机械设计课程设计-二级圆柱齿轮减速器（F=9V=0.35D=280）【全套图纸】.doc

华南农业大学机械设计课程设计全套图纸，加153893706设计： 指导老师： 班级：05机化2学号：录目第一部分：题目及已知参数2第二部分：传动方案的总体设计2一、基本参数的确定2二、电动机的选择3三、确定传动比3四、传动装置的动力参数和动力参数3第三部分：传动零件的设计计算一、 齿轮的设计计算4二、 输入轴、中间轴、轴承及联轴器的设计计算11三、 链条及链轮的设计计算20四、输出轴的设计计算22第四部分：减速箱箱体结构设计25第五部分：润滑与密封26第六部分：设计总结26第七部分：参考文献26第一部分：题目及已知参数传动方案：带式输送机传动装置设计参数：传动方案输送带的牵引力 F(KN)输送带的速度 V(m/s)提升机鼓轮的直径D(mm)290.352801、输送带鼓轮 2、传动链 3、减速器 4、联轴器 5、电动机二、传动装置的总体设计1、基本参数的确定输送带鼓轮的传动效率：w=0.97圆柱齿轮传动（7级精度）：齿=0.99链传动（滚子链）：链=0.96联轴器（弹性元件联轴器）：联=0.99滚动轴承（滚子轴承）：轴=0.98链传动比：i链24两级圆柱齿轮：i830i齿=ihil（830）ih（1.21.3）iii链（16120）联轴4齿2链0.8592、电机的选择1)、类型：Y系列三相鼠笼型异步电动机2)、工作机最小功率：PW=3.257kw电动机功率：=3.791kw 3)、电动机转速：n（i1i2i3iin）nw 所以： 即：由上述数据可知，选取电动机如下：型号额定功率（km）满载转速（r/min）起动/额定转矩最大/额定转矩电动机伸出直径（mm）电动机伸出端安装长度（mm）电动机中心高度（mm）电动机外形尺寸（长宽高mm）同步转速1500（rmin1）Y112M4414402.22.228j6601124002452653、确定传动比i=ihili链 60.28 （nm为电动机转速）取i60，ih5，ilih/1.254，i链34、传动装置的动力参数和动力参数1）一级传动轴转速n11440(r/min)二级传动轴转速n2n1/ih342.86(r/min)三级传动轴转速n3n2/il97.96（r/min）鼓轮转速n4n3/i链23.89（r/min）2）一级传动轴输入功率P1Pd联轴3.678kw二级传动轴输入功率P2P1齿轴3.568kw三级传动轴输入功率P3P2齿轴3.498kw链轮输入功率P4P3链3.323kw工作机输出功率P5P4轴3.257kw3)由公式得：一级传动轴输入转矩T124.392Nm二级传动轴输入转矩T2118.314Nm三级传动轴输入转矩T3463.971Nm链轮输入转矩T41322.277Nm第三部分：传动零件的设计计算一、齿轮的设计计算高速级齿轮的设计计算1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料、及齿数1)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。2)材料选择。由表101选择小齿轮材料为40Cr，调质处理硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。3）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2524120。2、按齿面接触强度设计按公式试算，即：（1）确定公式内的各计算数值 1)试选Kt1.6 2)由图1030选取区域系数ZH2.433。 3)由表107选取齿宽系数d1 4)由表查得，则5)1021d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。6）由图1019取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9,KHN2=0.95。7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1,得：8）许用接触应力（2）、计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得：35.5892)计算圆周速度。3)计算齿宽b及模数mnt。=35.589mmmnt=mmh=2.25mnt=3.237mm10.994mm4)计算纵向重合度。1.9035)计算载荷系数。已知使用系数KA=1，根据v=，7级精度，由图108动载荷系数KV=1.09：由表104查得KH1.41；由图1013查得KF1.35；由表103查得KHKF1.1。故载荷系数为：6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得：7)计算模数3、按齿跟弯曲强度设计（1）确定计算参数1)计算载荷系数。2)根据纵向重合度1.903，从图1028查得螺旋角影响系数。3)由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限;4)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数;。5）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得:6)计算大、小齿轮的，当量齿数:,根据当量齿数查表105得，2.592，1.596；2.155，1.815大齿轮的数值大。（2）设计计算mm1.14mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，仅于齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数1.14mm并就近圆整为标准值mn1.25mm，接触强度算得的分度圆直径d136.244mm，算得的小齿轮齿数取z128，则z25281404、几何尺寸计算（1）计算中心距108.21mm将中心距圆整为108mm。