二级即两级圆柱齿轮减速器及带传动设计【F=1400 V=1.8 D=320】【优秀机械课程毕业设计论文】
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二级
两级
圆柱齿轮
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设计
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机械
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毕业设计
论文
- 资源描述：
-
文档包括:
说明书一份,32页,8200字左右.
图纸共5张,如下所示
A0-装配图.dwg
A4-低速轴.dwg
A4-高速级大齿轮.dwg
A4-高速轴.dwg
A4-中间轴.dwg
- 内容简介：
-
目录 一题目及总体分析 各主要部件的选择 电动机选择 分配传动比 传动系统的运动和动力参数计算 V 带传动的设计 设计高速级齿轮 .设计低速级齿轮 减速器轴及轴承装置，键的设计 . 15 1 1 轴（输入轴）及其轴承装置 键的计算 . 2 轴（中间轴）及其轴承装置 键的计算 . 20 3 3 轴（输出轴）及其轴承装置 键的计算 . .润滑与密封 .一箱体结构尺寸 .二设计总结 .2 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 )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=输带速度 v=s;卷筒直径 D=320 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 结构紧凑 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 : m i n/i n/ vn w 查表知 4,单级圆柱齿轮的传动比范围为 3 6,则 3 电动机转速的可选范围为 : m i n/1547719351 0 7 . 4 86)(34)(2 2 齿带因 此 ,可选同步转速为 3000r/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（ 闭式三相异步电动机 功 率 工作机所需有效功率为 F V 1400N s 初定 圆柱齿轮传动 (7 级精度 )效率 (两对 )为 22 滚子轴承传动效率 (四对 )为 43 弹性联轴器传动效率取 输送机滚筒效率为 总效率为： 总= 动机输出有效功率为 2 0 0 4254321 要求电动机输出功率为 号 查得型号 额定功率 载转速 r/890 同步转速 r/3000 堵转转矩 /额定转矩 =大转矩 /额定转矩 =载荷平稳电动机额定功率 大于 可 选用型号 4 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 级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积； 电动机的满载转速，r/工作机输入轴的转速， r/ 计算如下 890n m r m i n/i n/ vn w 带传动外部尺寸不要太大 ,初取 带减 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 31i ,则低速级 i 31i i 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 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 : 5 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 1轴 2轴 3轴 4轴 转速n(r/890 率 P(1=2=3=4=矩 T(N m) 1=2=3=4=轴联接 齿轮 齿轮 联轴器 传动比 i .8 .2 传动效率 01= 12= 23= 34= . V 带传动的设计 已知电动机功率 速 890r/动比 =天工作 16小时 1、由于载荷平稳 ,选用普通 2、确定计算功率 W 3、选择带型 根据 890r/机械设计手册确定 选用 4、确定带轮基准直径并验算带速 初取主动轮的基准直径 0 = 60 1000)= 100060 =m/ 因此 ,主动轮上的包角合适。 7计算普通 由 890r/0 i=手册得 表得 K =( Z故取 Z=6 0 查表 8 q=m,故 20 2 0 ( 1 )q =270N p 1 =2 6 270 165 =由 主、 从动轮的基准直径 ,选用轮辐式 其宽度 B=(e+2f=(6 12+2 7=74七 . 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 者材料硬度差为 ） 选小齿轮齿数 1 4，大齿轮齿数 2 1 1 3 24=72 小齿轮材料为（调质），硬度为 ，大齿轮材料为 钢（调质），硬度为 7 按齿面接触强度设计 按式（ 10 21）试算，即 3 21 )( ）确定公式内的各计算数值 （）试选 3.1 （ 2）计算小齿轮传递的转矩 451151 n PT （ 3）由表选取齿宽系数 1d （ 4）由表查得材料的弹性影响系数 2/ （ 5）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限001 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 502 （ 6）由式计算应力循环次数 911 103 7 3 26060 09 2 （ 7 ） 由 图 查 得 接 触 疲 劳 强 度 寿 命 系 （ 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 M P 1l i 8 按齿面接触强度设计 M P 2l i M P ,( m i ）计算 （）试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 5 9(31312 6 8 7 21 （）计算圆周速度 t /1 （）计算齿宽 （）计算齿宽与齿高比 模数 5 hb t（）计算载荷系数 K 已知使用系数 1根据 ，级精度，由 图K 查表得 1 ）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 7 3 3311 （）计算模数 m 5 按齿面接触强度设计 , 模数m=9 按齿根弯曲强度设计 由式 3 211 2） 确定计算参数 （）计算载荷系数 5 3 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 001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 802 （ 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 S 式得 M P 111 M P 4 8 222 （ 7）计算大小齿轮的 1 5 8 7 0 1 3 3 2 222111 大齿轮的数据大 ） 设计计算 5 8 7 6 8 7 按齿面弯曲强度设计 , 模数m= 但是因为 传递动力的齿轮模数应取大于 以模数取 m=10 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 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 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 