机械设计课程设计运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器

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1、本科课程设计（论文）说明书 二级圆柱齿轮减速箱设计 院（系） 机械工程学院 专 业 04机电2班 学生姓名 学生学号 指导教师 提交日期 2007 年 7 月 12 日 机械设计课程设计任务书一、 设计题目运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器。设计内容：根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计两级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。二、 传动简图 三、 原始数据运输带拉力F= 4550（N）运输带速度V=0.95（m/s）滚筒直径D=590（mm）滚筒及运输带效率h=0.94。工作时，载荷有轻微冲击。事内工作，水分

2、和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差4%，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时，试设计齿轮减速器（两级）。四、 设计工作量及要求每个同学独立利用计算机绘制（使用autoCAD绘制）完成总装图一张（一号图纸），高速轴、低速大齿轮和箱盖零件图各一张（二号或三号图纸）、设计计算说明书一份。设计内容包括电机和联轴器选用，轴承选用与校核，V带、齿轮、轴、齿轮箱设计（包括V带、轴、齿轮的校核）。具体内容参见机械设计课程设计一书1。参数请参考下列文献：1 朱文坚、黄平：机械设计课程设计，广州：华南理工大学出版社2 机械零件设计手册，北京：冶金工业出版社3

3、 机械零件设计手册，北京：化学工业出版社课程设计（论文）评语： 课程设计（论文）总评成绩： 课程设计（论文）答辩负责人签字： 年 月 日 目录一. 传动方案拟定5二. 电动机的选择5三. 计算总传动比及分配各级的传动比6四. 运动参数及动力参数计算6五. 传动零件的设计计算7六. 轴的设计计算14七. 滚动轴承的选择及校核计算21八. 键联接的选择及计算22九. 课程设计小结23十. 参考文献24计算过程及计算说明一、 传动方案拟定设计传动图如上图所示第77组：运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，载荷有轻微冲击，事内工作，水分和颗粒为正常状

4、态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差4%。轴承使用寿命不小于15000小时。滚筒及运输带效率h=0.94。（2） 原始数据：运输带拉力F=4550N；带速V=0.95m/s；滚筒直径D=590mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总效率：连轴器为弹性连轴器,轴承为深沟球轴承,齿轮为精度等级为8的闭式圆柱齿轮,带传动为V带传动.根据表2-3则有:总=带4轴承2齿轮联轴器滚筒=0.950.9840.9720.9930.98=0.8099(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=45500.95/10000.8099=5.

5、339KW 查表16-1，16-2选取电动机为Y123M2-6的Y系列三相异步电动机Ped=5.5KW 满载转速为960r/min3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010000.95/590=19.099r/min按表2-4推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动高速级为斜齿，传动比范围I1=36，低速级用直齿取I2=34。取V带传动比I3=24，则总传动比范围为Ia=1896。故电动机转速的可选范围为nd=（1896）35.77=6433433r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min和3000r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、

6、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选nd =960r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，由表16-1选定电动机型号为Y123M2-6。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/19.099=50.2642、分配各级传动比（1） 取V带传动比i带=2.51,根据表2-4(一下无特殊说明则表格皆为一书表格)两级圆柱齿轮减速器的高速级传动比与低速级传动比i1=5.6 i2=3.55四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）(0轴为电

7、动机轴)n0=n电机=960r/minnI=n0/i带=960/2.51=382.47(r/min)nII=nI/i齿轮1=382.47/5.6=68.298(r/min)nIII=nII/i齿轮2=68.298/3.55=19.23(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）P0=Pd=5.5KWPI=P0带=110.95=5.072KWPII=PI轴承齿轮=5.0720.980.97=4.87KWPIII=PII轴承齿轮=4.870.980.97=4.677KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）T0=9.55106P0/n0=9.551065.5/960=53.11NmTI=9.55106PI/n

8、I=9.551065.072/382.47=126.644NmTII=9.55106PII/nII=9.551064.87/68.298=680.964NmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551064.677/19.23=2322.691Nm运动和动力参数的计算数值可以整理列表备查：电动机输出I轴II轴III轴N（r/min）960382.4768.29819.23P（kW）5.55.0724.874.677T（Nm）53.11126.644680.9642322.691五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 确定计算功率 Pca 由课本附表11.6得：kA=1

9、.1Pca=KA PI=1.15.5=6.05KW（2） 选择普通V带截型根据Pca、nI，由教材的附图11.1确定选用A型V带。（3） 确定带轮基准直径，并验算带速由教材附表11.4和附表11.7 得，选取小带轮基准直径为D1=125mm根据教材式（9.14），计算从动带轮基准直径D2 D2= D1i带=1252.51=313.75mm验算带速V：V=D1 nI /601000=125960/601000=6.28m/s 1200（适用）（5）确定带的根数 由nI=960r/min、D1=125mm、i带=2.51，根据课本附表11.5a和附表11.5b得P0=1.4KW，P0=0.11KW