（2）按圆整之后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数，等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取B2=38mm，B1=40mm。低速级齿轮的设计计算1、 选定齿轮的类型、精度等级、材料和齿数1） 选用直齿圆柱齿轮传动。2） 选用7级精度。3） 材料选择。选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS,二者硬度差为40HBS。选小齿轮的齿数z124，大齿轮齿数z242496。2、 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即（1）确定公式内个计算数值1） 试选载荷系数Kt1.3。2） 由表107选取齿宽系数，由表106查得材料的谈定影响系数3） 1021d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。4） 计算应力循环次数。5） KHN1=0.93,KHN2=0.966）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1,得：（2）计算1）试算分度圆直径2）计算圆周速率v。3） 计算齿宽b。167.695mm67.695mm4） 计算齿宽与齿高之比。模数 齿高 h2.25mt2.252.8216.3475） 计算载荷系数根据，7级精度，由图108查得动载荷系数KV=1.05直齿轮，由表102查的使用系数KA=1；由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.423。由，1.423查图1013得1.35；故载荷系数6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得：7） 计算模数m。3、 按齿跟弯曲强度计算弯曲强度的设计公式为：（1）确定公式内的个计算数值1）由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限;2）由图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S1.4，得：4） 计算载荷系数K。5） 查取齿形系数。由表105查得2.65，1.58；2.192，1.7866） 计算大、小齿轮的大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，仅于齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数2.13mm并就近圆整为标准值m2.5mm，接触强度算得的分度圆直径d170.908mm，算得的小齿轮齿数大轮齿数4、 几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径（2） 计算中心距（3） 计算齿轮宽度取B175mm，B270mm。二、轴的设计计算1、轴的设计计算（1）齿轮的受力分析圆周力：径向力：轴向力：（2）初步确定轴的最小直径先安式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取112，于是得：输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径。为了使所选的轴的直径于联轴器的空径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表141，考虑到转矩变化很小，故取1.3，则：按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，查手册，选用TL4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63。半联轴器的孔径，故取25mm，半联轴器长度L52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L138mm。（4） 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的个段直径和长度A、为了满足半联轴器的轴向定位要求，ab轴段右端需制出一轴肩，故取bc段的直径28mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D30mm。半联轴器与轴配合的孔长度L1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故ab端的长度应比L1略短一些，现取36mm。B、初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚动轴承。参照工作要求并根据30mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为，故dcddgh30mm。轴承左右两端都采用轴肩定位，轴肩高度3.255mm，因此，取ddedhi36.5mm。C、轴上齿轮齿跟圆直径为，由于齿根圆直径与轴的直径非常接近，根据一般的做法，可把齿轮与轴一体齿轮轴。3）轴上零件的周向定位按dab25查表61选用平键为8mm7mm32mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，选轴的直径公差为m6。（5） 求轴上的载荷跨度： L1=110.45mm，L241.45mm1） 水平面支承反力 2） 垂直面支承反力（6） 计算弯矩并作弯矩图1） 水平面弯矩在C处，2） 垂直面弯矩在C左侧，在C右侧，3） 合成弯矩C处左侧C处右侧4） 计算转矩T=T1=24.3925） 计算截面的当量弯矩由合成弯矩图和转矩图知，C处当量弯矩最大，为危险截面。