机械设计课程设计-两级圆柱齿轮减速器及带传动F=1.4KN,V=1.8D=320.doc

目录一题目及总体分析.2二各主要部件的选择.2三电动机选择.2四分配传动比.4五传动系统的运动和动力参数计算.4六V带传动的设计.5七设计高速级齿轮.6八设计低速级齿轮.10九减速器轴及轴承装置，键的设计.1511轴（输入轴）及其轴承装置键的计算.1622轴（中间轴）及其轴承装置键的计算.2033轴（输出轴）及其轴承装置键的计算.25十润滑与密封.30十一箱体结构尺寸.31十二设计总结.32一. 题目及总体分析题 目：两级圆柱齿轮减速器及带传动设 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0.973)每年工作300天,每天16小时；工作寿命8年设 计 参 数：运输带牵引力F=1.4KN；运输带速度v=1.8m/s;卷筒直径D=320mm。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器 传动方案如下图所示:二. 各主要部件的选择分析对象过程分析结论动力源一般选用交流电动机三相交流电动机带V带允许的传动比大,结构紧凑V带齿轮直齿传动平稳高速级、低速级都可用直齿轴承此减速器轴承承受轴向载荷很小球轴承联轴器有吸振和缓冲能力,耐久性好弹性柱销联轴器三. 电动机选择确定工作机的转速:查表知V带传动常用传动比范围为24,单级圆柱齿轮的传动比范围为36,则电动机转速的可选范围为: 因此,可选同步转速为3000r/min的电动机分析对象过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为PwFV1400N0.45m/s初定V带的传动效率为圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为滚子轴承传动效率(四对)为弹性联轴器传动效率取输送机滚筒效率为总效率为： =0.96 0.99 0.97 = 0.833电动机输出有效功率为要求电动机输出功率为型号查得型号Y112M-2封闭式三相异步电动机参数如下额定功率kW=4.0满载转速r/min=2890同步转速r/min =3000堵转转矩/额定转矩=2.2最大转矩/额定转矩=2.2因载荷平稳电动机额定功率略大于即可选用型号Y112M-2封闭式三相异步电动机四. 分配传动比分析对象过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下 为使V带传动外部尺寸不要太大,初取 则减速器传动比为:按展开式布置,考虑没有润滑条件,为使两级齿轮直径相近,取高速级 ,则低速级 五. 传动系统的运动和动力参数计算分析对象过程分析及结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送滚筒轴分别为O轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出转矩和其余各轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。计算所得结果如下表:传动系统的运动和动力参数计算轴号电动机两级圆柱减速器工作机O轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=2890n1=1032.14n2=344.047n3=107.515n4=107.515功率P(kw)P0=3.025P1=2.904P2=2.816P3=2.732P4=2.678转矩T(Nm)T0=9.996T1=19.375T2=78.166T3=242.669T4=237.873两轴联接V带齿轮齿轮联轴器传动比 ii01=2.8i12=3i23=3.2i34=1传动效率01=0.9612=0.9723=0.9734=0.98六. V带传动的设计已知电动机功率Pd=3.025kw,转速n1=2890r/min,传动比=2.8,每天工作16小时1、由于载荷平稳,选用普通V带。2、确定计算功率Pca=KAPd=1.23.025=3.630 KW3、选择带型 根据Pca 与n1=2890r/min,由机械设计手册确定选用Z型4、确定带轮基准直径并验算带速 初取主动轮的基准直径 dd1=90 mmV=dd1n1/(601000)= =13.612 m/s25 m/s 于是从动轮基准直径dd2= dd1i01=90 2.8=252mm 根据手册,应圆整为250mm5、确定普通V带的基准长度和传动中心距Ld 根据0.7(dd1+ dd2)a090 因此,主动轮上的包角合适。7计算普通V带的根数Z 由 n1=2890r/min，dd1=90 mm，i=2.8，查手册得 PO=0.60Kw PO=0.04Kw查表得K=0.96, KL=1.18故取Z=68.计算预紧力F0 查表8-4，得q=0.06kg/m,故 =270N 9.计算作用在轴上的压轴力Fp Fp=2ZF0 sin=2 6 270sin=3212.281N10.V带轮的选择由主、从动轮的基准直径,选用轮辐式V带轮 其宽度B=(Z-1)e+2f=(6-1)12+27=74mm七. 设计高速级齿轮分析对象过程分析结论选精度等级材料和齿数） 选用直齿圆柱齿轮传） 选用级精度） 材料选择。小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。） 选小齿轮齿数14，大齿轮齿数211324=72小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 ）确定公式内的各计算数值（）试选 （2）计算小齿轮传递的转矩 （3）由表选取齿宽系数（4）由表查得材料的弹性影响系数（5）由图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）由式计算应力循环次数（7）由图查得接触疲劳强度寿命系数（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得按齿面接触强度设计 ）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽（）计算齿宽与齿高比模数（）计算载荷系数K已知使用系数根据，级精度，由图查得动载荷系数 查表得 故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数m 按齿面接触强度设计,模数m=1.656mm按齿根弯曲强度设计由式） 确定计算参数（）计算载荷系数（2）查取齿形系数由表查得（3）查取应力校正系数由表查得（4）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（5）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数（6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得（7）计算大小齿轮的大齿轮的数据大） 设计计算按齿面弯曲强度设计,模数m=1.313mm，但是因为传递动力的齿轮模数应取大于等于1.5mm,所以模数取m=1.5mm对比计算结果对比计算结果，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，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1.313并就近圆整为标准值m=1.5mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由则按齿根弯曲强度设计,得模数m1.313,综合比较可得高速级两齿数: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；中心距分度圆直径齿轮宽度八. 