机械设计课程设计刮板运输机的传动系统设计二级圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

中北大学课 程 设 计 说 明 书学生姓名： 学 号： 学 院： 机械工程与自动化学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 题 目： 刮板运输机的传动系统设计 指导教师： 职称: 副教授 副教授 2011年 5月 19 日 二级圆柱齿轮减速器设计说明书目录一. 课程设计的目的 3二. 课程设计的项目和任务 3 三. 传动方案的确定 4四. 电动机的选择 5五. 各轴运动参数计算 7 六. 齿轮传动设计计算与校核 8七. 轴的设计计算和校核 12八. 链的设计计算和校核 24九. 轴承的选择与校核 26十. 键及联轴器的选择及校核 28十一.箱体设计（主要结构尺寸及计算） 28十二. 减速器润滑及密封的选择 28十三. 减速器附件的选择及说明 29十四. 设计小结、设计体会 31十五. 参考资料 32一. 课程设计的目的1)、综合运用本课程的理论和生产实际知识进行设计训练，使所学的知识得到进一步的巩固和发展；2)、学习机械设计的一般方法和步骤，初步培养学生分析和解决工程实际问题的能力，树立正确的设计思想，为今后毕业设计设计和工作打下良好的基础；3)、进行方案设计、结构设计、机械制图和运用设计手册、标准及规范等技能的训练，使学生具有初步机械设计的能力。二. 课程设计的项目和任务1、设计项目： 运输机单班制连续工作，单向回转，工作时有轻微振动，运输机主轴转速允许误差为±5，使用期限为8年。1电动机 2l联轴器3减速器 4链传动 5刮板运输机原始数据： 运输机主轴所需功率7.2 KW运输机主轴转速：42 r/min 2.设计工作任务及工作量的要求1) 完成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。2) 设计主要零件，完成3张零件工作图。3) 编写设计说明书。三. 传动方案的确定 1.传动装置的总体设计根据任务书中所给的参数和工作要求，分析和选定传动装置的总体方案；记算功率并选择电动机；确定总传动比和各级传动比；计算各轴的转速、转矩和功率。2.传动装置的总体方案分析传动装置的设计方案直观的反映了工作机传动装置和原动机三者间的运动和力的传递关系。满足工作机性能的传动方案可以由不同的传动机构类型以不同的组合形式和顺序构成。合理的方案首先应满足工作机的性能要求，保证工作可靠并且结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，传动效率高和使用维护方便。传动方案图传动装置的总效率：为联轴器传动效率，为滚动轴承效率，为8级精度齿轮传动（稀油润滑）的效率,为链传动效率，为刮板机滚轴效率。四. 电动机的选择工作机工作装置所需功率：，电动机所需的输出功率为：因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，按电动机参数手册选择电动机的额定功率为11kw.查阅机械设计手册，推荐的各传动机构传动比范围：查阅机械设计手册，推荐的各传动机构传动比范围：V链传动比范围,二级圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为，可见电动机转速的可选范围是 r/min查阅机械设计手册，符合这一范围的同步转速有2930r/min的Y160M1-2、1460r/min的Y160M-4、970r/min的Y160L-6、730r/min的Y200L-8这4种电机，综合考虑电动机以及传动装置的尺寸、重量和价格、链传动和减速器的传动比，选定型号Y160M-4,满载转速 =1460r/min额定功率11KW的电动机。方案电动机型号额定功率/kw电动机转速r/min电动机重量kg参考价格元/个传动装置的传说比1Y160M-411满载转速r/min122总传动比减速器链传动146034.7611.583（表2-1）电动机示意图中心高外形尺寸L×(AC2AD)×HD地脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部尺寸F×GD385470×295×315140×2161238×8010×60（表2-2）2、 确定传动装置的总传动比和分配级传动比：链轮滚轴为工作轴，其转速为： r/min电动机同步转速（1） 传动装置总传动比（2） 分配传动装置各级传动比为使链轮直接不会过大，取传动比为减速器传动比 根据二级开始圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，即各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，常取，、分别为减速器高速级和低速级的传动比。