用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器 机械设计基础课程设计.doc

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1、机械设计基础课程设计设计人：班级：学号：指导老师：设计要求设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动。减速机小批量生产，使用期限10年，两班制工作。运输带容许速度误差为5%。环境最高温度35。原始数据已知条件数据输送带工作拉力Fw=2750N输送带速度Vw=1.6m/s卷筒轴直径D=350mm目录一 确定传动方案二选择电动机（1） 选择电动机（2） 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比（3） 计算传动装置的运动参数和动力参数三 传动零件的设计计算（1） 普通V带传动（2） 圆柱齿轮设计四 低速轴的结构设计（1） 轴的结构设计（2） 确定各轴段

2、的尺寸（3） 确定联轴器的型号（4） 按扭转和弯曲组合进行强度校核五 高速轴的结构设计六 键的选择及强度校核七 选择轴承及计算轴承寿命八选择轴承润滑与密封方式九箱体及附件的设计（1） 箱体的选择（2） 选择轴承端盖（3） 确定检查孔与孔盖（4） 通气器（5） 油标装置（6） 骡塞（7） 定位销（8） 起吊装置十设计小结十一.参考书目设计项目 计算及说明 主要结果一确定传动方案二选择电动机(1)选择电动机机械传动装置一般由原动机.传动装置.工作机和机架四部分组成。单机圆柱齿轮减速器由带传动和齿轮传动组成，根据各种传动的特点，带传动安排在高速级，齿轮传动放在低速级。传动装置的如图A-1所示 图A-

3、1 1） 选择电动机类型和结构形式根据工作要求和条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，结构形式为卧式封闭结构2)确定电动机功率 工作机所要的功率Pw(kw)按下式计算 Pw= 式中，Fw=2750,Vw=1.6m/s,带式输送机的效率w=0.95，代入上式得：Pw =Kw=4.63Kw电动机所需功率Po（Kw）按下式计算 Po= Pw=4.63Kw(2)计算传动装置的总传动比并分配各级传动比（3）计算传动装置的运动参数和动力参数三传动零件的设计计算（1）普通V带传动1） 计算功率2）选择V带类型3）确定V带基准直径4）验算带速5）确定带的基准长度Ld和实际中心距6）验算小带轮包角7）确定V

4、带根数8）计算初拉力9）计算对轴的压力（2）圆柱齿轮设计1）选择材料及精度等级2）按齿面接触疲劳强度设计计算及许用应力3）确定齿轮的参数及计算主要尺寸4）验算齿根的弯曲疲劳强度5）验算齿轮圆周速度四低速轴的结构设计1）轴的结构设计（2）确定各轴的尺寸（3）确定联轴器（4）按扭转和弯曲组合五、高速轴的结构设计六、键的选择及强度校核七、选择轴承及计算轴承寿命八、选择轴承润滑与密封方式九、箱体及附件的设计（1）箱体的选择（2）选择轴承端盖、（3）确定检查孔与孔盖（4）通气器（5）油标装置（6）螺塞（7）定位销（8）起吊装置十、设计小结十一、参考书目式中，为电动机到滚筒工作轴的传动装置总效率，根据传动

5、特点，由表2-4查得：V带传动带=0.96 ，一对齿轮传动齿轮=0.97，一对滚动轴承轴承=0.99，弹性联轴器联轴器=0.99，因此总效率=带齿轮轴承联轴器，即 =带齿轮轴承联轴器=0.96=0.904 Po=Kw=5.12Kw确定电动机额定功率Pm（Kw）,使Pm=(11.3)Po=5.12（11.3）=5.126.66Kw，查表2-1取Pm=5.5 Kw3） 确定电动机转速工作机卷筒轴的转速nw为 nw=根据表2-3推存的各类转动比范围，取V带转动比i带=24，一级齿轮减速器i齿轮=35，传动装置的总传动比i总=620，故电动机的转速可取范围为nm=i总nm=(620)84.93=509

