机械设计基础之课程设计带式运输机的二级斜齿圆柱齿轮减速器.docx
名目一、设计题目2二、传动装置总体设计2三、选择电机3四、确定传动装置的总传动比和安排传动比5五、计算传动装置的运动和动力参数5六、齿轮的设计8七、轴的设计10八、高速轴大齿轮的设计23九、联轴器的选择23十、减速器机体构造尺寸如下24十一、装配图设计25十二、零件图设计27十三、其他有关数据28十四、设计小结28- 1 -一、 设计题目：带式运输机的二级斜齿圆柱齿轮减速器。1. 工作条件：有稍微振动，常常满载，空载起动，单班制工作，输送带速度容许误差为 5%，减速器小批量生产，使用寿命为五年。2. 己知条件：输送带拉力：F=3000N，滚筒直径为 D=300mm，带速度为：V=0.8m/s。二、传动装置总体设计：1. 组成：传动装置由电机、减速器、联轴器、输送带、滚筒组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。 其传动方案如下：- 2 -三、选择电机1、 计算电机所需功率P ：查机械设计课程设计书本第 100 页表 14-7：dh 滚子轴承传动效率：0.981h 七级精度齿轮传动效率：0.992h 齿式联轴器传动效率：0.993h 卷筒传动效率：0.964h =0.85求出电机至工作机之间的传动装置的总效率h ：h =h4 ´h2 ´h2 ´h1234= 0.984 ´ 0.992 ´ 0.992 ´ 0.9=0.85求出工作机所需功率PwP =1.6KWP=FvKW =3000 ´ 0.8w= 2.4KWw10001000式中：F工作机的工作阻力，N；V工作机的线速度，m/s。求出所需电动机功率：PP=wdhKW =2.40.85KW = 2.82KW=P1.88KWd2、确定电机转速：卷筒转速为：n = 60 ´1000 ´ v= 60 ´1000 ´ 0.8= 50.96r / minn = 47.77 r minp D3.14 ´ 300二级圆柱齿轮减速器传动比i = 8 40 所以电动机转速的可选范围是：n= in=840×50.96=407.682038.4 r mind可见，符合这一范围的电动机转速有：750 r min 、1000 r min 、1500 r min 三种。- 3 -依据电动机所需功率和转速查手册第 272 页表 22-1 有 3 种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案如下：方电动机型号案额定功率KW满载转速r min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质kg量1U100L2 - 4314202.22.2342U132S - 639602.02.0453U132M - 837102.02.063综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第 1 种方案比较适宜，因此选用电动机型号为U100L2 - 4 ，其主要参数如下：额满载定功 转速同步转速r min质量ADEFGHLAB率kW r min2.214201500kg34 160 28 60 8 24 100 380 205四、 确定传动装置的总传动比和安排传动比：i= 29.73m总传动比： i= n总nw1420= 50.96总= 27.86- 4 -式中： nm电动机满载转速， r min；n工作机转速， r min 。w二级传动中，总传动比 i总= i ´ i12，式中i 、i12分别为一级和二级传动机构的传动比。按二级圆柱齿轮减速器推举高速级传动比i= (1.3 1.5)i，取i=1.4 i ，得1212i =1.4i1 总=1.4 ´ 27.86 = 6.24i= 6.451ii= 总2 i1= 27.86 = 4.466.24i =4.612注： i1为高速级传动比，i2为低速级传动比。五、 计算传动装置的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速到低速依次定为 1 轴、2 轴、3 轴、4 轴h ,h ,h ,h 依次为电机与轴 1，轴 1 与轴 2，轴 2 与轴 3，轴 3 与轴011223344 之间的传动效率。