机械设计课程设计-二级圆柱齿轮减速器设计F3000,V1.2,D400【全套图纸】.doc

全套图纸，加153893706机 械 设 计 课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 20 10 20 11 学年第 1 学期 课程名称 机械设计课程设计 指导教师 职称 副教授 学生姓名 专业班级 机械工程及其自动化 学号 08405600110 题 目 带式输送机传动系统设计(3) 成 绩 起止日期 2010 年 12 月 20日 2011 年 1月 4 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸3张456一，课程设计任务书2010-2011学年第一学期机械工程 学院 机械工程及其自动化 专业 机工081 班级课程名称： 机 械 设 计 课 程 设 计 设计题目： 带式运输机传动系统设计 完成期限：自 2010年12月 日 至 2010年12月 日 内容及任务一、 设计的主要技术参数： 输送带最大有效拉力F=3000N 输送带工作速度 v=1.2m/s 输送机滚筒直径 D=400 mm工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷较平稳；输送机工作速度V的允许误差5%；两班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为23年，大批量生产；三相交流电源电压为380/220v设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。二、 每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张；A0（2） 零件工作图23张A3；（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工 作 内 容传动系统总体设计传动零件的设计计算；减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书交图纸并答辩主要参考资料1濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2001.2金清肃.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007.指导老师（签字）： 2010年12 月10日系（教研室）主任（签字）： 2011 年1 月设计说明书设计题目 带式输送机传动系统设计起止日期： 2010 年 12 月 20 日 至 2011 年 1 月 4 日学生姓名班级机工081学号成绩指导教师(签字)目录一， 设计任务书二， 电动机的选择三， 高速级齿轮传动计算四， 低速级齿轮传动计算五， 轴的结构设计六， 轴的校核计算七， 滚动轴承的选择和计算八， 键连接选择及其校核九， 联轴器的选择与校核十， 减速器附件的选择十一，润滑与密封.十二，设计小结三.设计任务:设计带式传输机传动装置(简图如下)1-电动机2-联轴器3-二级圆柱齿轮减速器4-轴承原始数据:F/N3000v/(m/s)1.2D/mm400四电动机的设计1.电动机的选择(1)类型选择根据动力源和工作条件，并参照第12章选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，电源的电压为380V。(2)确定电动机效率按下述计算设: -输送机滚筒轴(5轴)至输送带的传送效率； -联轴器效率, =0.99(见表3-3)；-闭式圆柱齿轮传动效率(设齿轮精度为8级)，=0.97(见表3-3)；-开式圆柱齿轮传动效率，=0.95(见表3-3)；-一对滚动轴承效率，=0.99(见表3-3)；-输送机滚筒效率，=0.96(见表3-3)；估算传动系统总效率为：=式中：=0.99 =0.990.97=0.9603 =0.990.97=0.9603 =0.990.99=0.9801 =0.990.96=0.9504则传动系统的总效率为；=0.990.96030.96030.98010.9504=0.8504工作时，电动机所需的功率为 = 4.23(kw)由表12-1可知，满足的条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率应取5.5KW。(3)电动机转速的选择根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速为 =57.32(r/min)初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，由表12-1可知，对应于额定功率=5.5KW的电动机型号有Y132S-4和Y132M2-6，下表列出这两个型号电动机的有关数据：方案电动机型号额定功率满载转速同步转速总传动比外伸轴径Y132S-45.5KW1440(r/min)1500(r/min)25.1228Y132M2-65.5KW960(r/min)1000(r/min)16.7538通过对上述两种方案比较可以看出：方案一选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比为25.12，这对二级传动而言不算大，故选方案一较为合理。五.各级传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=25.12由传动系统方案知=1；=1计算可得两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，取高速级传动比为=3.913低速级传动比为 =3.01六.传动系统的运动和动力参数设计4.1传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下所示：0轴（电动机轴）： =1440 r/min =4.23 kw =9550*=28.05Nm1轴（减速器高速轴）：=1440 r/min=*=4.23*0.99=4.19 kw=9550*=27.79 Nm2轴（减速器中间轴）：=1440/3.913=368 r/min=*=4.19*0.9603=4.02 kw=9550*=104.32 Nm3轴（减速器低速轴）：=368/3.01=122.26 r/min=*=4.02*0.9603=3.86 kw=9550*=9550*3.86/122.26=301.51 Nm4轴（输入机滚筒轴）：=122.26/1=122.26 r/min=*=3.86*0.9801=3.78 kw=9550*=9550*3.78/122.26=295.26 Nm轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n/(r/min)14401440368122.25122.25传动比i13.9133.0111七高速级齿轮的设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料1)按图1-1所示的传动方案、选用直齿圆齿轮传动。