设计低速级齿轮目的过程分析结论选精度等级、材料和齿数1)选用直齿圆柱齿轮传2)选用级精度3)材料选择。小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。4)选小齿轮齿数14，大齿轮齿数2213.224=76.8 取277小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 ）确定公式内的各计算数值（）试选 （2）计算小齿轮传递的转矩 （3）由表选取齿宽系数（4）由表查得材料的弹性影响系数（5）由图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）由式计算应力循环次数（7）由图查得接触疲劳强度寿命系数（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得按齿面接触强度设计（）计算圆周速度（）计算齿宽（）计算齿宽与齿高比模数（）计算载荷系数K已知使用系数根据，级精度，由图查得动载荷系数 查表得 故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数m按齿面接触强度设计, 模数m=2.534mm按齿根弯曲强度设计由式1)确定计算参数（）计算载荷系数（2）查取齿形系数由表查得按齿根弯曲强度设计（3）查取应力校正系数由表查得（4）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（5）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数（6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得 按齿根弯曲强度设计（7）计算大小齿轮的大齿轮的数据大） 设计计算模数对比计算结果，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，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1.71mm,并取为标准值m=1.75mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取Z1 = 33 则 取Z2 =107按齿根弯曲强度设计,模数m1.71,取为标准值m=1.75mm,综合比较计算得低速级两齿轮齿数为: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；中心距分度圆直径齿轮宽度九. 减速器轴及轴承装置、键的设计布置图如下（此图主要表现轴的形状，齿轮、键、键槽等和一些交线没有画出）轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计对象分析过程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率,r/min转矩求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=38.75mm初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径这是安装带轮的最小直径,取=20mm.由前面计算得到的带轮宽度B=74mm轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足带轮的轴向定位要求，轴段右端需制一轴肩，故取段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径D24。比L略短，取， （2）初选滚动轴承.因轴承受轴向力很小,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据,选取6205型深沟球轴承,参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷，故选轴的材料为钢，调质处理输入轴的设计及其轴承装置、键的设计（3）取安装齿轮处的轴段直径;齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮轮毂宽度为45mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故,齿轮左端采用轴肩定位,轴肩高度故取h=4mm,则轴环处的直径.轴环的宽度取(4)轴承端盖的总宽度为15mm.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑的要求,取端盖的外端盖与带轮右端间的距离l=15mm,故取(5) 68mm20mm15mm轴的尺寸（）：=20输入轴的设计及其轴承装置、键的设计求轴上的载荷并校核受力图、弯矩图及扭矩图见上图跨度为1）计算支反力（）水平面支反力 即 即 得 （）垂直面支反力 即 即得 ）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图在C处，（）垂直面弯矩图在C处，（）合成弯矩图在C处，3)计算转矩并作转矩图输入轴的设计及其轴承装置、键的设计4)轴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，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力由表查得，故安全 校核轴承和寿命）校核轴承A和寿命径向载荷由式9当量动载，安全。该轴承寿命为 45944 h830016h=38400h,故可用.）校核轴承B和寿命径向载荷当量动载荷，校核安全该轴承寿命为 故可用 选用校核键1)对带轮处,查表，选用圆头平键由式，查表，得，键校核安全轴校核安全2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计对象分析过程分析结论中间轴的设计及其轴承装 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已知低速级小齿轮的分度圆直径为d1=57.75mm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5钢，调质处理。根据表，取这是安装轴承处轴的最小直径和,故取=25mm轴的材料为5号钢,调质处理中间轴的设计及其轴承装 置、键的设计轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初选滚动轴承.因轴承受轴向力很小,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据,选取6205型深沟球轴承,参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷（2）取安装齿轮处的轴段直径;两齿轮靠近轴承端采用套筒定位.已知低速小齿轮和高速大齿轮的轮毂宽度分别为65mm、40mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,各轴段应略短于轮毂宽度,故取,齿轮之间采用轴肩定位,轴肩高度故取h=3mm,则轴环处的直径.