1、 各轴转速：轴 1： n1n1420=mi10r min = 1420 r minn= 1420 r min1轴 2：nn=12i1= 1420 r min = 227.56 r min 6.24n= 220.16 r min22轴 3： n= n3i2= 227.56 r min = 51.02 r min 4.46n= 47.76 r min32、 各轴输入功率：p= 1.86KW1p= 1.80KW轴 1： p1= p´hd01= 2.82 ´ 0.99 = 2.79KW2p= 1.75KW轴 2： p2= p ´h1123= 2.79 ´ 0.98 ´ 0.99 = 2.71KW- 5 -轴 3： p= p ´h= 2.71´ 0.98 ´ 0.99 = 2.63KW3223轴 4： p= p ´h= 2.63 ´ 0.98 ´ 0.99 = 2.55KW43343、 各轴输入转矩：p4 = 1.70KW电动机轴输出转矩：Td= 9550 ´dpnm= 9550 ´2.821420= 18.97N · mT1 = 12.51N · m轴 1：T2.79p= 9550 ´1 = 9550 ´= 18.76N · m1轴 2：n14201p2.71T= 78.08N · m2T= 9550 ´22n2= 9550 ´ 227.56 = 113.73N · mT3 = 349.93N · m轴 3：T2.63p= 9550 ´3 = 9550 ´= 492.29N · m3n51.023T= 339.93N · m4卷筒轴输入转矩：T4= 9550 ´p4 = 9550 ´n42.5551.02 = 477.31N · mP ¢ = 1.82KW4、 各轴输出功率：12P ¢ = 1.76KW轴 1： P¢1= 0.98P1= 0.98 ´ 2.79 = 2.73KW轴 2： P ¢ = 0.98P= 0.98 ´ 2.71 = 2.66KWP ¢ = 1.72KW223轴 3： P ¢ = 0.98P= 0.98 ´ 2.63 = 2.58KWP¢ = 1.67KW334卷筒轴： P¢ = 0.98P = 0.98 ´ 2.55 = 2.50KW44¢T= 12.26N · m5、各轴的输出转矩分别为各轴的转矩乘轴承效率 0.98：12T ¢ = 75.52N · m轴 1：T ¢ = 0.98T= 0.98 ´18.76 = 18.39N · m11轴 2：T ¢ = 0.98T= 0.98 ´113.73 = 111.46N · mT ¢ = 342.93N · m223轴 3： T ¢ = 0.98T= 0.98 ´ 492.29 = 482.44N · m33¢T= 333.13N·m卷筒轴输出转矩：T ¢ = 0.98T4= 0.98´477.31= 467.76N· m44运动和动力参数计算结果如下表所示：- 6 -功率P KW轴名转矩T Nm转速r min传动比i 效率输入 输出 输入输出h电动机轴2.8218.9714201 轴2.792.7318.7618.39142010.992 轴2.712.66113.73111.46227.566.240.973 轴2.632.58492.29482.4451.024.460.97卷筒轴2.552.50477.31467.7650.9610.97六、齿轮的设计：1、高速级大小齿轮的设计：材料：高速级小齿轮选用45# 钢调质处理，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用45# 钢正火，齿面硬度为 200HBS。查课本第 166 页表 11-1 得：s=600Mpa, s=450Mpa；HFs=480MpaHs =281.25MpaF查课本第 171 页表 11-5 得：。SH=1.25, SF=1.6；故s =s/ S=600/1.25=480Mpa；HHHsSs =F = 450/1.6=281.25 MpaFF按齿面接触强度设计：7 级精度制造，查课本第 169 页表 11-3 得：=载荷系数K1.2 ，表 11-6 齿宽系数f 取 0.8；查课本第 171 页表 11-4 得弹d性系数ZE=188，区域系数 ZH取 2.5， 计算中心距：由课本第 171 页式 11-3- 7 -得：2kTu + 1ZZ2 ´1.2 ´18.76 ´ (6.24 + 1)188 ´ 2.5d³´(EH )2 = 3´ ()2= 37.24mm13FdusHd0.8´ 6.24480d ³137.24mm设Z =20， m =11Z1 =37.24/20=1.86，取 m=2。1由d= mZ =2×20=40mm, Z12= iZ1=6.24×20=124.8取 125；d= 40mm1d= mZ22= 2×125=250mmZ= 1292齿宽：b1= F dd1=0.8×40=32mm,取b1=35mm；考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮d= 258mm2相差不大，大齿轮取=35mm,小齿轮取 40mm.b =35mm1实际传动比： i =ZZ2 =125/20=6.251b2=40mmi = 6.45传动比误差：6.25-6.24/6.25×100%=0.16%验算轮齿弯曲强度：查课本第 173、174 页表 11-8、11-9 得： YF=2.93Ys=1.56按最小齿宽了b=40 计算：2kTY YY =2.93Fs=sFbm2 ZF = 2×1.2×18.76×1.56×2.93/40×2×2×201Y =1.56s=42.89Mpas =281.25MpaF所以安全。