机械设计课程设计-二级展开式圆柱齿轮减速器设计F=2.5KN,V=1.8ms,D=250mm（全套图纸）.doc

机械设计课程设计全套图纸加153893706题目： 带式运输机传动装置设计F=2.5KN,V=1.8m/s,D=250mm目录一.设计题目3二. 电动机设计步骤3三电动机的选择4四.计算传动装置的总传动比并分配传动比6五. 高速级齿轮的设计7六. 低速级齿轮的设计13七.齿轮传动参数表19八.轴的结构设计19十.联轴器的选择32十一.减速器附件的选择32十二.减速器润滑方式、密封形式36十三.设计小结37十四.参考文献38一.设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下） 工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期限8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5% 。 原始数据：F=2.5KN,V=1.8m/s,D=250mm数据编号6运送带工作拉力F/N2500运输带工作速度v/(m/s)1.8卷筒直径D/mm250二. 电动机设计步骤1. 传动装置总体设计方案本组设计数据：第六组数据：运送带工作拉力F/N 2500 。运输带工作速度v/(m/s) 1.8 , 卷筒直径D/mm 250 。1.外传动机构为联轴器传动。2.减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。3.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，电压380V。2.确定电动机效率Pw 按下试计算 试中Fw=2500N V=1.8m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 代入上试得 电动机的输出功率功率 按下式 式中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率,由试 由表2-4滚动轴承效率=0.99：联轴器传动效率= 0.99：齿轮传动效率=0.98（7级精度一般齿轮传动）则=0.91所以电动机所需工作功率为 因载荷平稳，电动机核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按Y系列电动机数据，选电动机的额定功率Pw为5.5kw。3.确定电动机转速按表推荐的传动比合理范围，两级展开式圆柱齿轮减速器传动比,工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有1500。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用Y系列电动机Y132S-4,其满载转速为1440r/min,电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等查表得：机座中心高132，短机座，4极电动机。四.计算传动装置的总传动比并分配传动比1.总传动比为 2.分配传动比 得，3. 计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 4.各轴的输入功率 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 5.各轴的输入转矩I轴 II轴 III轴 工作轴 电动机轴将上述计算结果汇总与下表，以备查用。项目电动机轴轴轴工作轴转速（r/min36114.87114.87功率P（kw）5.35.2475.094.944.84转矩T（Nm）35.1534.80138.74410.70402.39传动比i14.113.051效率0.990.970.970.99五. 高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS。4.选小齿轮齿数，则大齿轮齿数 ，取1). 按齿轮面接触强度设计1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2. 按齿面接触疲劳强度设计，即 1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数。2.计算小齿轮传递的转矩 3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数。4.由机械设计表查得材料的弹性影响系数。5.由机械设计按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6.计算应力循环次数7.由机械设计图取接触疲劳寿命系数；。8.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=12.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2.圆周速度 齿宽b 计算齿宽与齿高之比b/h模数 齿高 3.计算载荷系数查表得使用系数=1.0;根据、由图10-8得动载系数 直齿轮；由表查的使用系数，查表用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置，由b/h=10.668 由图得故载荷系数 4.校正分度圆直径由5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数 2.按齿根弯曲强度设计，公式为1.确定公式内的各参数值1.由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，3.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数,得4.计算载荷系数K5.查取齿形系数、和应力修正系数、由机械设计表查得；6.计算大、小齿轮的并加以比较； 大齿轮大7.设计计算 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.529并就进圆整为标准值=2mm 接触强度算得的分度圆直径=62.26mm，算出小齿轮齿数，大齿轮 这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径、 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 取，。3.轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径47mm ， 轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 ， 轮缘厚度 板厚度 ， 腹板中心孔直径 腹板孔直径， 齿轮倒角 取六. 