就近圆整为标准值m=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 12732 Z 按齿根弯曲强度设计 ,得模数 m合比较可得高速级两齿数 : 812721 几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径 (2)计算中心距 12/)( 21 (3)计算齿轮宽度 d 取 02 ； 51 中心距 1 分度圆直径 齿轮宽度 02 51 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 者材料硬度差为 4)选小齿轮齿数 1 4，大齿轮齿数 2 2 1 24= 277 小齿轮材料为（调质），硬度为 ，大齿轮材料为钢（调质），硬度为11 按齿面接触强度设计 按式（ 10 21）试算，即 3 21 )( ）确定公式内的各计算数值 （）试选 3.1 （ 2）计算小齿轮传递的转矩 452251 n PT （ 3）由表选取齿宽系数 1d （ 4）由表查得材料的弹性影响系数 2/ （ 5）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限001 ，大齿轮 的接触疲劳强度极限 502 （ 6）由式计算应力循环次数 821 04 7 （ 7）由图查得接触疲劳强度寿命系数 1 K （ 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 M P 1l i M P 2l i M P 50),( m i ）计算 （）试算小齿轮分度圆直径 由计算公式得 1 5 9( 1 7 21 12 按齿面接触强度设计 （）计算圆周速度 t /1 （）计算齿宽 （）计算齿宽与齿高比 模数 3 hb t（）计算载荷系数 K 已知使用系数 1根据 ，级精度，由图K 查表得 1 7 ）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 3311 （）计算模数 m 3 按齿面接触强度设计 , 模数m=13 按齿根弯曲强度设计 由式 3 211 21)确定计算参数 （）计算载荷系数 4 7 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 001 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 802 （ 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 S 由式得 M P 111 M P 222 14 按齿根弯曲强度设计 （ 7）计算大小齿轮的 222111 大齿轮的数据大 ） 设计计算模数 4 7 8 1 7 03 6 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 (即模数与齿数的乘积 )有关 ,可取由弯曲强度算得的模数 取为标准值 m=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 3 2 1 1 = 33 则 Z 取 107 按齿根弯曲强度设计 ,模数 m取为标准值m=合比较计算得低速级两齿轮齿数为 : 1073321 几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径 (2)计算中心距 22/)( 21 (3)计算齿轮宽度 d 取 02 ； 51 中心距 分度圆直径 齿轮宽度 02 51 15 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） 16 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/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 t 1 3 7 a 7 0t a n 初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 112A （以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径 o 33 11m i n 这是安装带轮的最小直径 21d ,取 21d =4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 232 ，左端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径 D 24。 21l 比 221 ， （ 2）初选滚动轴承 故选用深沟球轴承 232 ,选取 6205型深沟球轴承 ,参数如下 155225 1 6 基本额定动载荷 基本额定静载荷 r ，故 58743 543 选轴的材料为钢，调质处理 17 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 076 ;齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位 5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 176 ,齿轮左端采用轴肩定位 ,轴肩高度,07.0 故取 h=4轴环处的直径 565 ,4.1 565 (4)轴承端盖的总宽度为 取端盖的外端盖与带轮右端间的距离 l=15取 032 (5) 5465l 2087l 98l 15 的 尺 寸（）： 21d =20 2232 d 2543 d 3054 d 4565 d 3076 d 2287 d 2598 d 151541206615307298877665544332218 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 0 即 2211 021 （）垂直面支反力 0 021 4 8381241 3 7 7 07421122121） 计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 在 ）垂直面弯矩图 在 211 （）合成弯矩图 在 2223)计算转矩并作转矩图 19 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， 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 M P )84800/)( 3 22212 由表查得 1 ， 1 故安全 校核轴承和寿命 ）校核轴承 径向载荷 2 1 由式 9当量动载 5 ，安全。 该轴承寿命为 6316 )1195108 0 0(6010 45944 h 8 300 16h=38400h,故可用 . ）校核轴承 径向载荷 2 2 当量动载荷 1 6，校核安全 该轴承寿命为 84 00510 66)(6010 316 故可用 选用校核键 1)对带轮处 ,查表，选用圆头平键 660 7 由式， M P ak (102 331 查表，得 M P 20100 ，键校核安 全 轴校核安全 20 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 m 2 转速 ，转矩 输出轴上的输入功率 m 1 7n,7 3 转速转矩 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 a 求作用在高速级大齿轮上的力 NF NF 初定轴的最小直径 选轴的材料为 5钢，调质处理。