机械设计制造及其自动化专业分流式圆柱直齿二级减速器.doc

2012级机械设计制造及其自动化专业学号： 2012211436 姓名： 李智 班制单 专业： 机械设计制造及其自动化 指导老师： 平芳 二级减速器课程设计2012级机械设计制造及其自动化专业1、课程设计题目设计带式输送机中的传送设备。该传送设备的传动系统由电动机、减速器和输送带组成。每日_三_班制工作（每班制8小时/天），工作期限为_10_年（计300天/年）。已知条件：输送带带轮直径d=_380_mm，输送带运行速度v=_0.9_m/s，输送带轴所需拉力F=_2800_N。 教师姓名： 平芳1234567输送带带轮直径d（mm）400380420420400400380输送带运行速度v（m/s）1.31.31.10.91.10.90.9输送带轴所需拉力F（N）30003000300030003500280028002、分组名单题号1234567一班制杨帆杨其峰张登辉张爽章伟赵辉左霖两班制杨密尹炎焜张俊张文龙赵成勇赵清左泽青三班制杨峰袁峰张青松张祥赵东培朱露翔李智目录一设计任务书二、传动方案拟定. 三、电动机的选择. 四、计算总传动比及分配各级的传动比 五、运动参数及动力参数计算 六、传动零件的设计计算 七、轴的设计计算 八、滚动轴承的选择及校核计算 九、键联接的选择及计算 十、联轴器的选择.十一、润滑与密封.十二、参考文献十三、附录（零件及装配图）计 算 及 说 明结 果一 . 设计任务书1，技术条件与说明以及设计要求1.1技术条件与技术要求： 设计一带式运输机，用分流式直齿圆柱齿轮传动二级减速器。单向传动，单班制，每天工作8小时，工作寿命十年，每年按300天计算，封闭式环境，电源方式为三相交流，电压为380伏，联轴器采用HL型。采用软齿面，材料为45号钢调质，轴的材料为45号钢，调质处理。毂轮直径400mm，运输带的带速V=1.1m/s。1.2 设计要求1. 1）输出轴零件图（A4）； 2）设计计算说明书一份（标准格式）； 2原始数据运输带曳引力F（N）：2800运输带速度V（m/s）：0.9滚筒直径D (mm)： 380二传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。=24000hF=3500NV=1.1m/sD=400mm分流式二级圆柱齿轮减速器三电动机的选择1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机的容量1）毂轮所需功率： =FV/1000=（28000.9/1000）kw=2.52kw 毂轮的转速=(60×V/D)r/min=45.26r/min2）电动机至毂轮之间传动装置的总效率为： 0.83其中， ，分别为传动系统中联轴器，轴承及齿轮传动的效率，是毂轮的效率，=0.99，=0.99，=0.97， =0.97 3）确定电动机的额定功率设电动机的输出功率为=/=2.52/0.83=3.04kw 确定电动机的额定功率 选定电动机的额定功率=4 kw 3、 选择电动机的转速 因：=45.26r/min 该传动系统为分流式圆柱直齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为=840 则总传动比可取 8至40之间 则电动机转速的可选范围为=8=8×45.26=362.08r/min =40=40×45.26=1810.4r/min可见同步转速为1000r/min ，1500r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min的两种电动机进行比较，如下表： 由参考文献1中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)质量/kg同步转速满载转速1Y112M-44150014402.22.3432Y132M1-6410009602.02.273 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定方案1. 四总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比由参考文献1中表16-1查得：满载转速nm=1440 r / min；总传动比i=nm /=1440/45.26=31.824.2 分配各级传动比查阅参考文献1机械设计课程设计中表23各级传动中分配各级传动比 取高速级的圆柱齿轮传动比= =6.55，则低速级的圆柱齿轮的传动比为 =/=31.82/6.55=4.86 =2.52kw=45.26r/min=0.83=3.04kw=4 kw=362.08r/min=1810.4r/min电动机型号为Y132S-4i=31.82= 6.55 =4.86五计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速设电动机轴为轴0，减速器高速级轴为轴1，中速轴为轴2,低速级轴为轴3，滚筒轴为轴4，则 =1440 r/min 1440/6.55 r/min=219.85 r/min 219.85/4.86 r/min= 45.24r/min 解得滚筒速度在输送带速度允许误差为±5范围内2.按电动机额定功率计算各轴输入功率 =4kw =kw=3.96kw =3.96×0.99×0.97 kw=3.8kw =3.8×0.99×0.97 kw=3.65kw =3.65×0.99×0.99kw=3.58 kw 2. 各轴转矩 9550×3.96/1440 =26.26 9550×3.8/219.85 =165.07 9550×3.65/45.24 =770.5 9550×3.58/45.24 =755.73表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴0高速级轴1中间轴 2低速级轴3带轮轴4转速（r/min）14401440219.8545.2445.24功率（kw）43.963.83.65 3.58 转矩()26.5326.26165.07770.5755.73传动比16.554.861效率0.990.960.960.98六、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a .选用直齿圆柱齿轮传动 b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） c . 材料选择。齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS。 d . 初选小齿轮齿数=25，则大齿轮齿数=6.55×25=163.75=6.55 e .选取齿宽系数：=1.0（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选=1.3 b. 分流式小齿轮传递的转矩=/2=13.13 c. 由表查取齿宽系数=1.0 d. 查图表选取弹性影响系数=189.8 e.按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 f. 