機械設計基礎課程設計說明書-帶式運輸機的單級直齒圓柱齒輪減速器

機械設計課程設計設計計算說明書301-機械設計基礎課程設計說明書機械設計基礎課程設計說明書設計題目帶式運輸機的單級直齒圓柱齒輪減速器目錄一、傳動方案擬定…………….……………….3二、電動機的選擇……….…….4三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….5四、運動參數及動力參數計算………….……5五、齒輪傳動的設計計算………………….….11六、軸的設計計算…………15七、鍵聯(lián)接的設計計算…….…20八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計……21九、潤滑與密封……………23十、設計總結…………………24一、傳動方案擬定1、設計題目：設計用于帶式運輸機的單級直齒圓柱齒輪減速器2、工作條件：連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載啟動，使用期限10年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5%3、原始數據：運輸帶工作拉力F=900N；帶速度V=1.5m/s；卷筒直徑D=270mm。4、運動簡圖如下：二、電動機的選擇1、電動機類型的選擇由于直流電動機需要直流電源，結構較復雜，價格較高，維護比較不方便，因此選用交流電動機。交流電動機有異步電動機和同步電動機兩類。Y系列三相異步電動機結構簡單、工作可靠、維護方便，適用于不易燃、不易爆和無特殊要求的場合下使用。2、電動機功率選擇（1）傳動裝置總效率η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒=0.96×0.992×0.98×0.99×0.96=0.876%（2）電動機工作所需的功率：3、確定電動機轉速計算滾筒工作機的轉速nw，由表2-2《常用減速器的類型、特點及應用》[1]查得，單級直齒圓柱齒輪減速器的一般傳動比范圍是故電動機轉速的可選范圍為：符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min和1500r/min。由表20.1《Y系列封閉式三相異步電動機技術數據》[2]得出，符合計算結果的有以下兩種：Y112M-6和Y100L1-4。4、確定電動機型號Y112M-6此電動機轉速低，轉速低，尺寸大。而因此選擇型號為Y100L1-4的電動機。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、傳動裝置總傳動比2、分配各級傳動比由表2-1《常用減速器的類型、特點及應用》[3]查取V帶傳動的傳動比為:齒輪的傳動比：四、傳動裝置的運動及動力參數計算1、計算各軸轉速電動機軸為軸Ⅰ，高速軸為軸Ⅱ，低速軸為軸Ⅲ，筒軸為軸Ⅳ，則2、各軸的輸入功率P=1\*ROMANI=Pd=1.35KWP=2\*ROMANII=P=1\*ROMANI×η帶=1.35×0.96=1.296KWP=3\*ROMANIII=P=2\*ROMANII×η軸承×η齒輪=1.296×0.99×0.98=1.257KWPⅣ=P=3\*ROMANIII×η軸承×η聯(lián)軸器=1.257×0.992=1.232KW3、各軸輸入扭矩T=1\*ROMANI=9550Pd/nm=9550×1.35/1430=9.016N·mT=2\*ROMANII=9550P=2\*ROMANII/nⅠ=9550×1.296/477=25.947N·mT=3\*ROMANIII=9550P=3\*ROMANIII/nⅡ=9550×1.257/106.236=112.997N·mTⅣ=9550PⅣ/n=3\*ROMANII=9550×1.232/106.9=110.061N·m五、傳動零件的設計計算：1、設計V帶（1）確定V帶型號kA=1.2PC=KAPd=1.2×1.35=1.62KW根據=1.62KW=1430r/min,選擇z型，d1=90mm大輪的基準直徑：d2=i×d1×(1-ε)=3×90×（1-0.02）=264.6mm取d2=265mm為帶傳動的彈性滑動。(2)驗算帶速：在5m/s-25m/s范圍，帶速合適。（3）確定V帶基準長度和中心距：根據：可得a0=1.5(d1+d2)=510mm，初選中心距=500mm帶長：取。計算實際中心距：(4)驗算小帶輪包角：(合適)(5)求V帶根數：根據dd1和n1查表可得P1=0.36kw，且傳動比i=3≠1，根據帶型得△P=0.03查表的Ka=0.95，KL=1.16取Z=4根。（6）求作用在帶輪軸上的壓力：查表得q=0.06kg/m，故得單根V帶的初拉力：作用在軸上壓力：。2、齒輪設計計算（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常齒輪采用軟齒面。查閱課本，選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。(2)按輪齒彎曲強度設計計算齒輪精度用8級，取載荷系數K=1.2，，齒寬系數，傳動比i齒=4.490取最小齒輪數Z1=20，則Z2=iZ1=4.490×20=89.8，取Z2=90U=Z2/Z1=4查表p195得Φd=1.1；載荷系數K=1.2；彈性系數ZH=2.5；許用應力σHlim1=610MPa，σHlim2=500MPa；接觸疲勞按一年300個工作日計算，兩班制即連續(xù)工作12h得：N1=60njtn=60×477×10×300×12=1.030×109N2=N1／i=2.293×108查曲線的ZN1=1，ZN2=1.05；且按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0，則得：[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610×1／1=610MPa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500×1.05／1=525MPa所以得：模數：m=d1/Z1=52.808/20=2.640mm,按標準取得m=2.5mm（3）校核齒根彎曲疲勞強度分度圓直徑d1=mZ1=2.5×20=50mmd2=mZ2=2.5×90mm=225mm齒寬b=φdd1=1.1×50mm=55mm取b1=60mm；b2=55mm（4）齒形系數YFs查復合齒輪系數圖和應力修正系數得：YFa1=2.93,YFa2=2.28YSa1=1.56,YSa2=1.64（5）許用彎曲應力[σF]，查表：=480MPa=340MPa計算許用應力：[σF1]=σFE1/SF=480/1.25=384Mpa[σF2]=σFE2/SF=340/1.25=272Mpa校核計算：σF1=2kT1YFa1YSa1/b1m=2×1.2×3.911×10×2.93×1.56/(55×2.5×20)=62.405MPa<[σF1]σF2=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1=51.051Mpa<[σF2]所以符合齒根彎曲疲勞強度極限（6）計算齒輪傳動的中心距a=(d1+d2)/2=(50+225)/2=137.5mm（7）計算圓周速度Ｖ=πn1d1/60×1000=3.14×476.667×50/60×1000=1.247m/s因為Ｖ＜６m/s（8）總結名稱代號小齒輪（mm）大齒輪（mm）中心距