10、根据课本附表11.8得K=0.95根据课本附表11.9得KL=1.01由课本式（9.29）得Z= Pca/(P0+P0)KKL=4.1757取Z=5根。(6)计算预紧力F0由课本附表11.2查得q=0.10kg/m，由式（9.30）得F0=500（Pca/ZV）（2.5/K-1）+qV2=500（6.05/（56.28）(2.5/0.95-1)+0.106.282N=161.13N（7）计算作用在轴承的压力Q由课本式（9.31）得Q=2ZF0sin（1/2）=25161.13xsin（159.1/2）=1584.57N2、齿轮传动的设计计算1）高速级斜齿轮传动设计 （1）选择齿轮类型、精度等级

11、、材料及齿数A.大小齿轮都选用硬齿面。由附表6.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。B.初选8级精度。(GB10095-88)C.选小齿轮齿数z1=26，大齿轮齿数z2=i1 z1=5.6x26=145.6，取z2=146。D.初选螺旋角为 =150考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 确定公式内的各计算值载荷系数K：试选Kt=1.5。小齿轮传递的转矩TI=126644Nmm齿宽系数：由附

12、表6.4选取=1。弹性影响系数ZE：由课本附表6.4查得ZE=189.8。节点区域系数ZH： ZH= 由得=20.646900=14.076100则ZH=2.425端面重合度：=29.419060=22.54910代入上式得=1.667接触疲劳强度极限Hlim：由课本附图6.6按硬齿面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa应力循环次数N1=60n1jLh=60x382.47x1x(2x8x300x10)=1.102x109 N2= N1/i1=1.102x109/3.55=1.967x108接触疲劳寿命系数KHN：由课本附图6.4查得KHN1=0.91，KHN2=0.98。接触疲劳许用应力

13、H通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=10000.91/1.0Mpa=910MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=10000.98/1.0Mpa=980Mpa因（H1+ H2）/2=945 Mpa 1.34=1.508取=1.55由附图6.2查得径向载荷分布系数=1.38载荷系数K=(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=41.043mm模数：mn=cosxd1/Z1=41.043cos15/26=1.5248mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (1) 确定公式中的参数1. 载荷系数KKa=1 KA=1 Kv=1.05 =1.38K

14、=1x1.05x1x1.38=1.4492. 齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=26,Z2=146由表6-9相得YFa1=2.53 YSa1=1.62YFa2=2.1352 YSa2=1.83842. 计算螺旋角影响系数y：轴面重合度 0.318 2.215Y11x15/1200.8753.许用弯曲应力F根据课本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本图6-3查得：KNF1=0.9, KNF2=0.95Flim1=Flim2 =500MPa取SF1.44.计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=0.9500/1.4Mpa=321.4M

15、paF2=Flim2 YSTYNT2/SF =0.95x500/1.4Mpa=339.3Mpa5.确定YSTYNT/F：YST1YNT1/F10.01275；YST2YNT2/F20.01157；取大值。(2)计算齿轮模数：m=1.5022比较两种强度校核结果，确定模数为mn24.几何尺寸计算（1） 计算齿轮传动的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=2.5*(26+130)/2*cos15=178.06mm取a178mm（2） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.918694（3） 计算齿轮分度圆直径：d1mn*Z1/cos53.814mmd2mn*Z2/cos

16、301.358mm（4） 计算齿轮齿宽：b153.814mm调整后取B255mm，B160mm1）低速级直齿轮传动设计 （1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数A.大小齿轮都选用硬齿面。由附表6.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。B.初选8级精度。(GB10095-88)C.选小齿轮齿数z1=26，大齿轮齿数z2=i2 z1=3.55x26=92.3，取z2=92。考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H

17、2）1/3A. 确定公式内的各计算值载荷系数K：试选Kt=1.5。小齿轮传递的转矩TII=680964Nmm齿宽系数：由附表6.4选取=1。弹性影响系数ZE：由课本附表6.4查得ZE=189.8。节点区域系数ZH： ZH= 2.5接触疲劳强度极限Hlim：由课本附图6.6按硬齿面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa应力循环次数N1=60n1jLh=60x68.298x1x(2x8x300x10)=1.967x108 N2= N1/i1=5.54x107接触疲劳寿命系数KHN：由课本附图6.4查得KHN1=0.95，KHN2=0.98。接触疲劳许用应力H通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度

18、要求选取安全系数SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=10000.91/1.0Mpa=950MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=10000.98/1.0Mpa=980Mpa因（H1+ H2）/2=950 Mpa 1.34=1.508取=1.55由附图6.2查得径向载荷分布系数=1.38载荷系数K=(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=88.3mm模数：m= d1/Z1=88.3/26=3.396mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (2) 确定公式中的参数3. 载荷系数KKa=1 KA=1 Kv=1.02 =1.38K=1x1.02x1x1.38=1.40762. 齿形系数YFa和应

