同轴式二级圆柱齿轮减速器设计[F=600，V=0.95，R=340]【全套CAD图纸+word说明书】
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机械设计课程设计 姓 名： 班 级： 指导教师： 成 绩： 目 录1. 设计目的（3）2. 设计方案（3）3.传动装置的总体设计（4） 3.1 电机选择（4） 3.2 传动装置的总传动比及分配（5） 3.3传动装置各轴的运动机动力参数（6）4. 传动件的设计（7） 4.1 V带的设计（7） 4.2 齿轮的设计（9） 5.轴及轴上零件的设计（10） 5.1 高速轴及轴上零件的设计、校核（10） 5.2 中速轴及轴上零件的设计、校核（17） 5.3 低速轴及轴上零件的设计、校核（24）6. 箱体结构的设计（29）7. 润滑设计（30）8. 密封类型的设计（31）9. 其他附件的设计（31）10. 参考文献（32）11. 实验心得（33）一、设计目的： 带式运输机传动系统中的二级圆柱齿轮减速器 1）工作条件要求减速器沿输送带运动方向具有最小尺寸，单向运转，有轻微振动，两班制工作，使用期限10年。2）原始数据已知条件E1传送带从动轴所需扭矩T（N*m）600输送带速度v（m/s）0.95鼓轮直径D(mm)3403）设计工作量（1）设计说明书（2）减速器装配图（3）轴零件图2、 设计方案：三、传动装置的总体设计 3.1 电动机的选择设计内容计算及说明结 果1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其机构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V2、选择电动机的容量工作机的有效功率为：从电机到工作机输送带间的总效率为：式中，分别为联轴器，轴承，齿轮传动，卷筒和带的传动效率，有机械课程设计表9.1可知=0.99，=0.98，=0.96，=0.96，=0.96=0.776所以电动机所需的工作功率为：=0.7763、确定电动机的转速按表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比=840,而工作机卷轴筒的转速为：所以电动机的可选范围为： 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量和价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定使用同步转速为1500r/min的电动机 根据电动机的类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机的型号为Y132S-4，其主要性能如下表所示:电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)Y132S-45.514402.22.2 3.2 计算传动装置的总传动比并分配传动比设计内容计算及说明结 果1、总传动比 2、分配传动比考虑润滑的条件，为使两级大齿轮相近，取 =2 ,故： =2 3.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数设计内容计算及说明结 果1、各轴的转数轴 轴 轴 r/min卷筒轴 2、各轴的输出功率轴kw轴kw轴kw卷筒轴kwkwkw kw kw3、各轴的输出转矩故轴轴轴卷筒轴四、传动件的设计 4.1 减速器外传动部件V带的设计设计内容计算及说明结 果1、带的型号和根数的确定额定功率P=4.32 KW 取ka=1.1Pc=kap=4.752kw 根据功率pc和小带轮转速n1=1440r/min按机械设计基础13-15和13-16的推荐，及选择：普通V带Z型 普通V带V带Z型2、主要参数的选择查表13-9得dmin=50mm 取小轮基准直径d1=71mm大轮基准直径d2= mm带速 m/s初步确定中心距ao,即 0.7（d1+d2）ao2（d1+d2） 147 ao420 取ao=300基准长度mm查表得Ld=1000mm实际中心距amm考虑到传动的安装、调整和V带张紧的需要，中心距的变动范围为:221mm257mm小包角 1200即满足条件V带根数查表得 Ka=0.98 kl=1.06 p0=3.3kw p=0.03kw初拉力 N作用在带轮轴上的压力Fq Nd1=71mmd2=142mm5.2m/s=934mmLd=1000mm=333mm=1680Z=6=62.36N=744.2 N 4.2 减速器内传动部件的设计 4.2齿轮设计设计内容计算及说明结 果1、选择材料、热处理方法及公差等级（1）选用直齿齿轮（2）大小齿轮均为锻钢，小齿轮材料为45钢（调质），硬度为250HBS 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS。（3） 选用的精度等级为8级45钢小齿轮调质处理大齿轮调质处理8级精度2、计算传 动的主要尺寸2、计算传 动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行计算，其设计公式为：1）选择材料及确定许用应力小齿轮 45钢，硬度为250HBS,，大齿轮 45钢硬度,220HBS,，取SF=1.25 SH=1.1 ZH=2.5 ZE=189.8MpaMpa2）按齿面接触强度设计齿轮按8级精度取载荷系数K=1.5，齿宽系数小齿轮传递转矩 =34.77mm齿数取Z1=20,则Z2=3.67*20=74故实际传动比 i=81/20=4.05模数 mm按表4-1取m=2,实际的 mm mm中心距 mm3) 验算齿轮弯曲强度:查图11-8得齿形系数YFa1=2.36 YFa2=2.28Ysa1=1.68 Ysa2=1.77故是安全的4）齿轮的圆周速度 m/s对照11-2可知选用8级精度是合适的Z1=20Z2=74b2=45mm b1=40mmm=2.5mm=mm94mm1.5072m/s五、轴及轴上零件的设计计算 5.1高速轴的设计与计算设计内容计算及说明结 果1、已知条件 高速轴传递的功率p1= 4.064kw，转速n1=720r/min，小齿轮分度圆直径d1=40mm，齿轮宽度b1=45 mm2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调制处理45钢，调制处理3、初算轴径 才由教材表14-2查得C=118107，考虑到轴端既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110，则：轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该增大5%，轴端最细处的直径：d117.8mm+17.8*0.05mm=18.69 mmdmin=20mm4、结构设计轴的结构如图所示1） 带轮及轴段I的设计: dmin=20mm 电动机小轮的轴径为28mm，故大轮应不小于28mm取d=28mm V 带与轴配合长度L=70mm 为了保证轴承挡圈只压在V带轮上不压在轴的端面上，故轴段I的长度略短取LI=682）轴段II的设计： II段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=7.2mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与II段右端的距离为20mm。故取LII=34，因其右端面需制出一轴肩故取dII=32mm。3） 轴承与轴段III和轴段VI的设计： 考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周向力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。轴段III安装轴承，其直径应即便于轴承安装，又符合轴承内径系列，现暂取轴承为30207，由此查表得d=35mm,外径D=72mm，宽度B=17mm,T=18.25mm,故dIII=30mm LIII=17+17=34mm。 通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则dVI=30mm.5) 齿轮及轴段IV的设计： 该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dv应略小于dIV， 可初定dv=40mm，齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=45,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取Lv=43mm.4） 轴段IV的设计： 齿轮左端采用轴间定位，定位轴间的高度： h=(0.060.1)dV=1.963.2=3mm轴间直径dIV=44mm,LIV=1=10mm6) 轴段VI的设计： dVI=30mm,LVI=17mmdI=28mmLI=68mmdII=32mmLII=34mmdIII=35mmLIII=34mmdIV=40mmLIV=43mmdv=44mmLv=10mmdVI=35mmLVI=17mm5、键连接轴上零件的周向定位：小齿轮做成齿轮轴的形式带轮与轴之间的定位均采用A型平键连接。查表得：V带选用的键尺寸为b*h*l=6*6*64A型平键连接V带b*h*l=6*6*646、倒角如图所示，轴的两端倒角C1.5，其余图示。两端倒角C1.5其余图示7、轴的受力分析画轴的受力分析图，轴的受力分析分析图如图所示： 已知：作用在齿轮上的圆周力径向力法相力齿轮的分度圆直径d=50mm作用在轴左端的外力F=744.2 N1) 求垂直面的支撑反力：2) 水平面的支撑反力： 3） F在支撑点产生的反力： 外力F作用方向与带传动的布置有关，在具体位置尚未确定前，可按最不利的情况考虑，见（7）的计算4） 绘垂直面的弯矩图： 5) 绘水平面的弯矩图： 6) F产生的弯矩图： a-a截面F力产生的弯矩为： 7) 求合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把与直接相加MA=+MAF= +41.1=70.1 N.mMA=+MAF= +41.1=62.57 N.m8) 求轴传递的转矩： N.mm9) 求危险截面的当量转矩 如图所示，a-a截面最危险，其当量转矩为：如认为轴的扭切应力是脉动循环应变力，取折合系数a=0.6，带入上式可得：10） 计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调质处理，由表14-1查得B=650Mp,由表 14-3查得-1b=60Mpa,则：考虑到键槽对轴的消弱，将d值加大5%，故：d=22.8*1.05=24mm32mm满足条件MA=70.1N.mMA=62.57N.m23.58N.m8、强度的校核因a-a处剖面左侧弯矩大，同时作用有转矩，且有键槽，故a-a左侧为危险截面其弯曲截面系数为：抗扭截面系数为：弯曲应力为：扭切应力为：按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6则当量应力为：由表查得45钢调质处理抗拉强度极限=640Mpa，则由表查得轴的许用弯曲应力-1b=60Mpa,-1b,强度满足要求。