由式 N=60nj 计算应力循环次数 =60×1440×1×72000=6.21× =6.21×/6.55 =9.48× g由图，取接触疲劳寿命系数 h计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，得 2） 计算 a. 按式计算小齿轮分度圆直径 带入数据计算： mm =29.08 mm b. 计算圆周速度 =3.14×29.08×1440/（60×1000）m/s =2.19m/s c. 计算齿宽b b=1×29.08mm=29.08mm d. 计算齿宽与齿高之比b/h 模数 e. 计算载荷系数K 使用系数=1，根据=2.19m/s，7级精度查图表得动载系数=1.12 查图表得齿间载荷分布系数=1.1 查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，；由b/h=11.11 查得； 由式 得载荷系数=1×1.12×1×1.285=1.439 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 得=27.52mm g. 计算模数mm=/=27.52/25 mm=1.10 mm 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计算1） 确定计算系数a. 由图表查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；b. 由图表取弯曲疲劳寿命系数 ；c. 计算弯曲疲劳许用应力 去弯曲疲劳安全系数 S=1.25，得 d. 计算载荷系数由式 得=1×1.12×1.1×1.26=1.552 e. 查取齿形系数查图表 =2.74，=2.20f. 查取应力校正系数查图表 =1.59 ，=1.83g. 计算大小齿轮的并加以比较+ =2.74×1.59/309.76=0.01406 =2.20×1.83/309.76=0.01300小齿轮的数值大2） (2)设计计算 mm =0.95mm 由以上计算结果，取m=1.5 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径=29.08 mm计算应有的齿数取=30 ，则=6.55×30=196（4） 几何尺寸计算1） 计算分度圆直径 2） 计算中心距 169.5mm 将中心距圆整为170mm 3） 计算齿轮宽度 =1×45mm=45mm圆整后取=45mm ，=40mm4） 结构设计 由e2，小齿轮做成齿轮轴 由160mm<<500mm ，大齿轮采用腹板式结构2. 低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用7级精度（GB10095-85） c. 材料选择：齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS d. 初选小齿轮齿数=25 ，=25×4.51=117 e. 选取齿宽系数=1.2（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1） 确定公式内各计算数值a. 试选=1.3b. 确定小齿轮传递的转矩 =165.07 =1.6507×c. 取表10-7选取齿宽系数=1.2d. 查图表选取弹性影响系数=189.8e. 查图表得齿轮的接触疲劳强度极限；f. 由式确定应力循环次数=60=60×241.15×1×72000=1.04177×+=1.04177×/4.23=2.4628×g. 查图表，取接触疲劳寿命系数；h. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得=1.0×600MPa=600MPa 2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入 =600MPa得 =10.68mm b. 计算圆周速度 =3.14×10.68×219.85/60000m/s=0.12m/s c. 计算齿宽 =1.2×10.68 mm=12.816mm d. 计算模数、齿宽高比b/h 模数=/=10.68/25=2.2732mm 齿高=2.25=2.25×2.2732mm=5.1147 mm 则/=68.196/5.1147=13.33 e. 计算载荷系数 根据=0.72 m/s ，7级精度，查图表得动载荷系数=1.06 ，直齿轮=1 ，由=1.2和=100 mm ，根据式得=1.255 由/=10.666和=1.255查图表得=1.24 故根据式得=1.3302 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得=57.27mm g. 计算模数 =57.27/25mm=2.29mm（3） 按齿根弯曲强度设计计算公式为 1） 确定公式内各计算数值a. 查图表得齿轮的弯曲疲劳强度极限=440MPa 。 b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.90c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.25 ，由式得 d. 计算载荷系数。由式得=1×1.06×1×1.24=1.3144e. 查取齿形系数。查图表得 =2.74 ，=2.22f. 查取应力校正系数。查图表得 =1.59 ，=1.82g. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.74×1.59/316.8 =0.01375 =2.22×1.82/316.8=0.02954大齿轮的数值大2） 设计计算 mm=2.25mm由以上计算结果，取模数=3.0mm。按分度圆直径=56.83mm计算应有的齿数得=56.83/3.0=18.94取=25，则=4.23×25=106（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距=3.0×（25+106）/2 mm=196.5mm2） 计算分度圆直径 3.0×25mm=75.0mm 3.0×106 mm=318mm3） 计算齿轮宽度 =1.2×75.0mm=90mm 取=90mm ，=85mm5）结构设计 小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构七、 轴的设计 （一）高速轴的设计已知=3.96 kw ， =1440r/min ， =26.26 =13.131. 求作用在齿轮上的力 164.33N 图7-1 圆周力 ，径向力的方向如图所示1 初步确定轴的最小直径。先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。