取， 五、计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速轴 r/min轴 r/min轴 工作轴 （允许运输机速度误差为±5%；）（2） 各轴输入功率：轴 kw轴 轴 kw工作轴 kw(3) 各轴输入转矩轴 轴 轴 工作轴 电动机输出转矩 将以上算得的运动和动力参数列表如下：轴名参 数电动机轴轴 轴工作轴转速(r/min)14601460052113043功率（kw)1110.610.19.68.3转矩（N.M)71.969.4185.3705.2184.3传动比i14.02.83效率0.970.960.960.87（表4-1）六、齿轮的设计：高速级斜齿圆柱齿轮(第一对齿轮）的设计计算a、选择材料及确定许用应力：小齿轮选用45，调质处理，齿面硬度为260HBS。大齿轮选用45，调质处理，齿面硬度为230HBS。查阅机械设计手册得， ，,故查阅机械设计手册得，b、按照齿面接触强度设计由表4-1可知轴转速轴转矩查阅机械课程设计简明手册6-22，取载荷系数，齿宽系数，中心距取。若取，（） 则 .法向模数 ，查阅机械设计课程设计简明手册表6-16（GB/T1357-1987），取标准模数中心距 几何参数：螺旋角： 根据传动条件取 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 取，则。c、验算齿根弯曲强度：查阅机械设计手册，得齿形系数,验算齿根弯曲强度应按照最小齿轮计算。齿轮的圆周速度：，查阅机械设计课程设计简明手册表6-19知，可选用8级精度。低速级齿轮的设计选择材料及确定许用应力：小齿轮选用45，调质处理，齿面硬度为260HBS。大齿轮选用45，调质处理，齿面硬度为230HBS。查阅机械设计手册得， ，,故查阅机械设计手册得，按照齿面接触强度设计由表4-1知：，查阅机械设计课程设计简明手册，取载荷系数，齿宽系数，中心距取。若取，则 。模数 查阅机械设计手册6-16（GB/T1357-1987），取标准模数中心距 几何参数：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 取，则。验算齿根弯曲强度：查阅机械设计手册，得齿形系数,验算齿根弯曲强度应按照最小齿轮计算。齿轮的圆周速度：，查阅机械设计手册表6-19，可选用8级精度。七、 轴的设计及强度校核A、输入轴的及强度校核：由前面计算可知：，。（1） 材料选择，确定许用应力 材料选择45，调质处理。查表7-1知，查表7-12知， （2）计算基本直径 查表7-11，C=110（轴端弯矩较小）。由于安装安装带轮处有键槽，故加大5%，则取（3）、确定各轴段尺寸7-1输入轴结构图a、确定各轴段直径段： ，估算。段：，根据油封标准。段：，与轴承6308配合（根据机械设计课程设计简明手册表8-23初选深沟球轴承63087）。段：，大于40，减少加工量。段：，高速级齿轮1的顶圆直径。段：，大于40，减少加工量便于挡油环的安装。段：，与轴承成对使用，与3段相同.b、确定箱体内宽度，箱体内宽由于有旋转件，两侧留20mm,考虑到铸件不精确，要将内宽尺寸圆整，因为齿轮2的宽度为50mm,齿轮三的宽度为60mm,中间轴轴肩15mm+输出轴轴肩15mm.故箱体的内宽为：c、确定各轴段长段：，根据联轴器段直径25mm初选联轴器的长度52mm，（根据机械设计课程设计简明手册表7-22，初选联轴器凸缘联轴器，型号为GYH2）段：。（外露尺寸30mm+箱体60mm-挡油环深向箱体10-轴承6308宽度23-轴承外伸2mm-挡油环轴向2mm)段：，深向挡油环10mm+轴承宽度23mm+轴承外伸2mm。段：，中间轴轴肩15mm-2mm+齿轮3宽度60mm+箱体间隙20mm-挡油环10。段:，齿轮轮毂55。段：，箱体间隙20mm-挡油环10mm+挡油环伸向箱体尺寸长度2mm+3轴轴肩15mm。段：，挡油环10mm轴承宽23mm+外伸2mm。总长度d、各支撑点距离轴承间距 联轴器与左轴承的距离（3）、校核轴的强度轴上受力分析如图图7-2轴1上的扭矩由表4-1可知a、齿轮圆周力 径向力 轴向力 求危险截面弯矩，并绘制弯矩图。水平面如图7-3-c水平面支反力 水平面弯矩垂直面如图7 - 3-b垂直面支反力 垂直面弯矩 合成弯矩如图7-3-d做扭矩图如图7-3-e由图可知危险截面在齿轮部位当量弯矩取折合系数数，则强度校核，所以原设计强度足够，安全。轴的受力分析图见图 7- 3，轴的工作图见零件图纸3图7-3 轴的受力分析简图B、输出轴的及强度校核：由前面计算可知：，。（2） 材料选择，确定许用应力 材料选择40Gr钢，调质处理。查表7-1知，查表7-12知， （2）计算基本直径 查表7-11，C=110（轴端弯矩较小） .由于安装安装联轴器处有键槽，故加大5%，则取（3）、确定各轴段尺寸7-4输出轴结构图a、确定各轴段直径段： ，估算。段：，根据油封标准。