9、键连接强度的校核V带处键连接的挤压应力为：取轴、键的材料都是钢，查表得p= 6090Mpa,Fd1即：Fa1=Fae+Fd2=1024.6NFa2=Fd2=522.3N(2) 计算当量动载荷P 即(3)校核轴承寿命查表得：fT=1.0 fp=1.1即满足使用寿命要求满足使用寿命要求 5.2 中轴的设计与计算设计内容计算及说明结 果1、已知条件 中间齿轮的功率为1.649kw，转速n2=174.88r/min,大齿轮的分度圆直径d1=202.5mm,大齿轮的分度圆直径d2=50mm2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理材料45钢调质处理3、初选轴径由教材表14-2查得C=118107，考虑到轴端既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110，则：轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该增大5%，轴端最细处的直径：d122.5*1.05mm=23.6 mm23.6 mm4、结构设计轴的结构如图所示（1）轴段I和轴段V的设计： 考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周向力和，故选用圆锥滚子轴承，轴段I和轴段VI安装轴承，其直径应便于安装，有复合轴承内径系列，现暂取轴承30206查表得：d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,T=17.25mm，故取dI=dv=30mm LI=32mm LV=32mm(2) 大齿轮及轴段II的设计：该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dv应略小于dII， 可初定dII=40mm，齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=40,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取LII=38mm.（3）轴段III的设计：考虑到高低速轴的配合及大小齿轮的定位取dIII=46mm LIII=32+17+6=55mm(4) 小齿轮及轴段IV设计： 该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dv应略小于dIV， 可初定dIv=40mm，齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=45,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取LIv=43mm.dI=dv=30mm LI=32mm LV=32mmdII=40mmLII=38mmdIII=46mmLIII=55mmdIv=40mmLIv=43mm5、键连接轴上零件的周向定位： 齿轮，带轮与轴之间的定位均采用A型平键连接。查表得：大齿均选用的键尺寸为b*h*l=10*8*38小齿均选用的键尺寸为b*h*l=10*8*43A型平键连接大齿均b*h*l=10*8*38小齿均b*h*l=10*8*406、倒角两端倒角为：1.2*450 其余见图两端倒角为：1.2*4507、轴的受力分析已知：作用在齿轮上的大齿轮：圆周力径向力法相力小齿轮：圆周力径向力法相力(1) 画轴的受力分析图，轴的受力分析图如下图所示：(2)求支撑反力：水平面上：垂直面上：轴承1的总反力为：（3） 画弯矩图： 在水平面上：a-a剖面左侧为：a-a剖面右侧为：b-b剖面右侧为：b-b剖面左侧为：垂直面上：合成弯矩图：大齿轮：小齿轮：=8、校核轴的强度因b-b右侧弯矩大，同时有转矩。故b-b左侧为其危险剖面其弯矩系数：弯曲应力：扭切应力：按弯曲合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6，则当量应力为：由表查得45钢调质处理抗拉强度极限=640Mpa，则由表查得轴的许用弯曲应力-1b=60Mpa,-1b,强度满足要求。