19、力修正系数YSa根据齿数Z1=26,Z2=92由表6-9相得YFa1=2.60 YSa1=1.595YFa2=2.196 YSa2=1.7823.许用弯曲应力F根据课本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本图6-3查得：KNF1=0.95, KNF2=0.97Flim1=Flim2 =500MPa取SF1.44.计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=0.95500/1.4Mpa=339MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =0.97x500/1.4Mpa=346.4Mpa5.确定YSTYNT/F：YST1YNT1/F10.01223；Y

20、ST2YNT2/F20.01130；取大值。(2)计算齿轮模数：=3.26比较两种强度校核结果，确定模数为m3.5mm4.几何尺寸计算（5） 计算齿轮传动的中心矩aa=m (Z1+Z2)/2=2.5*(26+130)/2=206.5mm（6） 计算齿轮分度圆直径：d1m*Z191mmd2m*Z2322mm（7） 计算齿轮齿宽：b191mm取B291mm，B196mm六. 轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d110 (5.072/382.47)1/3mm=26.04mm2、轴的结构设计（

21、1）轴上零件的定位，固定和装配考虑带轮的结构要求及轴的刚度,取装带轮处轴径=30mm,按轴的结构要求,取轴承处轴径d=40mm（2）确定轴各段直径和长度初选深沟球轴承6308,d=40mm,B=23mm整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(3) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析圆周力 Ft12*T1d14707N径向力 Fr1Ft1*tan（an）cos1773N 轴向力 Fa1Ft1tan=1261N带传动作用在轴上的压力为Q1585N计算支反力：水平面 RAH=1272N RBH=Ft1-RAH=3435N垂直面因为MB=0,RAV- RAV

22、 =2863N因为F=0， RBV=-RAV+Q+Fr1=-495N4.作弯矩图水平面弯矩：MCH=-RBHx63.5=-218.1225N.m垂直面弯矩：MAV=-Qx97=-153.745N.mMCV1=-Qx(97+171.5)+RAVx171.5=65.432N.mMCV2=RBVx63.5=31.4325N.m合成弯矩：MA=MAV=-153.745N.mMC1=MCH2+MCV12=227.725N.mMC2=MCH2+MCV22=220.376N.m5.扭矩计算： T=126.644N.m6.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数0.6计算弯矩为： MCAD=MD2+(T)2=

23、75.9864Nm MCAA=MA2+(T)2=171.498Nm MCAC1=MC12+(T)2=240.068Nm MCAC2=MC22+(T)2=233.108Nm7.按弯矩合成应力校核轴的强度由于轴材料选择45号钢，调质处理，查表得B=650MPa,-1=60MPa，t=30MPa由计算弯矩图可见,c1剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为:caA=MCAAW=15.4MPa-1,故安全。D剖面的轴径最小,该处得计算应力为:caD=MCADW=28.1MPa-1,故安全。中间轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度230HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c

24、=110d45.614mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配按轴的结构要求,取轴承处轴径d=50mm,轴承处为最小直径处.用键连接高速轴大齿轮.（2）确定轴各段直径和长度初选深沟球轴承6310,d=50mm,B=27mm整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(4) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 齿轮的受力分析圆周力 径向力 4. 计算支反力 水平面内: 得 垂直面内 5.作弯矩图 水平面内 垂直面 合成弯矩: 6.作转矩图 7.作计算弯矩图 当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数=0.61052076N.mm693154N.mm691539N.m

25、m8.按弯矩合成力校核轴强度 轴的材料为45钢,调质,查表得拉伸强度极限,对称循环变应力时的许用应力b=60MPa由计算弯矩可见,C剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为: b safe.低速轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度230HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d68.66mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配按轴的结构要求,取轴承处轴径d=70mm,轴承处为最小直径处.用键连接高速轴大齿轮.（2）确定轴各段直径和长度初选深沟球轴承6214,d=70mm,B=24mm整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(5) 按弯矩合成应力校核轴的强

26、度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 齿轮的受力分析圆周力 径向力 5. 计算支反力 水平面内: 得 垂直面内 5.作弯矩图 水平面内 垂直面 合成弯矩: 6.作转矩图 7.作计算弯矩图 当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数=0.6859626N.mm8.按弯矩合成力校核轴强度 轴的材料为45钢,调质,查表得拉伸强度极限,对称循环变应力时的许用应力b=60MPa由计算弯矩可见,C剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为: 15000h，故合格2. 中间轴：选用型号为6310的深沟球轴承，其基本参数如下：轴承型号dDBCrCor6310501102747.535.6对于左轴承，P11154

