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

1、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

2、 PdPw/ 3电动机转速的选择 :传动带的传动比：i=24 ,单击圆柱齿轮传动比i2=35。nd（i1i2）nw nd=(620）95.6=（5741920）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201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=343 r/min 轴2：n2=nm/i

3、1=343/4=85.75 r/min(2)各轴的输入功率1=0.96 、2=0.99、3=0.97 、4=0.98 、5=0.96分别为带传动、齿轮传动、联轴器、轴承及卷筒的效率轴1 p1=pd 1=3.8*0.96=3.648 kw轴2 p2=p12=3.8*0.99=3.762 kw卷筒轴 pw=p36=3.7620.9=3.38KW(3)各轴输入转矩 计算电动机的输出功率Td Td=9550Pd/Mm=95505.5/960=54.7 N*m 轴1 T1=Ti11=54.72.80.96=147.1 N*m 轴2 T2=T 1 i22=147.10.990.97=141.2 N *m

4、卷筒轴 Tw=T2i356= 141.110.980.96=132.7 N*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=KaP=1.25.5=6.6 kw(2)选择普通V带型号(3) 根据 Pc=6.6 kw N1=980 r/min N2=343 r/min 由参考文献（1）图8.12，选用普通B型V带确定V带数z z=4 选用4根B-4000 GB/T 11544 -1997 的V带，中心距1639mm，带轮直径D2=400mm D1=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

5、（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d167.12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= 420=80 由参考文献（1）表6-12取d=1.1(3)转矩T1T1=9.55106P1/n1=9.551065.5/(3502.8)=53596 Nmm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力HH=

6、 Hlim ZN/SHmin 由参考文献1图10.20查得：Hlim1=560Mpa Hlim2=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=60350430024=6.04x108N2=N/i=6.04x108 /4=1.512108查参考文献1图10.27 中曲线，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0H1=Hlim1ZN1/SHmin=560x1/1=560 MpaH2=Hlim2ZN2/SHmin=530x1.05/1=556.5 Mpa故得：d1 76.43=48.5 mm 模数：m

7、=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 f =2KT1YFYS /bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mm d2=mZ2=2.580mm=200mm齿宽：b=dd1=1.150mm=55mm取b2=55mm b1=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=1.71 Ys2=1.77 (8)许用弯曲应力bb根据参考文献1：bb= bblim YN/SFmin由参考文献1图10.25得弯曲疲劳极限bb

8、lim应为： lim1=210Mpa lim2 =190Mpa由参考文献1图10.26得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=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bb1=lim1 YN1/SFmin=2101/1=210Mpabb2= lim2 YN2/SFmin =1901/1=190Mpa校核计算bb1=2KT1YFS1/ b1md1=95.75Mpa bb1bb2=2KT1YFS2/ b2md1=94.89Mpa bb2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+200)/2=1

9、25mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=n1d1/601000=3.1435050/601000=0.915m/s因为V6m/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： b=650Mpa,s=360Mpa,查表14.2可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=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： dC 查表14.1 得 C=107118 则d（107118）m

10、m=37.4541.3mm 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38.9542.95，有设计手册标准尺寸取d=40 mm3、齿轮上作用力的计算齿轮受到的转矩 T=9.55106P1/n1=9.551065.50.98/(87.52.8)=210100Nmm 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2210100/200N=2101N 径向力：Fr=Frtan200=2101tan200=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

11、，参考文献2查表可得联轴器的型号为HL3联轴器：40112 GB5014-85 （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，

12、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1P154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=51 mm. (5）确定轴各段直径和长度段：d1=40mm 长度取L1=55mmII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

13、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）=93 mmIII段直径d3=50mmL3=L1-L=55-2=53 mm段直径d4=55mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm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求分度圆直径：已知d1=200mm求转矩：已知T2=210100N/mm求圆周力：Ft根据参考文献1P127（6-34）式得Ft=2T2/

14、d1=2210100/200=2101N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft/tan=2101tan200=764.7N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=382.35NFAZ=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=382.35932=17779.3N*m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1050.5932=48848.25N*m(4)绘制合弯矩图（如图d

15、）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=9.551065.5/(350*2.8)=53596 N*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=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=48848.25+(0.253596)21/2=35143.3N*m(7)校核危险截面C的强度由式e=35143x1000/0.150=7.02MPa -1b=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

16、材料为45号钢，调质处理。查参考文献1表14.7可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查参考文献2表14.2可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=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 107118 dC =（107118）=23.5425.96 45钢取C=118 则d118mm=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=9.55106P/n=9.551063.648/350

17、=99538.3 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=299538.3/50N=3981.5N 径向力：Fr=Ft tan200=3981.5tan200=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

18、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求分度圆直径：已知d2=50mm求转矩：已知T=99538.3N*m求圆周力Ft1：Ft1=2T3/d2=299538.3/50N=3981.5N求径向力FrFr=Ft tan=3981.50.36379=1448.43N两轴承对称LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=1448.43/2=724.22NFAZ=FBZ=Ft/2=3981.5/2=1990.75N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC12=FAXL/2=724.22100/2=36211N*m(3)截面C在水平面

19、弯矩为MC22=FAZL/2=1990.75100/2=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1P235得=0.4Mec=99537.52+(0.499538.3)21/2=107205.2Nm(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d3）=107205.2/(0.1303)=39.8Mpa-1b=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Lh=430024=28800h (1)由初选的轴承的

20、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=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=240.88N FA2=FS2=240.88N(3)求系数x、yFA1/FR1=240.88

21、N/1050.5N =0.23FA2/FR2=240.88N/1050.5N =0.23根据课本P293表15.13得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 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Lh=430024=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

22、轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x724.35=456.34N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=456.34N FA2=FS2=456.34N(3)求系数x、yFA1/FR1=456.34N/724.35N =0.63FA2/FR2=456.34N/724.35N =0.63根据1P294表15.13得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 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，由表4.8得高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键1245 GB1096-7

23、9大齿轮与轴连接的键为：键 1040 GB1096-79轴与联轴器的键为：键836 GB1096-792键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键1245 GB1096-79bh=128,L=45,则LS=L-b=45-12=33mm挤压强度：jy=4T/dhl=4210100 /40833=79.58125150MPa=jy因此挤压强度足够剪切强度： p=4T/dhl=4210100 /40833=79.58120MPa=p 因此剪切强度足够键833 GB1096-79和键1040 GB1096-79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

24、于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5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M181.5根据机械设计基础课程设计表5.选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M630,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M820,材料Q235螺栓：GB578286 M14100，材料Q235箱体的主要尺寸：（）箱座壁厚z=0.025a+1=0.0125125+1=1.1875 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02125+1= 3.5 取z1=

25、8 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.58=12 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.58=12(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.58=20 (6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036125+12=16.5(取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.7518= 13.5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径d2=(0.5-0.6)df=0.5518=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=0.418=7.2(取8) (12)检查孔

26、盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4 (取6)(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.810=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C1C2（510）mm=(20+18+8)mm=46mm(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径D（555）d3mm=D0-2.5d3+(55.5)d3mm=30+38=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SD2.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12m/s通常将大齿轮浸入油池中进行润滑。，当m20 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