a137.5傳動比i4.49模數m2.5齒數z2090分度圓直徑d50225齒頂高2.5齒根高3.125齒頂圓直徑55230齒根圓直徑43.75218.75齒寬5560六、軸的設計計算從動軸的設計（1）選擇軸的材料確定許用應力選軸的材料為45號鋼，調質處理。查表可知：σb=650Mpa，σs=360Mpa，σ-1b=300,[σb+1]=215Mpa，[σ0b]=102Mpa，[σ-1b]=60Mpa（2）按扭轉強度估算軸的最小直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：d≥C，45鋼取C=118則d≥118×(1.257/106.236)1/3mm=26.89考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，取d=30mm（3）齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉矩：T=9550P/n=9550×1.257/106.236=112.997N齒輪作用力：圓周力：Ft=2T/d=2×112997/50N=4500N徑向力：Fr=Fttan200=1004×tan200=1637.6N2、軸的結構設計軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。（1）聯(lián)軸器的選擇可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，查表得聯(lián)軸器的型號為HL3聯(lián)軸器：35×82GB5014-85（2）確定軸上零件的位置與固定方式單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán)和套筒實現軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現軸向定位和周向定位。（3）確定各段軸的直徑將估算軸d=30mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配（如圖），考慮聯(lián)軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=35mm齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大于d2，取d3=40mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大于d3，取d4=45mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=40mm.(4)選擇軸承型號.初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環(huán)直徑d5=52mm.(5）確定軸各段直徑和長度Ⅰ段：d1=30mm長度取L1=50mmII段:d2=35mm初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直徑d3=40mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直徑d4=45mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直徑d5=52mm.長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm(6)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=225mm求轉矩：已知T2=112.997N?m求圓周力Ft=2T2/d2=2×112997/225=1004N求徑向力FrFr=Fttanα=1004tan200=365N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm3、繪制彎矩圖（1）軸受力簡圖和垂直面彎矩圖軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.36/2=365NFAZ=FBZ=Ft/2=1/2=1004N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=365×0.096/2=17.52N?m截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=1004×0.096/2=48.19N?mMC=(MC12+MC22)1/2=（17.522+48.192)1/2=51.28N?m(2)繪制扭矩圖T=9550×（P2/n2）=9550×（1.257/106.236）=112.997N?m(3)繪制當量彎矩圖轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.282+(0.2×112.997)2]1/2=56.04N·m(4)校核危險截面C的強度σe=46.24/0.1d33=46.24x1000/0.1×403=3.980MPa<[σ-1]b=60MPa∴該軸強度足夠。4、主動軸的設計（1）確定許用應力選軸的材料為45號鋼，調質處理。查表可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,σ-1=300Mpa；[σb+1]=215Mpa，[σ0b]=102Mpa,[σ-1b]=60Mpa（2）按扭轉強度估算軸的最小直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：d≥C查5表可得，45鋼取C=118則d≥118×(1.35/477)1/3mm=16.41mm考慮鍵槽的影響以系列標準，取d=20mm（3）齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9550×1.35/477=27.03N?m齒輪作用力：圓周力：Ft=2T/d=2×27030/50N=1081.2N徑向力：Fr=Fttan200=1081×tan200=393.52N確定軸上零件的位置與固定方式：單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。齒輪靠油環(huán)和套筒實現軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通過兩端軸承蓋實現軸向定位。（4）確定軸的各段直徑和長度初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm.?？紤]齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。