27、1.65N;对于右轴承，P2=8786.37N。Lh35600h15000h，故合格3. 低速轴：选用型号为6214的深沟球轴承，其基本参数如下：轴承型号dDBCrCor6214701252446.837.5对于左轴承，P15693N;对于右轴承，P2=10234N。Lh235600h15000h，故合格八.键校核1. 高速轴：带轮处选用C型键，参数如下：键型号dBbhLC8*63GB/T1096-197930658763 p=5060,键的工作长度lL-b/259mm；kh/23.5mm p40.886MPap,安全。2. 中间轴：选用A型键，参数如下：键型号dBbhL16*53GB/T10

28、96-19797055161053 p=100120,键的工作长度lL-b37mm；kh/25mm p96.59MPap,安全。3. 低速轴：齿轮处选用A型键，参数如下：键型号dBbhL22*87GB/T1096-19798091221487 p=100130,键的工作长度lL-b65mm；kh/27mm,采用双键,则有 p86.4MPap,安全。联轴器选用A型键，参数如下：键型号dBbhL20*100GB/T1096-1979651102012100 p=100130,键的工作长度lL-b80mm；kh/26mm p108.81MPap,安全。九.联轴器的选定联轴器的计算转矩：TcaKAT3

29、484Nm故选用ZL5弹性柱销齿式联轴器，其参数如下：联轴器型号dLnTZL56014240004000十.减速器的润滑v1=1.65m/s;v2=0.31m/s因为v12m/s,所以齿轮采用油润滑，选用L-AN68全损耗系统用油（GB443-1989），大齿轮浸入油中的深度约为12个齿高，且不少于10mm。对于轴承，因为v11200Z=5根F0=161.13NQ =1584.57N Z1=26Z2=146=150Kt=1.5TI=126644NmmNL1=1.102109NL2=1.967108ZNT1=0.91ZNT2=0.98H1=910MpaH2=980Mpad1=39.942mmv0

30、.7999m/sK=1.6275K=1.449mn2=14.918694d153.814mmd2301.358mmB255mmB160mmH=950 MpaFlim1=Flim2 =500MPaa=206.5mmd191mmd2322mmB291mmB196mm=30mmd=40mmFt14707NFr11773NFa11261NQ1585NSafed=50mmSafed=70mmSafe高速轴6308的深沟球轴承Safe中间轴6310的深沟球轴承Safe低速轴6214的深沟球轴承SafeC8*63Safe16*53Safe22*87采用双键Safe20*100SafeZL5十一.课程设计小结

31、经过漫长而艰辛的两个星期,终于把一个二级的减速传动方案设计完毕.从开始的一无所知到现在的清楚的认识了一个机械传动的具体的设计的过程,我觉得这两个星期过的很充实,而且感觉自己在课堂上所学的理论知识也终于派上了用场.一开学,机械设计的老师就跟我们强调了机械设计理论知识的重要性,但是我们都没有注意.知道真正接触到整个设计的过程之后,我才发觉书到用时方恨少啊,拿到那份机械设计的任务书,真的不知道从何处下手.老师早早的把试验的数据给了我们.我也很早就开始着手这个课程设计的计算部分.由于没有经验,只能靠图书馆和网上的资料来进行设计.在设计计算的过程中,出现了许多的问题,比如效率的选择,电动机的功率选择,传

32、动比的选择,这些都会影响到后边整个系统的形状和性能.而且这些计算结果,要到我们真正画图的时候才体会到数据的重要性.课程设计已经差不多告一段落,我感觉一个这样简单而经典的课程设计,对我们机械设计知识的巩固和知识的应用,起了很大的作用.在课堂上,我们只能初步的了解了机械设计的理论知识,不能体会到实际应用中所出现的特殊的情况.机械设计课程设计,也让我养成一种良好的作图习惯,更加熟悉了作图软件的应用.无论做什么设计,计算,必须严谨认真,而且要有耐心和毅力,这是我从课程设计中得到的最深的体会.身为设计人员,每一个简单的螺栓,孔,都不是随便画出来的,每一份设计都应该倾注自己的心血,认真严谨的对待它.谈点关于课程设计的建议吧.我觉得我们不应该一开始就要把全部计算出来,而是一边计算一边做草图,这样会使我们更灵活,更方便的发现问题,而且修改起来也比较方便.现在如果我们的前面一步错了,整个数据都要重新改正,非常麻烦.而且减速箱是一个简单的设计,我想可不可以让我们了解或者尝试着设计一些更复杂一点的机械结构设计,那更能提高我们的设计能力.十二.参考文献1.朱文坚、黄平：机械设计课程设计，广州：华南理工大学出版社2.机械零件设计手册，北京：冶金工业出版社3.机械零件设计手册，北京：化学工业出版社4.机械论坛5.计算机工程制图,陈锦昌主编, 广州：华南理工大学出版社24