6、.581698.6r/min符合此转速要求的同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min三种，考虑综合因素，查表2-1，选择同步转速为1000r/min的Y系列电动机Y132M2-6,其满载转速为nm=960r/min电动机的参数见表A-1。型号额定功率/Kw满载转速/（r/min）额定功率最大转速Y132M2-65.59602.01） 传动装置的总传动比为i总=nm/nw=960/84.93=11.32） 分配各级传动比为了符合各级传动形式的工作条件特点和结构紧凑，必须使各级传动比都在各自的合理范围内，且使各自传动件尺寸协调合理均称，传动装置总体尺寸紧凑，重量最小，齿轮

7、浸油深度合理本传动装置由带传动和齿轮传动组成，因i总=i带i齿轮，为使减速器部分设计方便，取齿轮传动比i齿轮=4.3，则带传动的传动比为 i带=i总/i齿轮=12.57/4.19=2.631） 各轴转速轴轴滚筒轴2)各轴功率轴轴滚筒轴2） 各轴转轴电动机轴轴轴滚筒轴根据以上计算列出本传动装置的运动参数和动力参数数据表，见表A-2 A-2参数 轴 号电动机轴I轴II轴 III轴转速n(r/min)960365.0284.8984.89功率P（kw）5.124.924.724.21转矩T(N.mm)50933128596531010520443传动比i2.634.31效率0.960.960.98本

8、题目高速级采用普通V带传动，应根据已知的减速器参数确定带的型号，根数和长度，确定带传动的中心距，初拉力及张紧装置，确定大小带轮的直径，材料，结构尺寸队内容带传动的计算参数见表A-3表A-3项目参数5.129602.63根据工作条件，查教材表6-7取 由，查教材图6-8，因处于A-B的中间区域，可同时选择A-B两种带型来计算，最后根据计算结果来分析选择查教材表6-4可取：A型带取,取滑动率 取B型带取,取滑动率取A型带带速在525m/s范围内，合适B型带A型带因没有给定中心距的尺寸范围，按公式计算中心距252mm720mm取=500mmB型带 中心距范围：350mm1000mm 取=700mmA

9、型带计算V带基准长度 =mm =1578mm查教材表6-3取标准值Ld=1600mm计算实际中心距考虑安装，调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调节范围，调节范围为B型带计算V带基准长度 =mm =2202.29mm查教材表6-3取标准值Ld=2240mm计算实际中心距考虑安装，调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调节范围，调节范围为A型带合适B型带合适A型带查教材表6-5，单根V带的额定功率（插值法计算，），（插值法计算）;查教材表6-10；，查教材表6-11，因大于6，应取Z=7根B型带与A型带类似，可查得：，带入公式计算得Z=2.25，取Z=3根根据以上两种计算结果，A型带根数较

10、多，选B型带合理查普通V带单位长度质量表6-2，B型带Q=0.17Kg/m已知齿轮传动的参数，见表A-5齿轮相对于轴承为对称布置，单向运转，输送机的工作状态应为轻微冲击 表A-5项目参数4.92365.024.3考虑是普通减速器，无特殊的要求，故采用软齿轮面传动。由表7-4，选大.小齿轮的材料和热处理方式为小齿轮：45钢，调质处理，硬度为240HBS（比大齿轮高2550HBS）。大齿轮：45钢，正火处理，硬度为200HBS。查表7-5知，初取齿轮传动精度等级为8级。该齿轮传动属闭式软齿轮面，针对齿面点蚀，先按齿面接触疲劳强度计算几何尺寸，然后按齿根弯曲疲劳校核。由式（7-19）求小齿轮分度圆直

11、径，即查表7-6取载荷系数K ，K=1.2.查表7-7取齿宽系数，齿轮相对于轴承对称布置，两齿轮均软齿轮面故=1。小齿轮传递的转矩为材料的弹性系数，两齿轮均为钢，查表7-8，得=189.8，许用接触应力，齿轮材料为45钢，调质和正火，据此查表得，小齿轮：硬度为240HBS，=460Mpa大齿轮：硬度为200HBS，=460Mpa取较小值和其他参数代入公式，可初算小齿轮的分度圆直径为 =1.确定齿数对于软齿轮闭式传动，值一般在2040之间，取=25,=i=105，根据实际传动比验算传动比误差，即（在内，允许）2.确定模数 =2.95mm，取m=33.确定中心距 初算中心距= =（25+105）3

