机械设计课程设计-二级圆柱齿轮减速器（F=8V=0.45D=350）【全套图纸】.doc

华南农业大学 机械设计课程设计 (二级齿轮减速器)全套图纸，加153893706班 级：2005级机化（2）班 设 计 者： 指导老师： 日 期： 07年11月08年1月 目录1. 题目及方案分析32. 一 选择电动机33. 二 总传动比及参数计算54. 三 V带传动65. 四 带轮的设计86. 五 齿轮设计87. 六 轴和轴承 178. 七 键的选择及计算 289. 八 联轴器的选择 2910. 九 润滑与密封 3011. 十 箱体设计3112. 十一 减速箱附件设计3213. 十二 参考文献3314. 十三 设计小结33传动方案(1)分析 1.输送带鼓轮 2.带传动 3.减速器 4.联轴器 5.电动机如图所示。使用条件：工作寿命8年，每年300个工作日，每日工作16小时，单向运转，载荷平稳。用途：提升物料，如谷物、型沙、碎矿石、煤等等。已知条件：输送带鼓轮的传动效率0.97；输送带的牵引力F8KN；带速V0.45m/s，鼓轮直径D350mm。 传动装置的总体设计一 电动机的选择计算1 电动机的类型选择：Y系列三相异步电动机2 选择电动机容量：（1）电动机的输出功率（2）工作机的输出功率由已知知F=8KN，v=0.45m/s，所以kw（3）由电动机至运输带的传动总效率即 查机械设计课程设计表23得：0.96，0.99，0.98，0.99；由题知0.97，所以可得0.85所以可求得 电动机所需功率3 确定电动机转速输出端转速 推算电动机转速的可选范围，查表可知，V带传动常用传动比为24，双级圆柱齿轮传动比为840。因此，电动机转速可选范围为符合这一范围的同步转速有750，1000，1500和3000 r/min，但由于750 r/min型电动机的尺寸过大，重量较重，且价格高，3000 r/min型电动机使总传动比过大，传动装置外廓尺寸大，且结构不紧凑，即二者均不可取。在1000 r/min与1500 r/min两种中选取，见下表：方案电 动 机型 号额定功率（KW）电动机转速n（r/min）电 动 机质量kg参考价格（￥）总传动比同步转速满载转速1Y132S1-25.53000290064989.835 113.902Y132S-45.515001440 68989.83556.603Y132M2-65.51000960841186.18537.714Y160M2-85.57507201191761.37528.28 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第2种方案比较适合。因此选定电动机机型号为Y132S-4,其主要外形尺寸如下表：中心高H外形尺寸L （AC/2AD） HD底角安装尺寸A B地脚螺栓孔直径K轴身尺寸D E装键部位尺寸F G D132600（325/2255） 385254 2101542 11012 37 42二 总传动比及传动装置的运动和动力参数的计算总传动比 初取2.8，则这样减速器的传动比为13.95分配减速器得各级传动比按展开式布置，取1 计算各轴的转速 轴 轴 轴 卷筒轴 2 计算各轴的输入功率 轴 轴 轴 卷筒轴 3 输出转矩电动机的输出转矩 轴 轴 轴 卷筒轴 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表。轴名功率p/kw转矩T/Nm转速n/传动比i效率输入输出输入输出电机轴4.2442.189602.80.96轴4.07113.38342.93.730.97轴3.95410.3091.933.730.97轴3.831484.8324.6510.98轴3.761455.2824.65三 V带传动的计算1确定计算功率查机械设计表87工作情况系数 2 选择V带的带型根据、n，由机械设计图811选用A型3 确定带轮的基准直径，验算带速V（1） 由机械设计表86和表88取小带轮的基准直径112mm（2）验算带速V5m/sv30m/s ，带速合适。（3） 计算大带轮的基准直径，由表88取圆整为315mm4 确定V带的中心距a和基准长度（1）初定中心距范围 即 初定 （2） 计算所需的基准长度 由表82选带的基准长度 （3） 实际中心距 中心距的变化范围5 验算小带轮上的包角6 计算带的根数（1）计算单根带的额定功率由， ， 查表84a 得 由, 和A型带，查表84b 得 查表85得 ，查表82得 （2）计算V带的根数z ，取z6根7 计算单根V带的初拉应力的最小值 由表83得A型的单位长度质量q0.1kg/m，所以 应使带的实际拉力8 计算压轴力压轴力的最小值为 9 带轮的宽度计算 带轮的宽度四 带轮的设计计算1.带轮的材料带轮材料取为HT200。2.带轮的结构形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂三部分组成。由于大带轮直径。而小带轮，所以选用腹板式。1. 选取V带轮的轮槽因为所选皮带的带型为A型，所以选V带轮轮槽的型号为A型。2. V带轮的轮槽截面尺寸由表8-10查得，大、小带轮的各种参数如下：3. 计算带轮宽度和轮辐中央宽度五 圆柱齿轮传动的设计计算1 高速齿的设计和计算（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据机械设计（第八版）所述，在工作条件完全相同的情况下，采用斜齿轮传动可比直齿轮传动获得较小的传动几何尺寸。