2)运输机位一般工作机器，速度不高，故采用7级精度（GB 10095-88）3)材料选择。由表10-1选择小齿轮材料40Cr（调质），硬度为280HBS。大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数为=24，大齿轮齿数=3.913*24=93.91，取=94。2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）计算，即d2.32(1)确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数为：=1.3。2)计算小齿轮传递的转矩。 =27.79Nm 3)由表10-7选取齿宽系数=1。 4)由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 5)由图10-21d按齿面查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。 6)由式10-13计算应力循环次数。 =60j=60*1440*1*(2*8*360*8)= 3.981 =1.02 7)由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90；=0.95。 8)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 1=0.9600MPa=540MPa 2=0.95550MPa=522.5MPa(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径，代人中较小的值。 2.32=2.32*18.16=42.13mm2)计算圆周速度v。 v=3.17 m/s3)计算齿宽b。 b=*=1*42.13=42.13 mm4)计算齿宽与齿高之比。模数 =42.13/24 mm=1.76 mm齿高 h=2.25*=2.25*1.76 mm=3.96 mm =10.645) 计算载荷系数。根据v=3.08 m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.12；直齿轮，=1；由表10-2查得使用系数=1；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，=1.423。由=10.64，=1.423查图10-13得=1.35；故载荷系数 K=1*1.12*1*1.423=1.5946)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 =45.08 mm7)计算模数 m。 m=45.08/24=1.89 mm3按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为 m(1)确定公式内的个计算数值1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500 MPa；大齿轮的弯曲强度极限=380 MPa；2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88；3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得 =303.57 MPa =238.86 MPa4)计算载荷系数 K。 K=1*1.12*1*1.35=1.512由表10-5查得 =2.65；=2.226。6)查取应力校正系数。由表10-5查得 =1.58；=1.764。7)计算大、小齿轮的并加以比较。 =0.01379 =0.01644大齿轮的数值大。(2) 设计计算 m mm= 6.21mm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(及模数与齿数的乘积)有关，可与由弯曲强度算得的模数1.27并就近圆整为标准值 m =2 mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=42.86 mm，算出小齿轮齿数 =23大齿轮齿数 =3.913*23=89.999。 =90。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，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径 =m=23*2=46 mm =m=90*2=180 mm (2)计算中心距 a=113 mm (3)计算齿轮宽度 B=1*46=46 mm取 =46mm, =51mm。 (4)齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构。八低速级齿轮设计5.1选定齿轮、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. 传输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。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，二者材料硬度差为40HBS。4. 选用小齿轮齿数为=24，则大齿轮齿数=i*=3.01*24=72.24，取=73。 5.2按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数=1.3。2）计算小齿轮传递转矩。= 104.32 Nm3）表10-7选取齿宽系数。4）由表10-6差的材料的弹性影响系数。5）由图10-21d按齿面硬度差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）由式10-13计算应力循环次数。=60j=60*122.25*1*(2*8*360*8)=3.38*=(3.38*)/3.01=1.12*7）由图10-19取接触疲劳寿命系数8）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（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 2.32=2.32=64.96 mm2）计算圆周速度v。v=1.25m/s3）计算尺宽b。b=*=1*64.96=64.96 mm4）计算尺宽与齿高之比模数 =64.96/24=2.71齿高 h=2.25*=6.1mm =10.65 5）计算载荷系数。