机械设计课程设计-展开式两级圆柱齿轮减速器（F=9V=0.35D=280）【全套图纸】.doc

机械设计课程设计华南农业大学机械设计课程设计(带式输送机传动装置)全套图纸，加153893706班 级：2005级农业机械（2）班设 计 者： 学 号：指导老师： 日 期：2008年01月05日目录1. 传动方案分析32. 各主要部件选择43. 选择电动机44. 分配传动比55. 传动系统的运动和动力参数计算56. 设计高速级齿轮67. 设计低速级齿轮118. 减速器轴及轴承装置、键的设计19轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计19轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计22轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计269. 润滑与密封2910. 箱体结构尺寸2911. 设计总结3012. 参考文献30一. 传动方案分析传动方案：整体布局如图所示在计算里定义输送带鼓轮轴为III轴,减速器里从左往又分别定义为II轴,I轴和输入轴转动路线：电机 两级圆柱齿轮(斜齿或直齿)减速器 开式齿轮传动 工作机。设计要求：1） 输送机运转方向不变，工作载荷稳定。2） 输送带鼓轮的传动效率取为0.97。3） 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。给定条件：输送带的牵引力F=9KN 输送带的速度v=0.35m/s 提升机鼓轮的直径D=280mm减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。二.电动机的选择计算 1选择电动机 （1）选择电动机类型 按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。（2）确定电动机功率 工作装置所需功率P按式（22）计算 P kW 式中， kN，工作装置的效率考虑到带卷桶及其轴承的效率取=0.97，代入上式得：P= kW=3.25 kW电动机的输出功率Po P=式中,为电动机轴至卷桶轴的传动装置总效率。查表可得，取加工齿的开式传动（干油润滑）圆柱齿轮效率，滚动轴承效率，8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率，滑块连轴器效率，则：故 因载荷平稳，电动机额定功率P只需略大于即可，按表中Y系列电动机技术数据选择电动机额定功率为4.0 Kw（3）确定电动机转速卷桶轴作为工作轴，其转速为 按表推荐的各传动机构传动比范围：单级圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为，可见电动机转速的传动比可选范围符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种，为减少电动机的重量和价格，由表中选常用的同步转速为1000r/min的Y系列电动机Y132M-6，其满载转速nr/min，额定功率为4.0kW。再根据电动机型号查表可得电动机型尺寸，把电动机的参数列表如下：电 动 机型 号额定功率（KW）电动机转速n（r/min）外形尺寸mm安装尺寸mm中心高h同步转速满载转速Y132M-64.010009601322计算传动装置的总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比 （2）分配传动装置各级传动比又由于，为使开式齿轮的外廓尺寸不致过大，取传动比，则减速器闭式齿轮传动比，取高速齿轮传动比，所以 3计算传动装置的运动和动力参数 （1）各转速由公式可得 I轴 II轴 III轴 （2）各轴输入公率 输入轴 I轴 II轴 工作轴 （3）各轴输入转矩 输入轴 I轴 II轴 III轴 将以上算得的运动和动力参数列表如下： 轴名 参数输入轴I轴II轴III轴（工作轴）转速n（r/min）960221.771.7523.89功率P（Kw）3.633.53.373.25转矩T（）37.0150.77448.561299.18传动比 i4.333.093效 率 0.9650.9650.97三齿轮的设计和计算 高速齿轮组1选定齿轮类型齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图示的基本传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。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。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取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）由表10-7选取齿宽系数4） 由表10-6查得材料的弹性影响系数5） 由图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）由式10-13计算应力循环次数）由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S=1，由式10-12得（2）计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值2) 计算圆周速度v 3) 计算齿宽4) 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5) 计算载荷系数K根据，级精度，由图10-8查得动载荷系数直齿轮由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时由图10-13查得故载荷系数）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得）计算模数3按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为） 确定公式内的计算数值由图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（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得（） 计算载荷系数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿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，可取有弯曲强度算得的模数1.46，并就近圆整为标准值2按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧密,避免浪费。4几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径（2） 计算齿顶圆直径（3） 计算齿根圆直径 （4） 计算中心距（5） 计算齿宽取把高速齿轮基本参数列表如下： 参数齿轮模数齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽中心距小齿轮22448524355127大齿轮10420621220350低速齿轮组 和高速齿轮的设计方案相似1选定齿轮类型齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图示的基本传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。