即斜齿轮传动比直齿轮传动具有较大的承载能力。还有，硬齿面齿轮传动的几何尺寸明显小于软齿面齿轮传动的几何尺寸。故选用斜齿圆柱齿轮传动；输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）；材料及热处理选择，由机械设计（第八版）的表101选得大小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC；选小齿轮齿数，大齿轮齿数,取；选取螺旋角，初选螺旋角。（2）按齿面接触强度设计按公式试算因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小得齿宽系数，现取。试选1.6计算小齿轮传递的转矩由表10-6查得材料的弹性影响系数由图1030选取区域系数由图1026查得，则由图1021e查得。由式10-13计算应力循环次数由图10-19查得接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 试计算小齿轮分度圆直径,代入 计算圆周速度v齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h模数 齿高 计算纵向重合度计算载荷系数根据, 7级精度,由图10-8查得动载系数;由表10-3查得；由表10-2查得使用系数,由表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称布置、6级精度、。考虑齿轮为7级精度，取故动载系数按实际的载荷校正所得的分度圆直径,由式(10-10a)得计算模数m（3）按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为确定公式里各计算参数由图(10-20d)查得齿轮的弯曲疲劳强度极限由图(10-18) 弯曲疲劳寿命系数, 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 计算载荷系数另由图10-13查得 计算当量齿数。26.2798.468查得齿形系数由表10-5查得, , ;查取应力校正系数由表10-5可查得, , .计算大,小齿轮的并加以比较小齿轮数值大设计计算1.629对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于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确定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取模数2mm，按齿面接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数 取整大齿轮齿数为取3 几何计算中心距将中心距圆整为122mm。按圆整后的中心距修正螺旋角因值变化不多，故参数等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 齿宽 取故第一套齿轮 2 低速齿的设计和计算根据机械设计（第八版）所述，在工作条件完全相同的情况下，采用斜齿轮传动可比直齿轮传动获得较小的传动几何尺寸。即斜齿轮传动比直齿轮传动具有较大的承载能力。还有，硬齿面齿轮传动的几何尺寸明显小于软齿面齿轮传动的几何尺寸。故选用斜齿圆柱齿轮传动；输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）；材料及热处理选择，由机械设计（第八版）的表101选得大小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC；选小齿轮齿数，大齿轮齿数,取；选取螺旋角，初选螺旋角。（2）按齿面接触强度设计按公式试算因大、小齿轮均为硬齿面，故宜选取稍小得齿宽系数，现取。试选1.6计算小齿轮传递的转矩由表10-6查得材料的弹性影响系数由图1030选取区域系数由图1026查得，则由图1021e查得。由式10-13计算应力循环次数由图10-19查得接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 试计算小齿轮分度圆直径,代入 计算圆周速度v齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h模数 齿高 计算纵向重合度计算载荷系数根据, 7级精度,由图10-8查得动载系数;由表10-3查得；由表10-2查得使用系数,由表10-4中的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称布置、6级精度、。考虑齿轮为7级精度，取故动载系数按实际的载荷校正所得的分度圆直径,由式(10-10a)得计算模数m（3）按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为确定公式里各计算参数由图(10-20d)查得齿轮的弯曲疲劳强度极限由图(10-18) 弯曲疲劳寿命系数, 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,得 计算载荷系数另由图10-13查得 计算当量齿数。26.25898.468查得齿形系数由表10-5查得, , ;查取应力校正系数由表10-5可查得, , .