机械设计课程设计带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器1.docx

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机械设计课程设计带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器1

设计任务书……………………………………………………

传动方案的拟定及说明………………………………………

电动机的选择…………………………………………………

计算传动装置的运动和动力参数……………………………

传动件的设计计算……………………………………………

轴的设计计算…………………………………………………

滚动轴承的选择及计算………………………………………

键联接的选择及校核计算……………………………………

连轴器的选择…………………………………………………

减速器附件的选择……………………………………………

润滑与密封……………………………………………………

设计小结………………………………………………………

参考资料目录…………………………………………………

传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：

同轴式1级圆柱齿轮减速器。

故只要对本传动机构进行分析论证。

一、电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：

载荷平稳、单向旋转。

所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择

1）工作机所需功率Pw

2）电动机的输出功率Pd＝Pw/η

3．电动机转速的选择:

传动带的传动比：

i=2~4,单击圆柱齿轮传动比i2=3~5。

nd＝（i1

i2）nwnd=（6~20）

95.6=（574~1920）r/min

符合条件的电动机有750r/min、1000r/min、1500r/min.初选为同步转速为1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定

由表20－1查出电动机型号为Y132M2-6,其额定功率为5.5kW，满载转速960r/min。

基本符合题目所需的要求

（1）计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

计算各轴的运动和运动参数。

轴1：

n1=nm/i0=960/2.8=343r/min

轴2：

n2=nm/i1=343/4=85.75r/min

（2）各轴的输入功率

η1=0.96、η2=0.99、η3=0.97、η4=0.98、η5=0.96分别为带传动、齿轮传动、联轴器、轴承及卷筒的效率

轴1p1=pd

η1=3.8*0.96=3.648kw

轴2p2=p1

η2=3.8*0.99=3.762kw

卷筒轴pw=p3

η6=3.762

0.9=3.38KW

（3）各轴输入转矩

计算电动机的输出功率Td

Td=9550

Pd/Mm=9550

5.5/960=54.7N*m

轴1T1=T

i1

η1=54.7

2.8

0.96=147.1N*m

轴2T2=T1

i2

η2=147.1

0.99

0.97=141.2N*m

卷筒轴Tw=T2

i3

η5

η6=141.1

1

0.98

0.96=132.7N*m

二、减速机的外传动零件设计

（1）确定计算功率Pc

由参考文献

（1）P130表8.21查得Ka=1.2

Pc=Ka

P=1.2

5.5=6.6kw

（2）选择普通V带型号

（3）根据Pc=6.6kwN1=980r/minN2=343r/min由参考文献

（1）图8.12，选用普通B型V带

确定V带数zz=4

选用4根B-4000GB/T11544---1997的V带，中心距1639mm，带轮直径D2=400mmD1=140mm，轴上压力角Fq=1495.7N。

三、减速机的内传动设计

齿轮传动的设计计算

（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。

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）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥67.12

确定有关参数如下：

传动比i齿=4

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=4×20=80

由参考文献

（1）表6-12取φd=1.1

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×5.5/（350×2.8）=53596N\mm

（4）载荷系数k:

取k=1.2

（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZN/SHmin由参考文献[1]图10.20查得：

σHlim1=560MpaσHlim2=530Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：

按一年300个工作日，每天24h计算，由公式N=60njtn计算

N1=60×350×4×300×24=6.04x108

N2=N/i=6.04x108/4=1.512×108

查参考文献[1]图10.27中曲线，得ZN1=1ZN2=1.05

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=560x1/1=560Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=530x1.05/1=556.5Mpa

故得：

d1≥76.43

=48.5mm

模数：

m=d1/Z1=48.5/20=2.42mm

取参考文献[1]表10.3标准模数第一数列上的值，m=2.5

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

σf=2KT1YFYS/bmd1<[σ]

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×80mm=200mm

齿宽：

b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mmb1=60mm

（7）复合齿形因数YFYs由参考文献[1]表10.13得：

YFS1=2.35,YFS2=2.25

修正系数：

Ys1=1.71Ys2=1.77

（8）许用弯曲应力[σbb]

根据\参考文献[1]：

[σbb]=σbblimYN/SFmin

由参考文献[1]图10.25得弯曲疲劳极限σbblim应为：

σlim1=210Mpaσlim2=190Mpa

由参考文献[1]图10.26得弯曲疲劳寿命系数YN：

YN1=1YN2=1

弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：

按一般可靠性要求，取SFmin=1

计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σlim1YN1/SFmin=210×1/1=210Mpa