轴的强度满足要求9、校核键连接强度齿轮处键连接的挤压应力为：取轴、键的材料都是钢，查表得p= 6090Mpa,Fd1即：Fa1=Fae+Fd2=4532.45NFa2=Fd2=1644.25N(3) 计算当量动载荷P1和P2 即(3)校核轴承寿命因P2P1故只需校核轴承1查表得：fT=1.0 fp=1.1即满足使用寿命要求轴承寿命满足要求5.3低速轴的设计与计算设计内容计算及说明结 果1、已知条件 中间齿轮的功率为3.597kw，转速n3=53.45r/min,齿轮的分度圆直径d1=148mm2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理材料45钢调质处理3、初选轴径由教材表14-2查得C=118107，考虑到轴端既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110，则：轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该增大5%，轴端最细处的直径：d144.74*1.05mm=46.97mm48mm4、结构设计低速轴轴的结构如图所示：(1)联轴器及轴段VI的设计： 轴段VI安装联轴器此段设计应与联轴器的选择同步选择，为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器查表得ka=1.3，则计算转矩查表得：LX2型联轴器满足要求，工称转矩Tn=560n.m，需用转速n=4300r/min,轴孔范围2035由于d21.9,取dVI=30mm。轴孔长度60mm，J型轴孔，A型键，为了保证轴段挡圈只在半联轴器上，故LVI略短，取LVI=58mm（2） 轴承及轴段I和轴段IV的设计：考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周向力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。轴段I和IV安装轴承，其直径应即便于轴承安装，又符合轴承内径系列，现暂取轴承为30207，由此查表得d=35mm,外径D=72mm，宽度B=17mm,T=18.25mm,故dI=dIV=35mm LI=17mmLIV=17+17=34mm(3) 齿轮及轴段III的设计：该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dIII应略小于dII， 可初定dIII=40mm，齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=30,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取LIII=28mm.(4) 轴段II的设计：h=(0.07-0.1)d=2.8-4 取dII=42mm,L=10mm(5) 轴段V的设计：轴承端盖的总长度为30（由减速器及轴承端盖结构设计而定）。根据轴承端盖便于拆装，取轴承端面与联轴器的距离L=30mm故LV=60mm ,dV=33mmdVI=30mmLVI=58mmdI=dIV=35mmLI=17mmLIV=34mmdIII=40mmLIII=38mmdII=42mmL=10mmLV=60mm dV=33mm5、键连接轴上零件的周向定位： 齿轮，联轴器与轴之间的定位均采用A型平键连接。查表得：齿轮选用的键尺寸为b*h*l=12*12*42联轴器选用键尺寸为b*h*l=12*12*54A型平键连接齿轮b*h*l=12*12*42联轴器b*h*l=12*12*546、倒角两端倒角为：1.2*450 其余见图两端倒角为：1.2*4507、轴的受力分析已知：作用在齿轮上的齿轮：圆周力径向力法相力(2) 画轴的受力分析图，轴的受力分析图如下图所示：(2)求支撑反力：水平面上：垂直面上：轴承的总反力为：（4） 画弯矩图： 在水平面上：a-a剖面左侧为：a-a剖面右侧为：垂直面上：合成弯矩图：齿轮：=8、校核轴的强度因b-b左侧弯矩大，同时有转矩。故b-b左侧为其危险剖面其弯矩系数：弯曲应力：扭切应力：按弯曲合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6，则当量应力为：由表查得45钢调质处理抗拉强度极限=640Mpa，则由表查得轴的许用弯曲应力-1b=60Mpa,-1b,强度满足要求。轴的强度满足要求9、校核键连接强度齿轮处键连接的挤压应力为：取轴、键的材料都是钢，查表得p= 6090Mpa,Fd1即：Fa1=Fae+Fd2=4210.5NFa2=Fd2=590N(4) 计算当量动载荷P 即(3)校核轴承寿命查表得：fT=1.0 fp=1.1即满足使用寿命要求轴承寿命满足要求11、联轴器的选择轴段VI安装联轴器此段设计应与联轴器的选择同步选择，为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器查表得ka=1.3，则计算转矩查表得：LX2型联轴器满足要求LX2型联轴器六、箱体结构的设计两级同轴式圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸如下表：名称公式数值（mm）箱座壁厚=0.025a+388箱盖壁厚1=0.02a+388箱体凸缘厚度箱座b=1.512箱盖b1=1.512箱座底b2=2.520加强肋厚箱座m0.857箱盖m10.857地脚螺钉直径和数目df=0.036a+12M20 n=4轴承旁连接螺栓直径d1=0.72 dfM16箱盖和箱座连接螺栓直径d2=0.6 dfM10轴承盖螺钉直径和数目高速轴d3 =0.4-0.5 dfM8n=6中间轴M8低速轴M8轴承盖外径D2高速轴D2=D+5d3112中间轴102低速轴112观察孔盖螺钉直径d4=0.4 dfM8df、d1、d2至箱外壁距离dfC126d118d216df、d1、d2至凸缘边缘的距离dfC224d116d214大齿轮齿顶圆与内壁距离1 1.210齿轮端面与内壁距离2 10外壁至轴承座端面的距离
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