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。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取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）由表10-7选取齿宽系数6） 由表10-6查得材料的弹性影响系数7） 由图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）由式10-13计算应力循环次数）由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S=1，由式10-12得（2）计算6) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值7) 计算圆周速度v 8) 计算齿宽9) 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 10) 计算载荷系数K根据，级精度，由图10-8查得动载荷系数直齿轮由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时由图10-13查得故载荷系数）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得）计算模数3按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为） 确定公式内的计算数值由图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（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得（） 计算载荷系数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿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，可取有弯曲强度算得的模数1.42，并就近圆整为标准值3按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧密,避免浪费。4几何尺寸计算（6） 计算分度圆直径（7） 计算齿顶圆直径（8） 计算齿根圆直径 （9） 计算中心距（10） 计算齿宽取把低速齿轮基本参数列表如下： 参数齿轮模数齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽中心距小齿轮323697561575141大齿轮71213219215570开式齿轮组1选定齿轮类型齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图示的基本传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。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。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取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）由表10-7选取齿宽系数8） 由表10-6查得材料的弹性影响系数9） 由图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）由式10-13计算应力循环次数）由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S=1，由式10-12得（2）计算11) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值12) 计算圆周速度v 13) 计算齿宽14) 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 15) 计算载荷系数K根据，级精度，由图10-8查得动载荷系数直齿轮由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时由图10-13查得故载荷系数）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得）计算模数3按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为） 确定公式内的计算数值由图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（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得（） 计算载荷系数（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大） 设计计算对比计算结果，由齿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，可取有弯曲强度算得的模数1.42，并就近圆整为标准值2按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧密,避免浪费。4几何尺寸计算（11） 计算分度圆直径（12） 计算齿顶圆直径（13） 计算齿根圆直径 （14） 计算中心距（15） 计算齿宽取 参数齿轮模数齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽中心距小齿轮2244852435597大齿轮7314615014150四轴的设计和计算高速级的设计1 .选择轴的材料选取45钢，调质处理，由课本P355表51查得，其硬度为HBS220，抗拉强度极限B640MPa，屈服强度极限s355MPa，弯曲疲劳极限1275MPa，剪切疲劳极限1155MPa，许用弯应力1=60MPa 2初步估算轴的最小直径由前面传动装置的参数知P13.63KW，n1960r/min，T1。根据课本表153，T1= T1.0.99=36.63NM取A0112，于是按式152： 对于直径100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%。然后将轴圆整为标准值，颈圆整为标准直径。所以d=dmin（1+6%）=18.5 mm 。输入轴的最小直径是安装联小直径即为与联轴器配合处的直径d。3 .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各段直径和长度。1）联轴器的计算转矩查表14-1，取，则查机械设计手册（软件版），选用YL5型弹性联轴器，其公称转矩为63,半连轴器的孔径2）初选滚动轴承。