因两齿轮间的距离c=20mm,故(3)取齿轮距箱体之距离a=16mm,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,取s=8mm,已知轴承宽度T=15mm,则 5.求轴上的载荷并校核跨度为受力图、弯矩图及扭矩图：1. 轴承选取6205型深沟球轴承2.轴的尺寸（）：=25中间轴的设计及其轴承装置 、键的设计1）计算支反力（）水平面支反力 即 即 得 中间轴的设计及其轴承装置，键的设计（）垂直面支反力 即 即 得 ）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图在B处，在C左侧处，在C右侧处，（）垂直面弯矩图在B处， 在C处，（）合成弯矩图在B处, 在C左侧处，在C右侧处，3)计算转矩并作转矩图4)轴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，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力由表查得，故安全中间轴的设计及其轴承装置、键的设计6.校核轴承和寿命）校核轴承A和寿命径向载荷由式9当量动载，安全。该轴承寿命为 830016h=38400h,故可用.）校核轴承D和寿命径向载荷当量动载荷，校核安全该轴承寿命为 故可用7.选用校核键1)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2)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1.低速级小齿轮的键选用圆头平键2. 高速级大齿轮的键选用圆头平键3轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论输出轴的设计及其轴承装置、键的设计输出轴上的功率,r/min转矩求作用在齿轮上的力5034.65Ntan=1832.46 N初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值），于是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，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L112，与轴配合的孔长度102m轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制一轴肩，故取段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径D34。比L略短，取， 选轴的材料为钢，调质处理选用LX3型弹性柱销联轴器半联联轴器长度L112与轴配合的孔长度输出轴的设计及其轴承装置、键的设计（2）初选滚动轴承.因轴承受轴向力很小,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据,选取6207型深沟球轴承,参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷，故左端轴承采用轴肩进行轴向定位,取（3）取安装齿轮处的轴段直径;齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮轮毂宽度为60mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故,齿轮左端采用轴肩定位,轴肩高度故取h=5mm,则轴环处的直径.轴环的宽度取(4)轴承端盖的总宽度为15mm.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑的要求,取端盖的外端盖与带轮右端间的距离l=20mm,故取(5)取齿轮距箱体之距离a=16mm,两圆柱齿轮间距离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,取s=8mm,已知轴承宽度T=17mm,高速级大齿轮轮毂长L=60mm,则 5.求轴上的载荷并校核跨度为受力图、弯矩图及扭矩图：轴的尺寸（）：=30输出轴的设计及其轴承装置、键的设计 1）计算支反力（）水平面支反力 即 即 得 输出轴的设计及其轴承装置、键的设计（）垂直面支反力 即 即得 ）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图在C处，（）垂直面弯矩图在C处，（）合成弯矩图在C处，3)计算转矩并作转矩图4)轴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，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力由表查得，故安全6.校核轴承和寿命）校核轴承A和寿命径向载荷由式9当量动载，安全。该轴承寿命为 830016h=38400h,故可用.轴校核安全输出轴的设计及其轴承装置、键的设计）校核轴承B和寿命径向载荷当量动载荷，校核安全该轴承寿命为 故可用7.选用校核键1)对低速级齿轮处,查表，选用圆头平键由式，查表，得，键校核安全2) 对半联轴器处,查表，选用圆头平键由式，查表，得，键校核安全1.轴承选用6207型深沟球轴承，校核安全2. 低速级齿轮处,选用圆头平键键校核安全3.半联轴器处,选用圆头平键十 润滑与密封对象分析分析过程结论润滑与密封对于齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动的润滑方法是根据齿轮的圆周速度的大小决定的。 中间轴的大齿轮速度计算是：n=344.05r/min =344.05/60 r/s =5.73r/sC=d=(+2)=124.5mmV=nc=2.2m/s 12m/s输出轴大齿轮的速度计算是：n=107.52r/min =107.52/60 r/s =1.79r/sC=d=(+2)=190.7mmV=nc=1.07m/s 12m/s有上面的计算可知道齿轮的线速度都少于12m/s,因此可以用浸油润滑选用的润滑油牌号是：N46机械润滑油。齿轮润滑方式的选择 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，查机械设计手册可选用钠基润滑剂2号。 2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封十一. 箱体结构尺寸分析对象分析过程结论aa值对圆柱齿轮传动为低速级中心距122mm机座壁厚=0.025a+510mm机盖壁厚11=0.025a+510mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+1212mm地脚螺钉数目a1.214mm齿轮端面与箱体内壁距离2212mm两齿轮端面距离4=2020 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=26mmC11=21mmC12=18mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=22mmC21=17mmC22=15mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=48mmK1=38mmK2=33mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d115mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)52 mm十二. 设计总结首先，我们承认，自从做了这个课程设计之后，我们才真正知道自己的专业知识是多么