规格确定取l26=82mm图5.4低速轴的尺寸图表5.2低速轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25d26mm556257555351长度l21l22l23l24l25l26mm1822.57340.551.6825.3轴上零件的固定方法和紧固件〔1〕齿轮的安装高速轴的齿轮与轴设计为齿轮轴式设计，既齿轮与轴在同一零件上，该结构主要是当齿轮的齿顶圆直径与轴的直径相差不大是，可以做成齿轮轴。低速轴的齿轮与轴的安装方法为键连接，考虑低速轴的直径较大，因此齿轮与轴分开制造，采用键连接主要是由于齿轮要承受一定的载荷，键槽加工相对简单。〔2〕联轴器与低速轴的装配联轴器初选类型为弹性套柱销联轴器，本联轴器具有一定补偿两轴线相对偏移和减震缓冲能力，适用于安装底座性能好，冲击载荷不大的中，小功率轴系传动，可用于经常正反转，启动频繁的场合。联轴器与轴的连接选用键连接方式。5.4轴上各零件的润滑和密封由于各轴的转速较快，因此润滑方式选择为飞溅润滑，即利用齿轮溅起的油雾进入轴承室，或者将溅到箱体内壁上的油聚集到输油沟中，再流入轴承室进行润滑。密封件的选择上选毡封油圈，主要是考虑结构比拟简单，由于减速器结构简单，毡封油圈的条件已经满足减速的设计要求。并且毡封油圈工作性能可靠。选择的毡圈材料是半粗羊毛毡，型号为毡圈38JB/TQ4606。5.5低速轴的校核计算1.轴上力的作用点位置和支点跨距确实定齿轮对轴的力作用点按方案原那么，应在齿轮宽度的中点，因此可决定输出轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的为角接触轴承型号为7011C，查数据可知他的负荷作用中心到轴承外端面的距离a=9mm，因此可以计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。支点跨距L≈138mm。轴承的宽度L1≈9mm；轴承作用点到齿轮中点的距离L2=L3≈69mm；轴的端面到轴承作用点的距离L4≈140.6mm。轴的结构如图5.5所示。可以把该简化为如图5.6所示的简图。由于水平面受力未知，所以只按垂直面进行校核。图5.5低速轴结构图9138140.6图5.6轴的计算简图2.绘制轴的力学模型图根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩MV图〔图5.7〕。96969140.6图5.7轴的载荷分析图=601.23，=601.23≈，齿轮分度圆直径d=59.96mm，那么2277.40N1138.70N78.57取0.3，查得60MPa，t=6mm。18138.32所以10.67MPa60MPa故该轴满足强度要求。5.6轴承的选择及校核〔一〕轴承类型选择为角接触球轴承。Ⅰ轴选轴承为：7008C；Ⅱ轴选轴承为：7011C；所选轴承的主要参数见表5.3。图5.8轴承参数表5.3所选轴承的主要参数轴承代号根本尺寸/mm安装尺寸/mm根本额定/kNammdDBdaDa动载荷Cr静载荷C0r7008C40681546622015.214.77011C559018628337.230.518.7〔二〕滚动轴承的选择，根据载荷以及速度情况，选择轴承为角接触球轴承。选择的轴承型号为：7011C。其根本参数查表得：Cr=37.2kN,Cr0=30.5kN，e=0.38，Y=1.4，Y0=0.8。〔三〕滚动轴承的校核轴承受力图如下图。1.径向载荷Fr根据轴的分析，可知：A点总支反力Fr1=FRA=6511.29N，B点总支反力Fr2=FRB=5999.83N。2.轴向载荷Fa.外部轴向力Fae=Fa3-Fa2=1242.31N，从最不利受力情况考虑，Fae指向A处1轴承〔方向向左〕；轴承派生轴向力由角接触球轴承的计算公式Fd=Fr/(2Y)求出；Fd1=Fr1/(2Y)=2325.46N〔方向向右〕；Fd2=Fr2/(2Y)=2142.79N〔方向向左〕。因为Fae+Fd2=3385.11N>2325.46N=Fd1，所以A处1轴承被压紧，B处2轴承放松。故：Fa1=Fae+Fd2=3385.11N，Fa2=Fd2=2142.79N。3.当量动载荷P根据工况〔无冲击或轻微冲击〕，查得载荷系数fP=1.1。1轴承：因Fa1/Fr1=0.52>0.38=e，可知：P1=fP〔0.4Fr1+YFa1〕=8078.03N2轴承：因Fa2/Fr2=0.39>0.38=e，可知：P2=fP〔0.4Fr2+YFa2〕=5939.83N4.验算轴承寿命因P1>P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10〔年〕×365〔天〕×16〔小时〕=48000h。=190041.09h>48000h。其中，温度系数=1〔轴承工作温度小于120度〕，轴承具有足够寿命。5.7联轴器的选择及校核由于设计的减速器伸出轴51，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：主动端：J型轴孔、A型键槽、51、82从动端：J1型轴孔、A型键槽、51、82J51×82选取的联轴器为：TL7GB/T5843J151×82联轴器所传递的转矩T=595.22，查得工况系数KA=1.9，联轴器承受的转矩为1130.92查得该联轴器的公称转矩为1500，因此符合要求。5.8键的选择及校核计算低速轴端联轴器键选择的型号为键C16×80GB/T1096键的工作长度为l=L-b=80-16/2=72mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，那么其挤压强度65.49MPa150MPa满足强度要求。第六章箱体的结构设计6.1箱体的结构设计减速器的箱体采用铸造〔HT200〕制成，采用剖分式结构