齿轮的圆周速度：s F = 42.89MpaV=p dn=(3.14×40×1420)/(60×1000)=2.97m/s60 ´ 1000V= 2.97m/s查课本第 168 页表 11-2 知选用 7 级的的精度是适宜的。2、 低级轴齿轮设计材料：低速级小齿轮选用45# 钢调质处理，齿面硬度为250HBS。低速- 8 -级大齿轮选用45# 钢正火，齿面硬度为 200HBS。查课本第 166 页表 11-1 得：sH=600Mpa, sF=450Mpa；s=600Mpa,H查课本第 171 页表 11-5 得：。SH=1.25, SF=1.6；s=450MpaF故sH =sHs/ S=600/1.25=480Mpa；Hs=480MpaHs =F FSF= 450/1.6=281.25 Mpas =281.25 MpaF按齿面接触强度设计：7 级精度制造，查课本第 169 页表 11-3 得：载荷系数K = 1.2 ，齿宽系数f 取 0.8；查课本第 171 页表 11-4 得弹性系数dZ=188，区域系数 Z取 2.5， 计算中心距：由课本第 171 页式 11-3 得：EHd64.90mm³2kTd33u + 1ZZ´(EH )2 = 32 ´1.2 ´ 78.08 ´ (4.61 + 1)188 ´ 2.5´ ()2= 64.90mm1Fus0.8 ´ 4.61480dH设dZ =253Z =25， m31= Z1 =64.90/25=2.596，取 m=3。1d= 75mm3由d= mZ =3×25=75mm, Z= iZ =4.61×25=115.25,取 116；3343Z= 1164d= mZ44= 3×116=348mmd= 348mm4齿宽： b3= F dd3=0.8×75=60mm,取b3=65mm；考虑低速级大齿轮与低速级大齿b =65mm3轮相差不大，大齿轮取b3=65mm,小齿轮取 70mm.b4=70mmi = 4.644实际传动比： i = ZZ3=116/25=4.64传动比误差：4.67-4.64/4.67×100%=0.64%验算轮齿弯曲强度：查课本第 173、174 页表 11-8、11-9 得： YF=2.93Ys=1.56按最小齿宽了b=70 计算：s F = 54.38Mpa- 9 -2kTY Ys=sF Fbm2 Z= 2×1.2×78.08×1000×1.56×2.93/80×3×3×251=54.38Mpas =281.25MpaF所以安全。齿轮的圆周速度：V= 0.86m/sV=p dn=(3.14×75×220.16)/(60×1000)=0.86m/s60 ´ 1000查课本第 169 页表 11-2 知选用 7 级的的精度是适宜的。七、 轴的设计：1、高速轴设计：1、材料：选用45 号钢调质处理。查课本第245 页表14-2 取t =35Mpa, C=110。各轴段直径确实定：依据课本第 245 页式 14-2d =28mm1d³ C 3PnmmL =62mm1式中：P轴所传递的功率，KW n轴的转速，r/min C由轴的许用切应力所确定的系数d =30mm2得： d1P³3 n1 =110311.861420=12.04mmL = 28mm2d =35mm查课程设计课本第 194 页得到电动机轴径 d=28，所以取d1=28mm；3L =35mm查课程设计课本第 145 页联接器型号结合考虑得第一段轴长为 62mm，3d =40mmL =62mm。14L =70mmd 取 35mm，查课程设计课本第 282 页结合计算得 L22= m+e+2=40mm。4d =60 mmd 取 40mm，查课程设计课第 131 页表 15-3,选用N208E 轴承,得轴承5 3- 10 -宽度为 b=18mm, 所以取d3=35mm， L3=18+17=35mm。L5=40mmd 取 45mm,由于d44要与中间轴中大齿轮相对齐，所在取d4=45 mm， L4=70mm。d =44mm6d 为小齿轮直径，所以d55=60 mm， L5为小齿轮宽度，即 L5=40mmL =3mm6d 为轴肩直径，其值要比装轴承的直径段大，所以取d66=44， L6取 3mmd =35mm7d 为装轴承和轴套段，结合d73取d =35mm， L77=17+18-3=32mmL =32mm7其中， d5为齿轮轴。