12、mm=1954.计算主要几何尺寸分度圆尺寸 齿顶圆尺寸 齿轮宽度 取大齿轮齿宽，小齿轮齿宽查教材图7-10得：复合齿系数；齿根弯曲强度足够课程设计一般是先涉及低速轴，把低速轴设计出来后根据低速轴的长度尺寸就可确定箱体的宽度等尺寸，故先设计低速轴。低速轴的参数见表A-6 表A-6项目参数4.7284.89 轴上零件的布置对于单级减速器，低速轴上安装一个齿轮、一个联轴器，齿轮安装在箱体的中间位置；两个轴承安装在箱体的轴承座孔内，相对于齿轮对称布置；联轴器安装在箱体的外面一侧。为保证齿轮的轴相位置，还应在齿轮和轴之间加一个套筒零件的装拆顺序轴上的主要零件是齿轮，齿轮的安装可以从左侧装拆，也可以从右侧

13、拆装。本题目从方便加工的角度选轴上的零件从轴的右侧装拆，齿轮、套筒、轴承、轴承盖、联轴器一次从轴的右侧装入，左端的轴承从左端装入轴的结构设计为便于轴上零件的安装，把轴设计为阶梯轴，后段轴的直径大于前段轴的直径，低速轴的具体设计如下轴段安装联轴器，用键周向固定轴段高于轴段形成轴肩，用来定位联轴器轴段高于轴段，方便安装轴承轴段高于轴段，方便安装齿轮；齿轮在轴段上用键周向固定轴段高于轴段形成轴环，用来定位齿轮轴断直径应和轴段直径相同，以使左右两端轴承型号一致。轴段高于轴段形成轴肩，用来定位轴承；轴段高于轴段的部分取决与轴承标准轴段与轴段高低没有什么直接的影响，只是一般的轴身连接低速轴的结构如图A-2

14、所示各轴段的直径因本减速器为一般常规用减速器，轴的材料无特殊要求，故选用45钢查教材表11-5； 45钢的A=118107代入设计公式=（118107）mm=45.0440.84mm考虑该轴上有一个键槽，故应该将轴径增大5%，即d=（40.8445.04）mm=42.8847.29mm轴段的直径确定为=45mm轴段的直径应在的基础上加上两倍的定位轴肩高度。这里取定位轴肩高度=（0.070.01）=4.5m即=+2=45mm+2，考虑该轴段安装密封槽，故直径还应符合密封圈的标准，取=55mm轴段的直径应在的基础上增加两倍的非定位轴肩高度，但应该轴段要安装滚动轴承，故其直径要与滚动轴内经相符合。这

15、里取=60mm同一根轴上的两个轴承，在一般情况下应取同一型号，故安装滚动轴承处的直径相同，即=60mm轴段上安装齿轮，为安装齿轮方便，取=63mm轴段的直径=+2，是定位轴环的高度，取=6mm，即=63mm+2轴段的直径应根据所用的轴承类型即型号查轴承标准取得，预选该轴段用6312轴承（深沟球轴承，轴承数据见附录B），查得=72mm2各轴段的长度注：课程设计时，在确定出各轴段的直径后，就应该进入画图阶段，要边计算边画图，边画图边计算。一般从图5-2开始画起，确定轴的长度时要先确定箱体的结构。例如，轴段2，轴段3的长度只有在确定了箱体的结构，润滑方式等才能确定各自的长度。轴段6的长度要先确定箱体

16、的润滑方式才能确定，轴段1的长度由所选的联轴器来确定。这个阶段也就是非标准图设计阶段 为后面进行轴段的强度校核方便，本例按常规给出各轴段的长度，确定方法如图3-3所示，具体确定过程略。课程设计时一定要先画图，先确定有关箱体，润滑方式等，参考例3-1中确定长度的方法确定轴的长度尺寸，并在说明书中详细写出确定依据和步骤 为了补偿由于制造，安装等的误差及两轴线的偏移，优先考虑弹性套柱销联轴器，根据安装联轴器轴段的直径，查附录F选联轴器型号为TL7，联轴器安装长度L=84mm 因本例转速较低，最后确定轴承润滑方式为脂润滑，故此处按脂润滑确定轴的长度。取轴承距箱体内壁的距离为10mm。课程设计时应根据实