根据v=0.954m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数；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、小齿轮相对支撑非对称布置时，由=10.65，查图10-13得；故载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得= =67.56 mm7）计算模数。 =67.56/24=2.826.2.3按齿根弯曲强度设计由式（10-5）的弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内各计算参数1）由图10-20c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S=1.4，由（10-12）得：4）计算载荷系数：5）查取齿形系数。由表10-5查得：6）查取应力校正系数。由表10-5查得： 7）计算大小齿轮的，并加以比较： 小齿轮的数值大。（2）设计计算 m=2.7 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，仅与齿轮直径有关，取3，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数=67.56/3=22.52 取 =23大齿轮齿数=*=3.01*22.52=67.79 取 =68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，并做到结构紧凑，避免浪费。6.2.4.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径=*m=23*3=69=*m=68*3=204（2）计算中心距a = =136（3）计算齿轮宽度B=1*69=69 mm 取=69 mm =74 mm九轴的设计一.高速轴的设计 由于减速器传递的功率不大，其重量无特殊要求故选择和小齿轮一样的材料40Cr钢，调质处理。1.初步设计轴的最小直径 用初步估算的方法，既按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式：d，选用40Cr调质钢，查机械设计书表15-3，得=105; d 105=14.99 mm在第一部分中已经选用的电机Y132S-4，选用=30 mm。2、轴的结构设计 (1)参考减速器结构，因为是两极减速齿轮，所以将齿轮布置在轴的三分之一的部位，中间轴则是离两端三分之一给布置一个。齿轮油轴环和轴套轴向固定，用平键和过盈配合（H7/r6）作轴向固定。右端轴承油轴肩和过度配合(H7k6)固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（H7/k6）固定内套圈。轴的定位则有两端的轴承盖轴向固定轴承的外套圈来实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板轴向固定，用平键作轴向定位。直齿轮在工作中不产生轴向力，故两端采用深沟球轴承。轴承采用润滑，齿轮采用油浴润滑。确定轴的各端直径：外伸端直径（联轴器相连）d1=30mm，按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取通过轴承盖轴段的直径为，d2=d1+2h=30+20.0730=34.2mm由于该段处安装垫圈，故取标准直径d2=35mm，考虑轴承的内孔标准，取d3=d7=40mm, 直径为的轴段位轴头d4=43mm, 轴环直径d5=d4+2h=43+20.0730=50mm, 根据轴承安装直径，查手册得d6=45mm.(4)确定轴的各段长度(应为轮毂的长度为50mm，L4长度比其要短13mm)（HL4弹性柱销联轴器J型轴孔长度为，比短13mm）（轴承宽度为，加1mm的挡油环）（轴环宽度为）根据减速器结构设计要求，初步确定：取齿轮距箱体内壁的距离a=16mm，中间轴的齿轮与圆柱齿轮的距离c=20mm，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s，去s=8mm，已知滚动轴承的宽T=21mm，轮毂宽度为所以 L6=b2+c-L5=65mm L3=T+s+a+b2-L2=47mm, 由于轴承盖得总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，去端盖的外端面与半联轴器有端面间的距离l=30mm故（2）初选轴承 选轴承为30207两个各轴承的参数见下表轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/KNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor302073572174265 71.250.2以上数据差机械设计课程设计查的（3）确定轴上零件的位置和固定方式 由于高速轴齿根圆直径与轴直径接近，将高速轴取为齿轮轴使用圆锥滚子轴承承载，轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。3.轴的校核前面选定的高速轴材料为40Cr钢，调质处理，由第八版P362页表15-1可查得其抗拉强度为： =735 MPa（1） 计算齿轮的上的受力：切向力 =1111.6 N 径向力 =tan=1111.60.364=404.62N（2）计算弯距水平面内的弯距：= 16315.32Nmm垂直面内的弯矩：=44822.58Nmm故M=47699.62 Nmm取=0.6，计算轴上的最大应力 =60.58 MPa=70MPa，故轴是安全的。弯距图如下：二中间轴的设计由d1=35，d2=d1+2h=35+20. 0735=40mm d3=45mmd4=40mm d5=35mmL1=42mm L2=76mm L3=10mm L4=55mm L5=47mm 三低速轴的设计由d1=50mm d2=52mm d3=60mm d4=58mmd5=50mm d6=47mm L1=76mm L2=68mm L3=65mm L4=64mm L5=26mm L6=8mm十轴承的选择 因为轴承主要承受径向力，故选用深沟球轴承。10.1中间轴轴承基本额定寿命=当量动载荷p=( X*Fr+Y*Fa) 取fp=1.2，易得到：Fa/Fr e 取 X=1，Y=0又轴在水平方向上所受的力为： Fr1H=Fr2H=2318.22 N Fr1V = Fr2V=421.88 N所以轴承的受的的总载荷 Fr=Fr1=Fr2=2356.30N由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷： P=fp(XFt+YFa)=1.2=2827.56 N已知预期寿命8年，两班制 L8h=288365=46720h基本额定动载荷 Cr=P=28.56 KN 由表15-4选用C=33.5 KN的6211轴承10.2输入轴轴承 1轴承类型的选择 由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承，轴承承受的径向载荷P=591.48N，轴承转速n1=1440 r/min；轴承的预期寿命为L8h=288365=46720h。