[σbb2]=σlim2YN2/SFmin=190×1/1=190Mpa

校核计算

σbb1=2KT1YFS1/b1md1=95.75Mpa<[σbb1]

σbb2=2KT1YFS2/b2md1=94.89Mpa<[σbb2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（9）计算齿轮传动的中心矩a

a=（d1+d2）/2=（50+200）/2=125mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×350×50/60×1000=0.915m/s

因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

四、轴的设计计算

从动轴设计

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。

查参考文献[1]表14.7可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查表14.2可知：

[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=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

查表14.1得C=107~118

则d≥（107~118）×

mm=37.45~41.3mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列问题的影响，故将估算直径增加3%~5%

所以标准直径38.95~42.95，有设计手册标准尺寸取d=40mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮受到的转矩

T=9.55×106×P1/n1=9.55×10^6×5.5

0.98/（87.5

2.8）=210100N\mm

齿轮作用力：

圆周力：

Ft=2T/d=2×210100/200N=2101N

径向力：

Fr=Frtan200=2101×tan200=764.7N

4、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，参考文献[2]查表可得联轴器的型号为HL3联轴器：

40×112GB5014-85

（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=40mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=45mm

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=50mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=55mm。

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=45mm.

（4）选择轴承型号.由[1]P154初选深沟球轴承,代号为6009,查手册可得:

轴承宽度B=16,安装尺寸D=51,故轴环直径d5=51mm.

（5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：

d1=40mm长度取L1=55mm

II段:

d2=45mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为16mm.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17mm，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+16+55）=93mm

III段直径d3=50mm

L3=L1-L=55-2=53mm

Ⅳ段直径d4=55mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=51mm.长度L5=16mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=89mm

（6）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=200mm

②求转矩：

已知T2=210100N/mm

③求圆周力：

Ft

根据参考文献[1]P127（6-34）式得

Ft=2T2/d1=2×210100/200=2101N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft/tanα=2101×tan200=764.7N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=46.5mm

（1）绘制轴受力（见附图）

（2）绘制垂直面弯矩图（见附图）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=764.7/2=382.35N

FAZ=FBZ=Ft/2=2101/2=1050.5N

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=382.35×93÷2=17779.3N*m

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1050.5×93÷2=48848.25N*m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（17779.3+48848.25）1/2=33313.8N*m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=9.55×10^6×5.5/（350*2.8）=53596N*mm

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

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

=[48848.25+（0.2×53596）2]1/2=35143.3N*m

（7）校核危险截面C的强度

由式

σe=35143x1000/0.1×50

=7.02MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

主动轴的设计

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。

查参考文献[1]表14.7可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查参考文献[2]表14.2可知：

[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=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：

查参考文献[1]表14.1得Ｃ＝107~118

d≥C

=（107~118）

=23.54~25.96

45钢取C=118

则d≥118×

mm=25.96mm

考虑键槽的影响以系列标准，取d=27mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：

T=9.55×106P/n=9.55×106×3.648/350=99538.3N

齿轮作用力：

圆周力：

Ft=2T/d=2×99538.3/50N=3981.5N

径向力：

Fr=Fttan200=3981.5×tan200=1448.7N

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6006深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为13mm.。

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33mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

（2）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=50mm

②求转矩：

已知T=99538.3N*m

③求圆周力Ft1：

Ft1=2T3/d2=2×99538.3/50N=3981.5N

④求径向力Fr

Fr=Fttanα=3981.5×0.36379=1448.43N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=50mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=1448.43/2=724.22N

FAZ=FBZ=Ft/2=3981.5/2=1990.75N

（2）截面C在垂直面弯矩为

MC12=FAXL/2=724.22×100/2=36211N*m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC22=FAZL/2=1990.75×100/2=99537.5N*m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（36211+99537.5）1/2

=67874.25Nm

（5）计算当量弯矩：

根据参考文献[1]P235得α=0.4

Mec=

=[99537.5^2+（0.4×99538.3）^2]^1/2

=107205.2Nm

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=107205.2/（0.1×30^3）

=39.8Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

（7）滚动轴承的选择及校核计算

一从动轴上的轴承

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=4×300×24=28800h

（1）由初选的轴承的型号为:

6209,

查参考文献[2]表14-19可知:

d=45mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN,基本静载荷C0=20.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

1）已知nII=85.75（r/min）

两轴承径向反力：

FR1=FR2=382.35N

根据课本得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x382.35=240.88N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=240.88NFA2=FS2=240.88N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=240.88N/1050.5N=0.23

FA2/FR2=240.88N/1050.5N=0.23

根据课本P293表15.13得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据参考文献[1]P293表15.12取fP=1.5

根据参考文献[1]P295式得

P1=fP（x1FR1+yFA1）=1.5×（1×382.35+0）=573.525N

P2=fp（x2FR1+yFA2）=1.5×（1×382.35+0）=573.525N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=573.525N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N

由参考文献[1]P294式得

LH=106（ftCr/P）ε/60n

=106（1×31500/573.525）3/60X87.5=46013904.3h>48000h

∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:

（1）由初选的轴承的型号为:

6009

查参考文献[1]表14-19可知:

d=45,外径D=80度B=16mm,

基本额定动载荷C=22KN本静载荷CO=16.2KN

查参考文献[2]表10.1可知极限转速10000/min

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=4×300×24=28800h

（1）已知nI=350（r/min）

两轴承径向反力：

FR1=FR2=724.35N

根据课本P2得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x724.35=456.34N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=456.34NFA2=FS2=456.34N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=456.34N/724.35N=0.63

FA2/FR2=456.34N/724.35N=0.63

根据[1]P294表15.13得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据[1]P293表15.12取fP=1.5

根据[1]P293表15.13式得

P1=fP（x1FR1+yFA1）=1.5×（1×456.34+0）=684.51N

P2=fp（x2FR1+yFA2）=1.5×（1×456.34+0）=684.51N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=684.51N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

由[1]P294式得

LH=106（ftCr/P）３ε/60n

=106（1×19500/684.51）3/60X350=1100893h>48000h

∴预期寿命足够

五、键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由［１］表１4.8得

高速轴（主动轴）与V带轮联接的键为：

键12×45　GB1096-79

大齿轮与轴连接的键为：

键10×40GB1096-79

轴与联轴器的键为：

键8×36GB1096-79

2．键的强度校核

大齿轮与轴上的键：

键12×45GB1096-79

b×h=12×8,L=45,则LS=L-b=45-12=33mm

挤压强度：

σjy=4T/dhl=4×210100/40×8×33=79.58<125~150MPa=[σjy]

因此挤压强度足够

剪切强度：

p=4T/dhl=4×210100/40×8×33=79.58<120MPa=[σp]

因此剪切强度足够

键8×33

GB1096-79和键10×40GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

六、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算

1、减速器附件的选择

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BT-08-08

起吊装置

采用箱座吊耳.（）

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×1.5

根据《机械设计基础课程设计》表5.２选择适当型号：

起盖螺钉型号：

GB/T5780M6×30,材料Q235

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

螺栓：

GB5782～86M14×100，材料Q235

箱体的主要尺寸：

（１）箱座壁厚　　z=0.025a+1=0.0125×125+1=1.1875

取z=8

（2）箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×125+1=3.5

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=0.036×125+12=16.5（取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=0.75×18=13.5（取14）

（9）盖与座连接螺栓直径d2=（0.5-0.6）df=0.55×18=9.9（取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=0.4×18=7.2（取8）

（12）检查孔盖螺钉d4=（0.3-0.4）df=0.3×18=5.4（取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=20mm

（15）df.d1至凸缘边缘距离C2=18mm

（16）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。

（17）外箱壁至轴承座端面的距离[C1＋C2＋（5～10）]mm=（20+18+8）mm=46mm

（18）齿轮顶圆与内箱壁间的距离：

＞9.6mm

（19）齿轮端面与内箱壁间的距离：

=12mm

（20）箱盖，箱座肋厚：

m1=8mm,m2=8mm

（21）轴承端盖外径∶[D＋（5～5．5）d3]mm=[D0-2.5d3+（5~5.5）d3]mm=30+3×8=54mm

D～轴承外径

（22）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＝D2.

轴承盖和调整垫片草图

轴套、齿轮挡圈：

七、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通常将大齿轮浸入油池中进行润滑。

，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