17、际情况确定 根据轴的结构需要，各轴段长度确定如下：轴段、之间的砂轮越程槽包含在段轴的长度之内低速轴轴承的支点之间距离为1) 绘制轴的计算简图为计算轴的强度，应将载荷简化处理，直齿圆柱齿轮，其受力可分解为圆周力F。径向力F.两端轴承可简化为一端活动铰链，一端固定铰链，如图A-3b所示。为计算方便，选择两个危险截面1-1、2-2、1-1危险截面选择安装齿轮的轴段的中心位置，位于两个支点的中间，距B支座的距离为134/2mm=68mm；2-2危险截面选择在轴段4和轴段3的截面处，距B支座的距离为20/2mm+27mm+2mm=39mm2）计算轴上的作用力从动轮的转矩 T=318939N.mm 图A-

18、3 轴的强度计算 齿轮分度圆直径=324mm齿轮的圆周力齿轮的径向力3） 计算支反力及弯矩计算垂直平面内的支反力及弯矩a. 求支反力：对称布置，只受一个力，故b. 求垂直平面的弯矩 计算水平面内的支反力及弯矩a. 求支反力：对称布置，只受一个力，故b. 求水平面的弯矩求各截面的合成弯矩I-I截面：II-II截面： 计算转矩 T=318933N.mm确定危险截面及校核其强度按弯扭组合计算时，转矩按脉动循环变化考虑，取：a=0.6.按两个危险截面校核：I-I截面：II-II截面：查表得。，均小于，故轴的强度满足要求高速轴的设计主要是设计各轴的直径，为设计俯视图做准备。有些轴段的长度可以根据轴上的零

19、件来确定；有些周段的长度在确定低速轴处的箱体后，取箱体内壁为一直线就可确定经设计，高速轴可以做成单独的轴而不是齿轮轴。为使零件稳定和固定，高速轴也为五段，各轴段直径尺寸为： (去轴承型号为6207)1)选择键的尺寸低速轴上在段轴和段轴两处各装一个键，按一般使用情况选择采用A型普通平键连接，差教材 选取键的参数，见表A-7表A-7段轴段轴标记为：键1：GB/T1096 键 14X9X65键2：GB/T1096 键 18X11X552)校核键的强度轴段上安装联轴器，联轴器的材料为铸铁，载荷性质为轻微冲击，查教材表 11-8 轴段上安装齿轮，齿轮的材料为钢，载荷性质为轻微冲击，静联接校核挤压强度：轴

20、段：，计算应力略大于许用应力轴段：所以键连接满足要求 1）轴承型号的选择高速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号为6208低速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号为63122）轴承寿命计算高速轴：高速轴的外端安装有带轮，中间安装有齿轮，要计算轴承的寿命，就要先求出轴承支座的支反力，进一步求出轴承的当量动载荷然后计算轴承的寿命画出高速轴的受力分析图并确定指点之间的距离见图A-5，带轮安装在轮毂宽L=（1.52），为安装带轮处的轴径，即高速轴的长度的第一段轴径，=25mm，L=（1.52）X27mm=40.554mm，取第一段轴的长度为50mm。第二段轴的长度取和低速轴的第二段轴长一样的对应关系，但考虑该轴段

21、上的轴承宽度，故取该轴段的长度为49 mm，带轮中心到轴承A支点的距离45/2+40+17/2mm=83mm。高速轴两轴承之间的支点距离为原低速轴的两支点的距离减去两轴承宽度之差，应为152mm-4mm=148mm，因对称布置，故148mm/2=74mm高速轴上的齿轮的受力和低速轴的力大小相等，方向相反，即：N，N注：高速轴上安装有带轮，带对轴的压力N作用在高速轴上，对轴的支反力计算有影响，安装不同，该力对轴的支反力影响不同。在这里有三种情况，本示例给出三种计算方法，实际计算时可选其中一种 本实例具体情况不明，故方向不确定，采用在求出齿轮受力引起的支反力后直接和该压力引起的支反力相加来确定轴承