计算大,小齿轮的并加以比较小齿轮数值大设计计算2.47mm对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于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确定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取模数2.5mm，按齿面接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数 取整大齿轮齿数为取3 几何计算中心距将中心距圆整为147mm。按圆整后的中心距修正螺旋角因值变化不多，故参数等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 齿宽 取故齿轮 六 轴和轴承的设计计算1. 高速轴和高速轴轴承的设计计算（1） 高速轴上的功率 （2）求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮直径（3）初步确定轴的最小直径试算轴的最小直径。选轴的材料为45钢，调质处理。由表查得15-3，选取,于是由于轴上有两个键槽，因此要适当增大直径，并经过圆整后取（4）轴的结构设计a由于采用轴肩定位比采用长定位套筒结构简单，定位性能好，质量适中，因此这里选用轴肩和短套筒装配方案。 b确定轴上各段直径和长度b1.取第一段轴直径，由于高速轴左端直接和大皮带轮相接，因此第一段要有一轴肩；已知大皮带轮辐中央宽度，因此选取。取第二段轴直径；该轴左端用轴端挡圈定位，取挡圈直径。b2.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，故选用单列圆锥滚子轴承。根据工作要求和，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为：轴承内径：35mm；轴承外径：62mm； 轴承宽度：17mm； 额定动载荷：54200N； 额定静载荷：63000N； 润滑方式：脂润滑； 极限转速：5300r/min。取查手册得32007型轴承的定位肩高度，并取。b3.取，轴的结构零件图如附图所示。（5）.轴上零件的周向定位、轴端倒角和圆角半径齿轮、大皮带轮和轴之间都采用平键连接。查表6-1得齿轮端平键截面，大带轮端平键截面，取轴端倒角为，各圆角半径如图。（6）.求高速轴上的载荷。（1）做出轴的计算简图。（2）求轴上的载荷。查得32007型圆锥轴承的 于是两支点的距离 , ， , (7).按弯扭合成应力校核轴的强度因2. 中间轴和中间轴承的设计计算(1) 轴上的功率 ，转速，转矩（2）求作用在齿轮上的力已知大齿轮直径，小齿轮直径，对于小齿轮而大齿轮（3）初步确定轴的最小直径试算轴的最小直径。选轴的材料为45钢，调质处理。由表查得15-3，选取于是由于轴上有两个键槽，因此要适当增大直径，并经过圆整后取（4）轴的结构设计a由于采用轴肩定位比采用长定位套筒结构简单，定位性能好，质量适中，因此这里选用轴肩和短套筒装配方案。 b确定轴上各段直径和长度b1.取第一和第五段轴直径，取第二段轴直径；取第三段轴直径；取第四段轴直径；该轴左、右两端用轴端挡圈定位，挡圈直径。b2.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，故选用单列圆锥滚子轴承。根据工作要求和，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其参数为： 轴承内径：40mm；轴承外径：68mm； 轴承宽度：19mm； 额定动载荷：67800N； 额定静载荷：83000N； 润滑方式：脂润滑； 极限转速：4500r/min。轴的结构零件图如附图所示。（5）.轴上零件的周向定位、轴端倒角和圆角半径小齿轮、大齿轮和轴之间都采用平键连接。查表6-1得平键1截面，平键2截面，取轴端倒角为，各圆角半径如图。（6）.求轴上的载荷。（1）做出轴的计算简图。（2）求轴上的载荷。查得32011型圆锥轴承的,已知取轴承端盖宽为11mm，于是小齿轮的径向力和轴向力都比大齿轮的大，因此可判断出危险截面为C。首先计算轴3，由输出轴的功率，转速和转矩得，于是 计算得出各种载荷值如下：, ， , (7).按弯扭合成应力校核轴的强度因3. 输出轴及其支撑轴承的设计计算（1） 轴上的功率，转速，转矩（2）求作用在齿轮上的力已知大齿轮直径，则 （3）初步确定轴的最小直径试算轴的最小直径。选轴的材料为45钢，调质处理。由表查得15-3，选取于是由于轴上有两个键槽，因此要适当增大直径，并经过圆整后取（4）轴的结构设计a如前述选用轴肩和短套筒定位装配方案。 b确定轴上各段直径和长度b1.已知，取第二段轴直径；取第三段轴直径；取第四段轴直径，。该轴左端用轴端挡圈定位，b2.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，故选用单列圆锥滚子轴承。根据工作要求和，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30215，其参数为： 轴承内径：75mm；轴承外径：115mm； 轴承宽度：25mm； 额定动载荷：160000N； 额定静载荷：212000N； 润滑方式：脂润滑； 极限转速：2600r/min。