3）齿轮处的轴段,由于是选择了齿轮轴,所以DE段直径,齿轮宽度为55mm4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加 润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离l 30mm， 故取l 50mm。5）取齿轮距箱体内壁间距离a14mm，两大齿轮间的距离c=1015mm,取.c=12.5mm,中间轴两齿轮距为10mm，1轴与2轴上的小齿轮间的距离为7.5mm,。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离D，D12（D=1015mm），已知滚动轴承宽度T21.25mm，2周上的小吃论宽为100mm则l 7.5+100+14+14=133.5mml 14+12=26mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6）轴上零件的周向定位。联轴器与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择过程见后面的键选择）。7） 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径为R1.0mm（d为1830mm）和1.6（d为3050mm）轴上的载荷如下：轴上的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，由 机械设计手册(软件版)R2.0查取30306型滚动轴承的C值：C c17mm。因此，作为简支座的轴的支承跨距：L2+L3170.25mm+62.75mm233.00mm。（1）高速级小齿轮1的受力分析。 圆周力：= 径向力：=673.3N（2）计算支反力（以B为原点建立直角坐标系向右，向上为正水平为X轴）水平面 MB0,RDH205 Ft11000 , RDH902.4N F0 , RBHFtRDH1850-902.4=947.6N弯矩M为：M（x）=947.6x (0x100mm) =902.4(205-x) (100x205mm)所以：MH=947.6100=94760N垂直面 MB0,RDV205Fr1100+ Fa10 , RDV=902.4NF0RBVFr1RDV673.3N-902.4N=-229.1N弯距:Mv(x)-229.1x (0x100mm) =14851-902.4x (100mmx205mm)所以：-229.1100=-22910N.mm根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c截面为最危险截面，现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力RDH902.4N RBH947.6NRDV=637NRBV=339N弯距MMCH94760 mm=-22910N.mm总弯距MC1132722 NmmMC2126054 Nmm扭距TT48100Nm进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力ca 10.9MPa已由前面查得许用弯应力1=60MPa，因此ca1（1） 判断危险截面截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，B均无需校核。虽然截面C上的应力最大，轴肩也存在应力集中的问题但也是因为同样的原应不必校合2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 ，转矩输出轴上的输入功率转矩求作用在低速级小齿轮上的力求作用在高速级大齿轮上的力 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径这是安装轴承处轴的最小直径初选型号6006的深沟球轴承，。，可取，右端采用轴肩定位，取，则轴环处直径，轴段右端采用套筒定位：求轴上的载荷并校核（受力图、弯矩图及扭矩图见下一页）跨度为） 计算支反力（）水平面支反力，有，有 （）垂直面支反力，有，有受力图、弯矩图及扭矩图）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图在C处，在处，（）垂直面弯矩图在C处，处右侧处左侧（）合成弯矩图C处D处右侧处左侧）计算转矩并作转矩图）校核轴由合成弯矩图和转矩图知，C处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取校核安全校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷，由表查得X1Y0由表取由式当量动载荷该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命选用校核键）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键由式，查表，得，键校核安全） 高速级大齿轮的键由表选用圆头平键由式，查表，得，键校核安全3.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计由第二轴的计算可知第三轴上齿轮输入功率转速转矩初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径这是安装联轴器处轴的最小直径，查表，取，两轴器的计算转矩查机械设计手册（软件版），选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N。半联轴器的孔径，故取，半联联轴器长度L112，与轴配合的孔长度。轴的结构设计）轴的形状见前面的结构图）确定各段直径和长度（）在左端制一轴肩，取，右端用轴端挡圈定位，取直径为D57。为保证压紧联轴器，取（）初选型号为16012的深沟球轴承，基本额定动载荷基本额定静载荷。可取左端应用轴肩定位（）取安装齿轮处直径由于装有键槽，应略小于齿轮宽度，取左端用轴肩定位，取，取，轴的各段直径，长度可定。校核轴跨度）计算支反力（）水平面支反力，有，有 （）垂直面支反力，有，有）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图在C处，（）垂直面弯矩图C处（）合成弯矩图C处）计算转矩，并作转矩图）校核轴由合成弯矩图和转矩图知，C处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式，并取校核安全受力图，弯矩图，扭矩图校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷由式当量动载，安全。该轴承寿命该轴承寿命）校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命 选用校核键（）齿轮处的键由表选用圆头平键由式，查表，得，键校核安全（）联轴器的键由表选用单圆头平键由式，查表，得，键校核安全五.润滑与密封1润滑方式的选择 因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑。I，II，III轴的速度因子，