根据表，取 112A o 33 22m i n 这是安装轴承处轴的最小直径 21d 和65d,故取 21d =65d=25的材料为 5号钢 ,调质处理 21 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 故选用深沟球轴承 56521 ,选取 6205型深沟球轴承 ,参数如下 155225 1 6 基本额定动载荷 r 基本额定静载荷 r （ 2）取安装齿轮处的轴段直径 05432 ;两齿轮靠近轴承端采用套筒定位 50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6,61 5432 ,齿轮之间采用轴肩定位 ,轴肩高度 ,07.0 取 h=3轴环处的直径 343 c=20043 (3)取齿轮距箱体之距离 a=16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=8知轴承宽度 T=15 346521 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155225 ）： 21d =25 4032 d 4343 d 4054 d 2565 d 333620613365544332212 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 0 即 )()( 2113212 021 23 中间轴的设计及其轴承装置，键的设计 （）垂直面支反力 0 即 )()( 2113212 021 ）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 在 4 7 左侧处， 4 1 6 2右侧处， 3 1 ）垂直面弯矩图 在 处， ）合成弯矩图 在 222 在 右侧处， 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， 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 M P ( 3 22222 由表查得 1 ， 1 故安全 24 中间轴的设计及其轴承装置、键的设计 ）校核轴承 径向载荷 2 1 由式 9当量动载 9 57 3 9 ，安全。 该轴承寿命为 83)15 0 0(0)(6010 36326 8 300 16h=38400h,故可用 . ）校核轴承 径向载荷 2 2 22 2 当量动载荷 4 2 9，校核安全 该轴承寿命为 84 0 0442 5 320)(6010 326 故可用 1)低速级小齿轮的键 由表选用圆头平键 812 0 8 由式， M (102 32 查表，得 M P 20100 ，键校核安全 2)高速级大齿轮的键 由表选用圆头平键 812 8 6 由式， M P ak (102 32 查表，得 M P 20100 ，键校核安全 选 用 圆 头 平 键 812 0 2. 高速级大齿轮的键 选用圆头平键 812 8 25 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 , 矩 作用在齿轮上的力 rF tF 20 = 初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 112A （以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径 o 33 33m i n 这是安装联轴器处轴的最小直径，查表，取 K ，两轴器的计算转矩 械设计手册，选用 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250N。半联轴器的孔径 01 ，故取 087 ，半联轴器长度 L 112，与轴配合的孔长度 1L 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 032 ，左端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径 D 34。 21l 比 0021 ， 选轴的材料为钢，调质处理 选用 弹性柱销联轴器 半联联轴器长度L 112 与轴配合的孔长度 021 26 输出轴的设计及其轴承装置、键的设计 （ 2）初选滚动轴承 故选用深沟球轴承 232 ,选取 6207型深沟球轴承 ,参数如下 177235 2 5 基本额定动载荷 基本额定静载荷 r ，故 59843 743 左端轴承采用轴肩进行轴向定位 ,取 554 （ 3）取安装齿轮处的轴段直径 576 ;齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位 0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 676 ,齿轮左端采用轴肩定 位 ,轴肩高度 ,07.0 故取 h=5轴环处的直径 065 4.1 取 265 (4)轴承端盖的总宽度为 取端盖的外端盖与带轮右端间的距离 l=20取532 (5)取齿轮距箱体之距离 a=16圆柱齿轮间距离 c=在 确定滚动轴承位置时 ,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8知轴承宽度 T=17速级大齿轮轮毂长 L=60 校核 跨度为 受力图、弯矩图及扭矩图： 轴的尺寸（）： 21d =30 3232 d 3543 d 4554 d 5065 d 4576 d 4087 d 1712561260173510098877665544332217 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 0 即 2211 021 6 3 6 7102385 0 3 410221122121 28 输出轴的设计及其轴承装置、键的设计 （）垂直面支反力 0 021 ）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯 矩图 在 6 711（）垂直面弯矩图 在 ）合成弯矩图 在 8223)计算转矩并作转矩图 计算截面的当量弯矩 由合成弯矩图和转矩图知， 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 M P )235 3 ( 3 22232 由表查得 1 ， 1 故安全 ）校核轴承 径向载荷 9032 12 1 由式 9当量动载 0 33 9 0 ，安全。 该轴承寿命为 9 6 55)39031 9 8 00(6010 36336 8 300 16h=38400h,故可用 . 轴校核安全 29 输出轴的设计及其轴承装置、键的设计 ）校核轴承 径向载荷 36742 22 2 当量动载荷 13674，校核安全 该轴承寿命为 84 00496 20)(6010 336 故可用 1)对低速级齿轮处 ,查表，选用圆头平键 1220 6 6 由式， 52)/(102 333 查表，得 M P 20100 ，键校核安全 2) 对半联轴器处 ,查表，选用圆头平键 810 0 0 由式， 52)/(102 333 查表，得 M P 20100 ，键校核安全 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 1220 6 键校核安全 选用圆头平键810 0 30 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=0 r/s =s C= d= (分d+2 =s 14轮端面与箱体内壁距离 2 2 12齿轮端面距离 4=20 20 mm df,d1, 5 8) 611=2112=18mm df,d1, 2f=2221=1722=15壳上部（下部）凸缘宽度 K= f=481=382=33承孔边缘到螺钉 心线距离 e=(1 1.2)5承座凸起部分宽度 3 5) 5
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