（5）轴上零件的周向定位、轴端倒角和圆角半径齿轮、联轴器和轴之间都采用平键连接。查表6-1得平键（联轴器处）截面，平键（齿轮处）截面，取轴端倒角为，各圆角半径如图。（6）求轴上的载荷。a.做出轴的计算简图。b.求轴上的载荷。查得32016型圆锥轴承的,已知取轴承端盖宽为11mm，于是，对危险截面为C，计算得出各种载荷值如下：首先计算轴3，由输出轴的功率，转速和转矩得, ， , (7).按弯扭合成应力校核轴的强度因七 键联接的选择及计算前已述及和选择键类型，本设计中所有键均选用平键连接。1.电机轴端键选择及其强度校核因，选用圆头普通平键(A型)，b=10mm,h=8mm,L=70mm;键1070 GB 1096-79由表6-2查得， 因此其强度符合要求。2.大带轮轴端键选择及其强度校核b=10mm,h=8mm,L=80mm;键1080 GB 1096-79，因此其强度符合要求。3.高速级小齿轮轴端键选择及其强度校核b=12mm,h=8mm,L=36mm;键1236 GB 1096-79因此其强度符合要求。4. 中间轴小齿轮轴端键选择及其强度校核b=12mm,h=8mm,L=45mm;键1245 GB 1096-79因此其强度符合要求。5. 中间轴大齿轮轴端键选择及其强度校核b=14mm,h=9mm,L=28mm;键1428 GB 1096-79因此其强度符合要求。6. 输出级大齿轮轴端键选择及其强度校核b=22mm,h=14mm,L=36mm;键2236 GB 1096-79因此其强度符合要求。7. 联合器轴端键选择及其强度校核b=20mm,h=12mm,L=90mm;键2070 GB 1096-79因此其强度符合要求。八 联轴器的选择1.选择联轴器的类型 由于弹性柱销联轴器暖冲减振的性能优越，便于装拆、维护方便、成本低，并根据设计要求，因此选用弹性柱销联轴器以连接输出轴。2.载荷计算公称转矩；经查表得工况系数所以计算转矩为 3.型号选择从GB 1096-79中查得HL6型弹性柱销联轴器的许用转矩为3150 ，许用最大转速为2800r/min,轴直径为6080mm之间，故适用。4. 联轴器强度校核已知，因此 所以，HL6弹性柱销联轴器标记为主动端：Z型轴孔，C型键槽，d1=75mm, L1=107mm; 从动端：J型轴孔，B型键槽，d2=70mm, L=107mm, ZC75107 HL6联轴器- GB5014-85JB70107九 减速器润滑方式及密封种类的选择1. 润滑方式的选择在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦磨损和发热，还可起到冷却散热防锈冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。齿轮圆周速度：由于 V1 、V2、 V3、V4均小于2m/s而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，所以轴承采用脂润滑。齿轮靠机体油的飞溅润滑。由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN2润滑脂。2. 密封方式的选择输入轴和输出轴得外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因轴的表面圆周速度35m/s，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单,价格低廉。十 箱体的设计名称计算公式结 果机座壁厚10mm机盖壁厚18mm机座凸缘壁厚15 mm机盖凸缘壁厚12 mm机座底凸缘壁厚25mm地脚螺钉直径20mm地脚螺钉数目a250,n=44 轴承旁联接螺栓直径16 mm箱盖与箱座联接螺栓直径d212 mm联接螺栓d2间距160 mm轴承盖螺钉直径10 mm窥视孔螺钉直径8 mm定位销直径10 mm轴承旁凸台半径 轴承盖螺钉分布圆直径(D为轴承孔直径)轴承座凸起部分端面直径大齿顶圆与箱体内壁距离114 mm齿轮端面与箱体内壁距离210 mmdf,d1,d2至外机壁距离df,d1,d2至凸台边缘距离机壳上部（下部）凸缘宽度轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离16mm轴承座凸起部分宽度58 mm吊环螺钉直径16mm十一 减速器附件的设计（一） 观察孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下检查孔尺寸(mm)检查孔盖尺寸(mm)bLb1L1b2L2R孔径d4孔数n681201001508413556.54（二） 通气器：设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸如下：dDD1SLlad1M201.53025.422281546（三） 游标：选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下：dd1d2d3habcDD11241262810642016（四） 油塞dD0LhbDSed1HM181.52527153282124.215.82（五） 吊环螺钉：dd1Dd2h1lhr1ra1d3abD2h2d1M1614343412283161613416224.562（六） 定位销：为保证箱