22、最后的受力因齿轮相对于轴承对称布置，A、B支座的支反力数值一样，故只计算一边即可。求轴承A处支反力：水平平面：垂直平面：求合力：考虑到带的压力对轴承支反力的影响，因方向不定，以最不利因素考虑： =0 =0 轴承受到的最大力为正常使用情况，差教材表10-7 和 10-9 得：，查附录B：轴承 6207 的基本额定动载荷C=25.5kN，代入公式： 假设带对轴的压力作用如图A-5所示，和作用在同一平面，求轴承A处支反力：水平平面：垂直平面：， =求轴承处B处支反力：水平平面：垂直平面：还有一种计算方法： ，说明原假设方向反了，应该方向向上比较轴承A处和轴承B处的受力情况，可以看出轴承A处的受力较大

23、，轴承寿命以A处计算即可，轴承的当量动载荷正常使用情况，,查附录B轴承6207的基本额定动载荷C=25.5，代入公式： 假设带对轴的压力和作用在同一平面，求轴承A处支反力：水平平面： ，垂直平面：低速轴：正常使用情况，差教材表10-7 和 10-9得：,查附录B：轴承6312的基本额定动载荷C=81.8KN，因齿轮现对于轴承为对称布置，轴承的受力一样，可只算一处，计算A处，当量动载荷P=代入公式：从计算结果来看，高速轴轴承使用时间较短。按最短时间算，如按每天两班制工作，每年按250 天计算，约使四年，这只是理论计算，实际情况比较复杂，应根据使用情况，注意检查，发现损坏及时更换。低速轴轴承因转速

24、过低，使用时间太长，实际应用中会有很多因素影响，要注意观察，发现损坏及时更换轴承的润滑方式取决于浸油齿轮的圆周速度，即大齿轮的圆周速度，大齿轮的圆周速度 应选择脂润滑（或油润滑）因轴的转速不高，高速轴轴颈的圆周速度为，故高速轴处选用接触式毡圈密封低速轴轴颈的圆周速度为，故低速轴处选用接触式毡圈密封注：确定润滑方式后，就确定、段的轴长，装配图的俯视图就基本完成，至此，第一阶段（非标准图）设计基本结束，可以进入第二阶段（坐标纸图）的设计一般使用情况下，为制造和加工方便，采用铸造箱体，材料为铸铁。箱体结构采用剖分式，剖分面选择在轴线所在的水平面上箱体中心高度H 取中心高度取箱体厚度选用凸缘式轴承盖，

25、根据轴承型号设计轴承盖的尺寸：高速轴： 低速轴：根据减速器中心距：查表5-14可得：检查孔尺寸：检查寸孔盖尺寸：材料：Q235，厚度取6mm选用表 5-15 中通气器1，选M16X1.5选用表 5-16 中M12选用表中5-19M16X1.5定位销选用圆锥销。查表5-20可得：销钉公称直径d=8mm按中心距查表5-21得，箱体毛重155kg，选用吊环螺钉为M10Po=5.12 KwPm=5.5 Kwnw=84.93r/minY132M2-6nm=960r/mini总=11.3i齿轮=4.3r/min A-B型带A型带B型带A型带=500mmB型带=700mmLd=1600mmA型带Ld=2240mmB型带A型带B型带A型带Z=7根B型带Z=3根小齿轮45钢，调质处理大齿轮45钢，正火处理=73.97mm=25=105=3mm=195=75mm=315mm=81mm=321mm=45mm=55mm=60mm=63mm=72mm选用弹性套柱销联轴器键连接强度满足要求高速轴选轴承类型6208低速轴选轴承类型6312=38263h 轴承的润滑方式选脂润滑高速轴处选用接触式毡圈密封低速轴处选用接触式毡圈密封中心高度H=220mm