(5)按彎扭復合強度計算①求分度圓直徑：已知d1=50mm②求轉矩：已知T=27.03N?m③求圓周力Ft：Ft=2T1/d1=2×27030/50=1081.2N④求徑向力FrFr=Ft?tanα=393.52N⑤∵兩軸承對稱∴LA=LB=50mm(6)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=393.52/2=196.76NFAZ=FBZ=Ft/2=1081.2/2=540.6N(7)截面C在垂直面彎矩為MC1=FAxL/2=196.76×0.1/2=9.838N?m截面C在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=540.6×0.1/2=27.03N?m(8)計算合成彎矩MC=（MC12+Mc22）1/2=（27.032+9.8382）1/2=28.76N?m(9)計算當量彎矩：α=0.4Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[28.762+(0.4×27.03)2]1/2=30.72N?m(10)校核危險截面C的強度σe=Mec/（0.1d3）=30720/(0.1×303)=11.38Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此軸強度足夠5、從動軸上的軸承根據根據條件，軸承預計壽命L'h=10×300×12=36000h由初選的軸承的型號為:6209查課本表可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN,基本靜載荷CO=20.5KN,查表可知極限轉速9000r/min已知nII=106.236(r/min)且FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端FA1=FS1；FA2=FS2，所以得系數x、yFA1/FR1=FA2/FR2<e，x1=1，x2=1y1=0，y2=0(1)計算當量載荷P1、P2取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×504+0)=P2=fp(x2FR1+y2FA2)(2)軸承壽命計算∵P1=P2∵深溝球軸承ε=3根據手冊得6209型的Cr=31500NLH=106(ftCr/P)ε/60n=10760404h>48000h∴預期壽命足夠6、主動軸上的軸承由初選的軸承的型號為:6206查課本表可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,查輔導書表可知極限轉速13000r/min根據根據條件，軸承預計壽命L'h=10×300×16=48000h（1）已知nI=476.66(r/min)兩軸承徑向反力：FR1=FR2=528N軸承內部軸向力FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1(2)∵FS1+Fa=FS2F==0故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端FA1=FS1；FA2=FS2(3)求系數x、yFA1/FR1=FA2/FR2=0.68FA1/FR1<e，x1=1，FA2/FR2<e，x2=1y1=0，y2=0(4)計算當量載荷P1、P2取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=P2(5)軸承壽命計算∵P1=P2又∵深溝球軸承ε=3根據手冊得6206型的Cr=19500NLH=106(ftCr/P)ε/60n=517943h>48000h∴預期壽命足夠七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1、鍵的選擇根據軸徑的尺寸，由課本中表：高速軸(主動軸)與V帶輪聯(lián)接的鍵為：鍵8×36GB1096-79大齒輪與軸連接的鍵為：鍵14×45GB1096-79軸與聯(lián)軸器的鍵為：鍵10×40GB1096-792、鍵的強度校核大齒輪與軸上的鍵：鍵14×45GB1096-79b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm圓周力：Fr=2TII/d=2×112997/225=1004N擠壓強度：<125~150MPa=[σp]所以因此擠壓強度足夠剪切強度：=36.60<120MPa=[]所以此剪切強度足夠故鍵8×36GB1096-79和鍵10×40GB1096-79根據上面的步驟校核，并且符合要求。八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算1、減速器附件的選擇（1）通氣器由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5；油面指示器選用游標尺M12；（2）起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳.（3）放油螺塞選用外六角油塞及墊片M18×1.5（4）根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：起蓋螺釘型號：GB/T5780M18×30,材料Q235（5）高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86M8X12,材料Q235低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86M8×20,材料Q235（6）螺栓：GB5782～86M14×100，材料Q2352、箱體的主要尺寸(1)箱座壁厚z=0.025a+1取z=8(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1取z1=8(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20(6)地腳螺釘直徑df=0.036a+12取df=18(7)地腳螺釘數目n=4(因為a<250)(8)軸承旁連接螺栓直徑d1=0.75df取d1=14(9)蓋與座連接螺栓直徑d2=(0.5-0.6)df取d2=10(10)連接螺栓d２的間距L=150-200(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df取d3=8(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df取d4=6(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d２=0.8×10=8(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1(15)凸臺高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。(16)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋﹙5～10﹚(17)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6mm(18)齒輪端面與內箱壁間的距離：12mm(19)箱蓋，箱座肋厚：m1=8mm；m2=8mm(20)軸承端蓋外徑︰D＋﹙5～5.5﹚d3D=(21)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Ｍd1和Ｍd3互不干涉為準，一般取S=D九、潤滑與密封1、齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20時，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。2、滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。3、潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用GB443-89全損耗