根据式155，并取，因截面处没有键槽，所以取W0.1d3，则轴的计算应力为：18.1MPa查表151得，e，查得X=0.4，Y=1.6，由于轴承只收到轻微冲击，所以选取1.1，所以轴承的当量动载荷应为：Cr=43200N，校核安全。轴承的寿命为:h，满足设计寿命。2） 校核轴承B和计算寿命因为只受径向力作用，所以当量动载荷，校核安全。轴承的寿命为：h,满足设计寿命。2、轴的设计计算（1）1）输到轴上的功率P2=3.568kw，转速n2342.86r/min，转矩T2118.314Nm。2）轴输出的功率为P33.498kw，转速n397.96r/min，转矩T3463.971Nm（2）求作用在齿轮上的力1）作用在高速级大齿轮上的力为：圆周力：径向力：轴向力：2）作用在低速级小齿轮上的力圆周力：径向力：（3）初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取A。112，于是初步估算轴的最小直径为：这是安装轴承处的最小直径dab。（4）选取轴承初选型号为30205的圆锥滚子轴承，参数同前。（5）轴的结构设计拟定轴的装配方案，如图：两端轴承都采用挡圈定位。轴承各部分尺寸和圆头平键的尺寸如图所示。ab、ef段用以安装轴承和套筒，bc、de段分别安装低速级小齿轮和高速级大齿轮，为了使套筒可靠端面可靠压紧齿轮，此两段略小于轮毂宽度。（6）求轴上的载荷及校核跨度L1=48.45mm，L2=66.5mm，L3=41.45mm1）计算支反力A、水平面支反力则614.62N则B、垂直面支反力则则2）计算弯矩并作弯矩图水平面弯矩在C处，在D处，垂直面弯矩在C处，D处右侧，D处左侧，合成弯矩1134）转矩TT2=118.3145）画弯矩图6）校核轴由弯矩合成图可知，C处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面，取，近似计算取W=0.1d3，则：31.12MPa=60MPa校核安全。（7）校核轴承和计算寿命1）校核轴承A和计算寿命径向载荷：因为只受径向力作用，所以当量动载荷，校核安全。轴承的寿命为：h,满足设计寿命。2）校核轴承B和计算寿命径向载荷轴向载荷/=0.183, 查手册30206轴承的e0.37，/e，查13-5得X=1，Y=0，由于轴承只收到轻微冲击，所以选取1.1，所以轴承的当量动载荷应为：Cr=43200N，校核安全。轴承寿命为：，满足设计寿命。（8） 选用键的校核1）低速级小齿轮选用圆头平键 bh108，L63mm，k0.5h4mm，lLb53mm。所以，查表62得，100120MPa，键安全。2）高速级大齿轮选用圆头平键bh108，L32mm，k0.5h4mm，lLb22mm。同理计得，键安全。三、滚子链及链轮的设计计算（1）滚子链的设计计算1）选择大、小链轮的齿数选取小链轮齿数为z119，则大链轮的齿数为z219357。2）计算当量的单排链的计算功率因为工作平稳，所以从表96中选取公况系数1，从图913中选取主动链轮齿数系数1.35，1，由公式得：3）确定链轮型号和节距p根据当量计算功率，选取型号为06B，节距为p9.525mm的链条。4）计算链节数和中心距初选中心距381，按式916计算链节数得：将其圆整为偶数118。由，查表97得中心距计算系数0.24708，所以链传动的最大中心距为：376.55mm5）计算链速v，确定润滑方式平均链速计算公式如下：根据链速，由图914选择定期人工加油的润滑方式。6）计算链传动作用在轴上的压轴力（2）链轮的设计计算（1）链轮的结构和材料。小链轮为整体式钢制小链轮，大链轮为孔板式链轮。因链轮工作无剧烈震动及冲击，由表95选取链轮材料为40钢。（2）链轮的尺寸1）小链轮尺寸小链轮为整体式钢制小链轮。小链轮的分度圆直径59.87mm，齿跟圆直径mm选定小链轮的孔径dK40mm，根据分度圆和孔径的大小，查机械设计手册（软件版）得：轮毂厚度轮毂长度，取轮毂直径mm齿宽0.93b15.32mm2）大链轮尺寸大链轮的分度圆直径178.97mm，齿跟圆直径选定大链轮的孔径为60mm,则轮毂厚度轮毂长度，取轮毂直径mm齿宽0.93b15.32mm（3）链轮的安装方式两链轮都采用一端用轴肩固定，另一端采用轴端挡圈定位的方法。四、轴的设计计算（1）初定轴的直径选定轴的材料为45钢，初步估算轴的最小直径这是安装链轮处的最小直径。（2）轴的结构设计1）初定轴的形状和尺寸如下图所示： 2）ab段用以安装轴承和套筒。bc段安装齿轮，为使套筒断面可靠的压紧齿轮，此轴端略小于轮毂宽度。ef段用以安装右端轴承，采用轴肩定位。gh段用以安装链轮，采用轴端挡圈定位，长度略小于链轮轮毂长度。3）选用型号为30312的圆锥滚子轴承，额定动载荷为170kN。（3）校核轴跨度，1）计算支反力水平面支反力垂直面支反力2）计算弯矩水平面弯矩在C处，在B处，垂直面弯矩在C处，在B处，合成弯矩在C处，在B处，3）作弯矩图4）由弯矩图可知，B处截面为危险截面。取，则轴的计算应力为：55Mpa为使60MPa。校核安全。（4）校核轴承和计算寿命1）校核轴承A和计算寿命径向载荷当量动载荷为Cr，安全。计算轴承的寿命,满足设计寿命。1）校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷Cr计算轴承的寿命,满足设计寿命。（5）校核键1）齿轮处的键由表选用圆头平键，k0.5h5.5mm，由式61，安全。2）链轮处的键此处采用双键连接，k0.5h4mm，由式61，应为采用双键，每个键受力为/2=87.87MPa，安全。第四部分：减速箱箱体结构设计名称计算结果机座壁厚0.025a58mm机盖壁厚110.025a58mm机座凸缘壁厚b1.512mm机盖凸缘壁厚b11.5112mm机座底凸缘壁厚b22.520mm地脚螺钉直径df=0.036a+1216mm地脚螺钉数目a1.210mm齿轮断面与箱体内壁