查图表，取=112，得 112mm=15.69mm输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 （11） 查图表，取=1.5，则=1.5×26.26 =39.39 根据=39.39及电动机轴径D=28mm，查标准GB4323-84，选用HL2型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径=28 mm2 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案图7-2（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 联轴器采用轴肩定位，1-2段=28mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=32mm ，轴端用轴端挡圈固定，查图表，取挡圈直径=35mm，=44mm2） 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据=32mm，查GB276-1994初步取0组游隙，0级公差的轻系列深沟球轴承6007，其尺寸为d×D×B=35mm×62mm×14mm ，故=35mm3） 取=40mm，=50mm 4） 采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为37.2mm，到联轴器的距离为12.8mm，则=50mm=3.96 kw=3.8kw=3.65 kw=3.58kw=26.26 =165.07=770.5=755.737级精度（GB10095-88）齿轮：45钢（调质）240HBS=25= 163.75=1.3=13.13=1.0 =189.8× 9.48×b=29.08mmh=2.617mmb/h=11.11=1=1.12=1 =1.18=1.439m=1.10mm S=1.25=450.56 Mpa=1.552=2.74=2.20=1.59=1.83=0.01406 =0.01300=1.53019645mm294mm170mm=45mm ，=40mm7级精度（GB10095-85）齿轮：45钢（调质）240HBS；=25=1.2=1.31.6507×=189.81.04177×=600Mpa12.816mm=1.06=1 =1.255=1.24=1.3302 57.27 mm 2.29 mm=440MPa =0.9 =1.25=316.8MPa=1.3144=2.74 =2.22 =1.59 =1.82=0.01375 =0.02954 75mm318mm=90 mm=85mm451.5N164.33N15.69mm=28 mm5） 大齿轮2和与齿轮3之间的距离c=10mm，滚动轴承端面距箱体内壁=4mm则=14+4+10-3=25 mm=90+20-5=105mm（3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按=28mm，=44mm 查图表选用键 =8mm×7mm×36mm 。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表，取轴端倒角为1.6×，各轴肩处圆角半径为R1（二）中速轴（II轴）的设计 已知=3.8kw， =165.07 ， =219.85r/min 1求作用在齿轮上的力 =440.67 N ，=160.39N， =4401.87N=1602.15 N轴上所受力的方向如下图所示图7-3初步确定轴的最小直径 根据式（10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查图表，取=112 ，于是得112×mm=25.27mm 。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=30mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如图图7-4（2）确定轴的各段直径和长度 1）根据=30mm 取=30mm，轴承与齿轮2，之间采用套筒定位，取=32mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取=34mm ，齿轮3采用轴肩定位，取h=2mm ，则=38mm ，取=12mm 因为=90 mm ， =85mm 取=89 mm ，则=52mm =39mm 2）初步选择滚动轴承 由于无轴向力作用，选取深沟球轴承，初步选取0组游隙，0级公差的轻系列的深沟球轴承6006，其尺寸为d×D×B=30mm×55mm×13mm 。由=13mm，=4mm取=12.5mm，=4mm ，则 =13+4+12.5+3-2mm=30.5mm选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为?mm 3）轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位都采用普通平键连接按 =34mm ，=89mm =32mm ，=52mm =32mm ，=39mm 查图表,取各键的尺寸为 3-4段：b×h×L=10mm×8mm×80mm 2-3段及5-6段：b×h×L=10mm×8mm×32mm 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m61） 确定轴上圆角和倒角尺寸查图表，取轴端倒角为1.0×，各轴肩处的圆角半径为R1（三）低速轴（轴3）的设计 已知=3.65kw ， =770.5 ， =45.24r/min 1求作用在轴上的力 =4401.87N =1602.15N 2初步确定轴的最小直径 按式（10）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表,取=112，于是得 112×mm=40.32mm 。该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。 根据式（11），查图表，取=1.5 ，则=1.5×445.70=668.55根据=668.55，查标准GB5014-85（指导书表17-4）考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL4型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=45mm，其轴孔长度L=112mm，则轴的最小直径=45mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案图7-4（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取=45mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=48mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表，取=50mm，H=5mm, =84mm 2）初步选择滚动轴承 根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的轻系列的深沟球轴承6010，其尺寸为d×D×B=50mm×80mm×16mm 故=50mm 3）轴承采用套筒定位，取=52mm，=28mm 4）根据轴颈查图表,取安装齿轮处轴段=54mm，齿轮采用轴肩定位，根据h=（0.07-0.1）d=5.74mm-8.2mm，取h=7mm，则=58mm ，轴环宽度b1.4h=1.4×4mm=5.6mm，取6mm5）查图表，已知=85 mm。