F = 625.5Nt2） 、校核该轴和轴承：L=62mm，L=28mm，L=35mm，L=70mm，L=40mm，L=3mm，L =32mm7123456F= 227.68NrL = 185mmL =40mm L =35mm123作用在齿轮上的圆周力为：Ft= 2T1=2×12.51×1000/40=625.5N1F= 52.18N径向力为 F=F tg ¶=625.5×0.364=227.68N1vrtF= 175.5N求垂直面的支反力：2vdF= l2 F=(55×227.68)/(185+40)=52.18Nr1vl + l12M= 9.65N.mavF= F2vr- F =227.68-52.18=175.5N1vM ¢= 9.65N.mav求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：M= F lav2v 2=175.5×40/1000=9.65N.mF= 143.34NM ¢ = F l =52.18×185/1000=9.65 N.m1Hav1v 1F= 482.16N求水平面的支承力：2 H由F(l + l ) = Fl 得1H12t 2lNM=26.52N.F=2F =40×625.5/(185+40)=143.34aH1Hl + lt12m- 11 -F= F2 Ht- F=625.5-143.34=482.16N1HM ¢=26.52N.aH求并绘制水平面弯矩图：mM= FlaH1H 1M ¢= Fl=143.34×185/1000=26.52N.m=482.16×40/1000=26.52 N.maH2 H 2求合成弯矩图：考虑最不利的状况，把 M 2av+ M 2aH直接求得。M= 28.22N.m=()()aMM 2 + M 2= 9.65 2 + 26.52 2 =28.22N.maavaH()()M ¢ = 28.22N.maM ¢ =M ¢2 + M ¢2= 9.65 2 + 26.52 2=28.22N.maavaH求危急截面当量弯矩：最危急截面其当量弯矩为：取折合系数¶= 0.6 M= 29.02N.meM=M 2ea+ (¶T )2 =(28.22)2+ (0.6 ´12.51)2=29.02N.m计算危急截面处轴的直径：由于材料选择45# 调质，查课本第 166 页表 11-1 得sB弯曲应力s= 60MPa ，则：-1bM29.20= 650MPa ，许用d ³ 16.95 mm3d ³0.1s e-1b = 30.1´ 60= 16.95 mm由于d5> d =40mm>d，所以该轴是安全的。43） 、轴承寿命校核：轴承寿命可由式Lh= 106 ( Cft60nPf)e h进展校核，由于轴承主要承受径向载荷P的作用，所以P = F ，查课本 279 页表 16-8,9，10 取 fr= 1, f= 1.2, 取e = 3tpF =152.54N按最不利考虑，则有：r1F= 513.11Nr 2- 12 -F=F 2r11vF=F 2r 22v则+ F 21H+ F 22 H= 52.182= 175.52+ 143.342+ 482.162= 152.54N=513.11NL= 32.2 年h106 æ Cfö2106æ 1´ 35.8 ´103 ö3L =çt ÷ h =´ ç÷=32.2 年>5 年èPøh60n ç f÷p60 ´1420è 1.2 ´ 513.11 ø因此所该轴承符合要求。4） 、弯矩及轴的受力分析图如下：轴15） 、键的设计与校核:参考课程设计课本第123 页表 14-24,由于公称直径d=28mm,在 2230 范- 13 -围内，故d1轴段上承受键b ´ h ：8×7,b×h×l:承受 A 型一般键:键校核.为L =60mm,综合考虑取l =50 得14T8×7×50s = dlhs1=4×12.51×1000/28×50×(50-7)=0.83Mpa< dpp所以，所选键为： b×h×l:8×7×502、中间轴的设计：1、材料：选用45 号钢调质处理。查课本第245 页表14-2 取t =35Mpa, C=110。各轴段直径确实定：依据课本第 245 页式 14-2d³ C 3Pmmnd³ 22.16mmd =40mm式中：P轴所传递的功率，KW n轴的转速，r/min C由轴的许用切应力所确定的系数得：1L =36mm1d =42mm2P1.80L =68mm23d³2n2= 1103220.16=22.16mmd =45mm3取d =40mm ，由于d 段要装配轴承，所以查课程设计课本第134 页表 L=6mm11315-4，选用N208E 轴承，L =18+18=36mm。d =38mm14d 装配低速级小齿轮，且d > d 取d =40mm，由于d 要比齿轮孔长度少 L =30mm22122423mm ,所以取L =68mm。2d =30mm5d 段主要是定位高速级大齿轮，所以取d33=45mm， L3=6mm。L=38mm5d 装配高速级大齿轮，取d =38mm,L =30mm。444- 14 -d 段要装配轴承，所以查课程设计课本第 134 页表 15-4，选用 N208E F= 605.27N5轴承， L5t 2=18+220=38mm。