段：，与轴承6213配合（根据机械设计课程设计简明手册表8-23初选深沟球轴承6213）。段：，轴承正确安装条件。段：，轴肩高度。段：，与齿轮4内孔直径相同。段：，与4段相同。段：，与轴承成对使用，与3段相同b、确定各轴段长段：，联轴器的长度84，（根据机械设计课程设计简明手册表7-22，初选联轴器凸缘联轴器，型号为GY37J1）段：。（外露尺寸30mm+箱体60mm-轴向箱体2-轴承6213宽度23-轴承外伸2mm)段：，轴承外伸2mm+轴承宽度23mm。段：，中间轴轴肩15mm+2mm-输出轴轴肩15mm+齿轮2宽度50mm+箱体间隙20mm+伸向箱体2mm。段:，轴肩宽度。段：，齿轮4轮毂宽度。段：，箱体间隙20mm+2mm+伸向箱体尺寸2mm段：，轴承宽23mm+外伸2mm。总长度d、各支撑点距离轴承间距 联轴器与左轴承的距离（3）、校核轴的强度轴上受力分析如图图7-5轴1上的扭矩由表4-1可知a、齿轮圆周力 径向力 轴向力 求危险截面弯矩，并绘制弯矩图。垂直面如图7-6-b垂直面支反力 垂直面弯矩水平面如图7 -6-c水平面支反力 合成弯矩如图7-6-d做扭矩图如图7-6-e由图可知危险截面在齿轮部位当量弯矩取折合系数数，则强度校核，所以原设计强度足够，安全。轴的受力分析图见图 7- 6.图7-6 轴的受力分析简图C、中间轴的设计由前面计算可知：，。（3） 材料选择，确定许用应力 材料选择45钢，调质处理。查表7-1知，查表7-12知， （2）计算基本直径 查表7-11，C=110（轴端弯矩较小） 。由于安装安装联轴器处有键槽，故加大5%，则。取（3）、确定各轴段尺寸 如图7-7a、确定各轴段直径 段： ，估算，选择轴承6307。段：，根据轴承安装条件。段：，齿轮三的齿顶圆直径段：，轴肩。段：，高速级齿轮2孔直径。段：，与2段相同。段：，与轴承成对使用，与1段相同.b、确定各轴段长 段：，深向挡油环10mm+轴承宽度21mm+外伸2。段：，箱体间隙20mm-挡油环10-挡油环轴向2mm。段: ,齿轮3的轮毂长度。段：，轴肩段:，齿轮2轮毂50mm-2mm。段：，箱体间隙20mm-挡油环10mm+伸向齿轮2mm-挡油环伸向箱体2mm+轴1的轴肩15mm段：，挡油环10mm轴承宽21mm+外伸2mm总长度d、各支撑点距离轴承间距 图7-7 中间轴设计简图（3） 、校核轴的强度根据经验，由于前面输入轴和输入轴的强度校核中强度均足够，根据中间轴在整个传动过程中的作用，和受力性质可知道中间轴强度也足够。八、链的设计及选择由前面计算可知，链传动的传动比，链速度，工作周功率P=7.2KW。1、 选择链轮齿数Z1，Z2假定链速v=38m/s，由表机械设计简明手册表5.14，取小链轮Z1=21，大链轮齿数Z2=iZ1=3*21=632、 确定链节数初定中心距，则链节数为取（取偶数）3、 确定链条节距查表5.12得工作系数,由表5.13查得小链轮的齿形系数，由图5.28查得链长系数，采用单排链，由表5.13查得多排链系数，因此，实际工作条件下的传动功率为根据小链轮转速和功率，由图5.26选择型号为10A，其节距为p=15.875mm。4、 确定链长L和实际中心距中心距减少量实际中心距，取5、 验算链速，与假设38m/s相符合。6、 求作用在轴上的压力工作拉力工作平稳，取轴压力系数，所以轴上压力7、 根据链速，链节，按图5.27链传动选择油浴或者飞溅润滑方式。8、设计结果：滚子链型号 GB1243.1-83，链轮齿数，中心距，压轴力九、轴承的选择与校核 对前面轴的设计计算初选深沟球轴承6308、6213、6207进行强度校核。由前面轴计算可知，轴承所受径向力（6308轴承） (6312轴承），转速n=1460r/min，轴颈d=40mm（6308轴承）,，转速n=130r/min，轴颈d=65mm（6312轴承），转速n=521r/min，轴颈d=35mm（6207轴承）使用寿命8年，两班制，每班八小时，则Lh=69120h当量载荷根据机械设计课程设计简明手册表8-17，暂取则e=0.22。而（6308轴承），（6207轴承）查表8-17得X=0.56，Y=1.99。 （6308轴承） （6207轴承） （6213轴承）即轴承在径向力作用下的使用寿命，相当于纯径向载荷P=1256N（6308轴承），P=2211N（6207轴承），P=2077（6213轴承）作用下的使用寿命。6308、6207、6213轴承基本额定载荷对于深沟球轴承 查表8-23得6308轴承的基本额定动载荷Cr=40800N，6207轴承的基本额定动载荷Cr=25500N，6213的基本额定动载荷Cr=57200查表8-14得，查表8-15得，将数据代入上式可得（6308轴承），(6207轴承），（6213轴承）故在规定条件，6308、6207、6213轴承可承受的最大径向载荷为40800N、25500、57200N远大于轴承实际承受的径向载荷P=3000N和P=6071N、P=5896N所选轴承合格。