低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS。4.选小齿轮齿数，则大齿轮齿数 ，取2). 按齿轮面接触强度设计 1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计，即 1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数。2.计算小齿轮传递的转矩 3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数。4.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。5.由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6.计算应力循环次数 7.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数；。8.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=12.设计计算1. 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2.计算圆周速度。计算齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h3.计算载荷系数 查表10-2得使用系数=1.0;根据、由图10-8得动载系数 直齿轮；由表查的使用系数，查表用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置，由b/h=10.67 由图10-13得故载荷系数 。 4.校正分度圆直径5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数 2.按齿根弯曲强度设计，公式为 1.确定公式内的各参数值1.由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2.由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，3.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数,得4.计算载荷系数K5.查取齿形系数、和应力修正系数、由机械设计表查得；6.计算大、小齿轮的并加以比较； 大齿轮大7.设计计算 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.173并就进圆整为标准值=3mm 接触强度算得的分度圆直径=139.19mm，算出小齿轮齿数，大齿轮 取这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径、 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 取，。3.轮的结构设计 大齿轮采用实心打孔式结构,大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径58mm 轮毂长度 与齿宽相等,轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 取轮缘厚度 腹板厚度 腹板中心孔直径 腹板孔直径齿轮倒角 取七.齿轮传动参数表名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm160279传动比i4.113.05模数mmm23压力角2020齿数Z3212846140分度圆直径dmm64256138420齿顶圆直径damm6813252146齿根圆直径dfmm59251130.5412.5齿宽bmm7062138130旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS280240280240八.轴的结构设计1.初选轴的最小直径选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。 1轴 ，取d1=352轴 ，取d2=353轴 ,取d3=402.初选轴承1轴选轴承为60082轴选轴承为60083轴选轴承为6010各轴承参数见下表：轴承代号基本尺寸/mmdDB600840681560105080163.确定轴上零件的位置和固定方式1轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用深沟球轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。2轴：高速级采用实心齿轮，采用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，低速级用自由锻造齿轮，自由锻造齿轮上端用轴肩固定，下端用套筒固定，使用深沟球轴承承载。3轴：采用自由锻造齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用深沟球轴承承载，下端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。（1）高速轴的设计高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩T（）14405.234.8 查机械设计手册选lx2型弹性柱销式联轴器。所以其配合长度为60mm，取与联轴器配合的长度为58mm， 由于联轴器需要轴向定位，所以在6处应该起一个轴肩，所以，考虑到端盖以及轴承拆装的要求，取。高速轴采用6008型深沟球轴承，所以采用基轴制，取综合中速轴的齿轮和轴承的位置，取。齿轮轴处的宽度。同样由于轴承的内径的原因，取，。配图：（2）中间轴的设计中速轴上的功率、转速和转矩转速（） 功率（）转矩T（）350.365.09138.74所受转矩 由于轴承端盖, ，2-3段需要与轴承配合，取，考虑到润滑以及安装问题，取,3-4段需要与齿轮配合，同时轴径应该比2-3段的稍大，根据情况取该轴颈的长度应该比齿轮的宽度稍段2-4mm，取。齿轮右侧需要定位，所以应该有定位轴肩，在此处做成一个轴环，所以可以确定，。轴环右侧的轴颈的长度应该小于齿轮的宽度，所以取该轴颈的长度为138,mm，其直径与左侧的轴颈的直径相同，取45mm。，。6-7段需要与6008型轴承配合，所以其直径为40mm，取其长度为20mm。，。配图：（3）低速轴的设计(1) 低速轴上的功率、转速和转矩转速（）低速轴功率（）转矩T（）114.874.94410.70所受转矩 选用gy6型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为84mm，其配合长度为82mm。