取=52mm ，=2.5mm（S=2mm） =85mm ，=5.5mm6）根据轴2，轴3的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离=4mm，则=51 mm=53mm 7) 查表知=4mm，取轴承盖的总宽度为35mm，轴承盖与联轴器之间的距离为=15mm则=50mm3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据=54mm ，=85mm =45mm ，=84mm 查图表，得 4-4段：b×h×L=16mm×10mm×80mm 8-9段：b×h×L=14mm×9mm×80mm 滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 查图表，取轴端倒角尺寸为1.6×。轴上圆角=1.0mm，=1.6mm4求轴上的载荷轴的计算简图如下图所示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承6010，a=10mm，从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处是危险截面，L=243mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 表4 危险截面所受弯矩和扭矩 载荷水平面H垂直面V支反力F=1462.54N =532.32N弯矩=177698.61=6467.88总弯矩M=189102.9扭矩TT=465090.0 图7-55. 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =21.82MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。八、 轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=72000h1输入轴承的选择与计算由轴1的设计知，初步选用深沟球轴承6209，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=1195.42 N，=0，=3 ，转速n=970r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6209的基本额定动载荷C=24500N，基本额定静载荷=17500N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.2，则 P=（X+Y）=1.2×（1×1195.42+0）N =1434.504N 3）验算轴承寿命 h=85599.25h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承62092轴2上的轴承选择与计算由轴2的设计已知，初步选用深沟球轴承6208，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=2174.35N，=0，=3，n=225.6r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知深沟球轴承6208的基本额定动载荷C=22800N，基本额定静载荷=15800N2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2×（1×2174.35+0）N =2609.22N3）验算轴承寿命 h=89292.6h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6208. 3输出轴上的轴承选择与计算由轴的设计知，初步选用深沟球轴承6214，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=/2=3369.772 N，=0，=3 ，转速n=70.5/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6214的基本额定动载荷C=46800N，基本额定静载荷=37500N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.2，则 P=（X+Y）=1.2×（1×3369.772+0）N =4043.7264N3）验算轴承寿命 h=366481h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6214。九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴1的设计知初步选用键C12×80GB109-79， =67.4 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=80mm-6mm=74mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×67.4/4×74×42MPa=10.843MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键C12×80GB1096-792齿轮2（2）与轴2的键连接 1) 由轴2的设计知初步选用键12×50GB109-79，=/2=137.745 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=50mm-12mm=38mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×137.745/4×38×42MPa=43.16MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键12×50GB109-793齿轮3与轴2的键连接 1) 由轴12×90GB109-79II的设计知初步选用键12×90GB109-79，=275.49 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=90mm-12mm=78mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×275.49/4×78×44MPa=40.14MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键12×90GB109-794齿轮4与轴3的键连接1) 由轴3的设计知初步选用键22