2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值C=P=63.53 KN 由表22-1选择C=73.8 KN的6218轴承。10.3输出轴轴承1.轴承类型的选择由于输出轴承承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷 P=7481.17 KN轴承承受的转速 n=122.5 r/min轴承的预期寿命 L8h=288365=46720h2.轴承型号的选择球轴承应有的基本额定动载荷值C= P=138.62 KN故选择C=148 KN的型号为6418轴承十一,键连接的选择及校核由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴选择A型普通平键，其尺寸依据轴颈d=30 mm，由表表14-10选择bh=108键，键长根据皮带轮宽度B=48选取键的长度系列取键长L=40.校核键连接的强度 键和联轴器的材料都是钢，由表其许用应力=100-120 MPa 取平均值=110 MPa。键的工作长度为l=L-b=40-10=30mm，键与轮毂槽的接触高度K=0.5h=0.5*8=4 mm 求得=15.44 MPa8箱盖壁厚100.025a+38凸缘厚度箱座181.5箱盖121.5底座252.5箱座肋厚m100.85地脚螺钉型号M160.036a+12数目4轴承旁连接螺栓直径M120.75df箱座、箱盖连接螺栓直径M12(0.5-0.6)df连接螺栓的间隙1160150-200轴承盖螺钉直径8(0.4-0.5)df观察孔盖螺钉6(0.3-0.4)df定位销直径d9.6(0.7-0.8)d2d1,d2至外箱壁间距22C1=C1mind2至凸缘边缘距离16C2=C2mindf至外箱壁的距离26df至凸缘边缘距离24箱体外壁至轴承盖做端面距离1153C1+C2+(5-10)轴承端盖的外径D2101 101 106轴承旁连接螺栓距离S115 140 139附件 为了保证减速器的正常工作，出了对齿轮，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想座的精确定位、掉装等辅助零件和部件的合理选择和设计。1， 窥视孔视孔盖 规格为130100，为了检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查孔的盖板用螺钉固定在箱体上。材料为Q2352，通气孔 通气螺塞为M101,减速器工作时，箱体内的温度升高，气体膨胀，压力增加，为了箱体内的膨胀空气能自由排除，以保持箱体内的压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴申密封件等其他地方渗漏，通常在箱体的顶部装设通气孔。材料为Q235.3，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。我们采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上。外伸轴出的轴盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT2004，定位销 M938,为了保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工时轴承前，在箱盖与想座的链接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆柱销，安置箱体纵向两侧链接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免装错。材料为45号钢。1， 油面指示器 游标尺，检查减速器内的油池油面高度，经常保持齿内有适量的油，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。2， 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，平时用活塞吧放油孔堵住，油塞和箱体接合面应加防漏用的垫圈。材料为Q2353， 起盖螺钉M1242,为加强密封效果，通常在装配是与箱体剖分面上涂上水玻璃或密封胶。因而在拆装式往往因胶结精密而无法开盖。为此常在箱盖连接凸缘的适当位置，加工出一个螺孔，旋入起箱用的圆柱端或平端得启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。4， 起吊装置吊耳，为了便于搬运，在箱体上设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径为18.十三.减速器的润滑方式和密封形式1， 润滑本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来吧油引入轴承中。1） 齿轮的润滑。 采用侵油润滑，2） 滚动轴承的润滑。采用开设油沟，飞溅润滑。3） 润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，选用L-AN15润滑油。2， 密封形式用凸缘式端盖易与调整，采用闷盖安装骨架式选装轴唇型密封圈实现密封。轴与轴承盖之间接触式垫圈密封。十四.设计小结这次课程设计，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实课程设计当中的每一天都是很累的，其实正向老师说得一样，机械设计的课程设计没有那么简单，你想copy或者你想自己胡乱蒙两个数据上去来骗骗老师都不行，因为你的每一个数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找到出处。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。完美总是可望而不可求的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。抱着这个心理我一步步走了过来，最终完成了我的任务。十几天的机械原理课程设计结束了，在这次实践的过程中学到了一些除技能以外的其他东西,领略到了别人在处理专业技能问题时显示出的优秀品质,更深切的体会到人与人之间的那种相互协调合作的机制,最重要的还是自己对一些问题的看法产生了良性的变化. 在社会这样一个大群体里面,沟通自然是为人处世的基本,如何协调彼此的关系值得我们去深思和体会.在实习设计当中依靠与被依靠对我的触及很大,有些人很有责任感,把这样一种事情当成是自己的重要任务,并为之付出了很大的努力,不断的思考自己所遇到的问题.而有些人则不以为然,总觉得自己的弱势.其实在生活中这样的事情也是很多的,当我们面对很多问题的时候所采取的具体行动也是不同的,这当然也会影响我们的