十、键及联轴器的选择及校核平键的计算主要是校核齿轮处和联轴器处键的挤压强度是否满足要求，由前面计算可知，与A联轴器配合处轴径，联轴器轴段长度，输出轴的转矩，与联轴器B配合处的轴颈，联轴器轴段长度，输出轴的转矩，齿轮4的轮毂长度65mm，内孔80mm转矩430，齿轮2的轮毂长60mm,内孔直径60查阅机械设计手册，选择A型键.(1) 查表5-73得：b/mmh/mmL/mmA联轴器键8740B联轴器键14970中间轴键181140输出轴齿轮键221445(2) 强度验算，查表5-72得许用挤压应力,键遇键槽接触长度 同理可得B联轴器的接触长度，输出轴键的接触长度，故此键能安全工作，键为8×40、14×70、18×40、22×55（GB/T1095-2003).十一、箱体设计（主要结构尺寸及计算）减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合。1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚12箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度14箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M15机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M5定位销直径=（0.70.8）10，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4352520，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表43018外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离>1.220齿轮端面与内机壁距离>20机盖，机座肋厚10 9轴承端盖外径+（55.5）100（1轴）100（2轴）130（3轴）轴承旁联结螺栓距离100（1轴）100（2轴）130（3轴）十二、减速器润滑及密封的选择 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为十三、减速器附件的选择及说明 1、视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M5紧固2、油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。2、油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.3、通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.4、盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.5、位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.6、吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.十四、设计小结、设计体会这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是自己能够独立完成了设计任务，更重要的是在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。而这份艰难不仅仅体现在设计内容与过程中为了精益求精所付出的艰辛，感觉设计对我们这些刚刚入门（或者在某种意义上来说还是门外汉）就是按照条条款款依葫芦画瓢的过程，有的时候感觉挺没有劲的。反正按照步骤一定可以完成设计任务，其实不然。设计过程中有许多内容必须靠我们自己去理解，去分析，去取舍。就拿电动机型号选择来说，可以分别比较几种型号电动机总传动比，以结构紧凑为依据来选择；也可以考虑性价比来选择。前者是结构选择，后者确实经济价格选择。而摆在我们面前的却是两条路，如何将两者最优化选择才是值得我们好好深思的。 通过这次的设计，感慨颇多，收获颇多。更多的是从中学到很多东西，包括书本知识以及个人素质与品格方面。感谢老师的辛勤指导，也希望老师对于我的设计提出意见。十五、参考资料 1、 陈立德·机械设计基础·第2版·北京；高度教育出版社，20042、 朱师顺·机械设计课程设计简明手册·化学工业出版社，20063、 陈于萍·互换性与测量技术基础·北京，机械工业出版社，1998 4、机械设计师手册编写组·机械设计师手册·北京·机械工业出版社，19995、濮良贵，纪名刚. 机械设计. 北京：高等教育出版社，20086、吴宗泽，罗胜国. 机械设计课程设计手册. 北京：高等教育出版社，2008