所以其1-2段长为82mm，其直径为40mm，。2-3段轴颈需要与6010型轴承配合，所以其直径为50mm，。在4的右侧做一个轴环，对齿轮进行定位，。3-4做成阶梯轴 ，5-6段需要和齿轮配合，。6-7段需要与6010型轴承配合，其直径为50mm，便于安装和定位。配图：（4）对于中速轴的校核与计算对该轴进行受力的计算受力图：计算：根据V面内的力与力矩的平衡列方程 解得 解得在H面内列力和力矩的平衡方程如下 解得 解得由此得合弯矩弯矩图弯矩表荷载水平面H垂直面V支反力F总弯矩扭矩TT=138740危险截面为右侧齿轮截面按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩和扭矩的截面强度。扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。精确校核轴的疲劳强度由弯矩和扭矩图可以看出齿轮3中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是2齿轮所受的应力很小，所以不需要校核。只需要校核3齿轮就好。3齿轮的5截面处应力比较大，但是不存在扭矩，4截面处存在扭矩。校核5截面右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面弯矩 截面上的扭矩= 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得 由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为 有效应力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，按照式3-12和3-12a得综合系数为取碳钢的特性系数为 计算安全系数值，由式15-6 和式15-7以及式15-8可得故可知其安全。校核5截面的左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面弯矩 截面上的扭矩= 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力采用插值法 故可知其安全。中速轴中有2个齿轮，轴承的承受的载荷比较大，初步选择的轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6008型。对于高速轴，承受的载荷不是很大，可以同样选用6008型深沟球轴承。 对于低速轴来说，轴承承受的载荷要大，经过比较，选用6010型深沟球轴承。下面对中速轴的深沟球轴承进行校核6008型深沟球轴承的校核 电动机取C=验证轴承的寿命所以所选的轴承符合要求同样对其他轴承校核，符合要求。4.各轴段长度和直径数据见下图九.键联接选择及校核1.键类型的选择选择45号钢，其许用挤压应力=1501轴右端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为35mm，轴段长58mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=8mm,h=7mm,L=45mm2轴轴段长为138mm，轴径为45mm，所以选择平头普通平键（A型）键b=12mm,h=8mm,L=63mm轴段长为62mm，轴径为45mm，所以选择平头普通平键（A型）键b=12mm,h=8mm,L=35mm3轴轴段长为130mm，轴径为58mm，所以选择圆头普通平键（A型）键b=14mm,h=9mm,L=58mm左端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为40mm，轴段长82mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=10mm,h=8mm,L=69mm2.键类型的校核1轴T=34.80N.m ，则强度足够， 合格2轴T=138.74N.m ， 则强度足够， 合格3轴T=410.70N.m ，则强度足够， 合格,均在许用范围内。十.联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器1.减速器进口端 选用LX2型（GB/T 5014-2003）弹性套柱销联轴器，采用J型轴孔，A型键，轴孔直径选d=35mm,轴孔长度为L=58mm2.减速器的出口端 选用GY6型（GB/T 5843-2003）弹性套柱销联轴器，采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径选d=40mm,轴孔长度为L=82mm十一.减速器附件的选择1.箱体设计名称符号参数设计原则箱体壁厚100.025a+3 =8箱盖壁厚180.02a+3 =8凸缘厚度箱座b151.5箱盖b1121.51底座b2252.5箱座肋厚m80.85地脚螺钉型号dfM160.036a+12数目n4轴承旁联接螺栓直径d1M120.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M12（0.5-0.6）df连接螺栓的间距l160150200轴承盖螺钉直径d38（0.4-0.5）df观察孔盖螺钉d46（0.3-0.4）df定位销直径d9.6（0.7-0.8）d2d1,d2至外箱壁距离C122C1=C1mind2至凸缘边缘距离C216C2=C2mindf至外箱壁距离C326df至凸缘边缘距离C424箱体外壁至轴承盖座端面的距离l153C1+ C2+(510)轴承端盖外径D2101 101 106轴承旁连接螺栓距离S115 140 139注释：a取高速级中心距，a160mm2.附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。名称规格或参数作用窥视孔视孔盖130100为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235通气器通气螺塞M101减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（M8）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200定位销M938为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指示器油标尺M16检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用2型 油塞M201.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235起盖螺钉M1242为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起