校核该轴和轴承：L =36mmL =116mmL=38mm123作用在 2、3 齿轮上的圆周力：F= 2082.13Nt 3=2TF2 =2×78.08×1000/258=605.27Nt 2dF= 220.32Nr 22=2TF3t 3d=2×78.08×1000/75=2082.13NF= 757.90Nr 3径向力： Fr 23= Ftg ¶t 2=605.27×0.364=220.32NF= Ftg ¶r 3t 3=2082.13×0.364=757.90NF= 27N1v求垂直面的支反力:F= 564.58N2v- F lF=r 3 3+ F´ (lr 22+ l )3=-757.90×38+220.32×(116+38)/(36+116+38)=27N1vl + l+ l123Mavm= 0.972N.F= F+ F- F2vr 31vr 2=757.90+27-220.32=564.58NmM= -21.45N计算垂直弯矩：avn.mM= F lavm1v 1=27×36/1000=0.972N.mF= 907.01NM= F (l + l ) - F lavn1v12r 2 2=27×(36+116)/1000-220.32×116/1000=-21.45N.m1HF= 1780.39N求水平面的支承力：2 HF l+ F´ (l+ l )2082.13´ 38 + 605.27 ´ (116 + 38)F=t 3 3 1Ht 223=907.01 Nl+ l+ l36 + 116 + 38123MaHm= 32.65N.F= F+ F- F=605.27+2082.13-907.01=1780.39N2 Ht 2t 31H2)、计算、绘制水平面弯矩图：mMaHn= -512.15M= Fl =907.01×36/1000=32.65N.maHm1H 1N.mM= -F(l + l ) - Fl=-1780.39×(36+116)/1000-2082.13×M= 32.66N.maHn2 H12t 3 2am- 15 -116/1000=-512.15N.mM求合成弯矩图，按最不利状况考虑：anm= 512.60N.M=M 2+ M 2= 0.9722+ 32.652=32.66N.mamavmaHmM=M 2+ M 2=(-21.45)2 + (-512.15)2 =512.60N.manavnaHn求危急截面当量弯矩：最危急截面当量弯矩为：取折合系数¶= 0.6 M = 57.11N.meM ¢ = 514.74N.meM=M 2eam+ (¶T )2= 32.662+ (0.6 ´ 78.08)2=57.11N.mM ¢ =M 2 + (¶T )2 = 512.602 + (0.6 ´ 78.08)2 =514.74N.mean计算危急截面处轴的直径：由于材料选择45# 调质，查课本第 166 页表 11-1 得sB弯曲应力s= 60MPa ，则：-1b= 650MPa ，许用d ³ 40.62 mmM ¢3d ³0.1s e-1b = 3514.74 ´10000.1´ 60= 40.62 mm由于d=42mm>d，所以该轴是安全的。23、轴承寿命校核：轴承寿命可由式Lh= 106 ( Cft60nPf)e h进展校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P = FrP，查课本 279 页表 16-8,9，10 取 ft= 1, fp= 1.1 取e = 3Fr1= 1512.68N按最不利考虑，则有：F= 3949.89Nr 2F=F 2 + F 2+ F= 272+ 907.012+605.27=1512.68Nr11v1Ht 2F=F 2 + F 2+ F =564.582+ 1780.392+2082.13=3949.89Nr 22v2 Ht 3则L= 14.5 年h- 16 -106æ Cfö2106æ 1´ 35.8 ´103 ö3L=çt ÷ h =´ ç÷=14.5 年èPøh60n ç f÷p60 ´ 220.16è 1.1´ 3949.89 ø轴承使用寿命在 5 年范围内，所以该轴承符合要求。4、弯矩及轴的受力分析图如下：5、键的设计与校核：dd =2= 45,T= 470.3N.m42参考课程设计课本第123 页表14-24,由于公称直径 d=42mm,在 38344 范围内，故d 、d24用A 型一般键:轴段上承受键b ´ h ：12×8, 采键校核:依据挤压强度条件，由于L2=70mm,综合考虑取l =60mm 得s = 12.39Mpa=4Ts2 =4×78.08×1000/42×60×10=12.39Mpa< db×h×l:dlhp- 17 -所以，所选键为： b×h×l:12×8×60由于L =30mm,综合考虑取l =25mm 得412×8×60s =32.87Mpas = 4T2 =4×78.08×1000/38×25×10= 32.87Mpa< ddlhpb×h×l:所以所选键为: b×h×l:10×8×253、从动轴的设计：1、确定各轴段直径各轴段直径确实定：依据课本第 245 页式 14-2d³ C 3Pmmn式中：P轴所传递的功率，KW
