二级圆柱齿轮减速器设计【6张CAD图纸+PDF图】
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装订线南京工业职业技术学院 二级圆柱齿轮减速器设计毕 业 设 计课题名称二级圆柱齿轮减速器设计院/专 业 机械工程学院/机电一体化班 级 学 号 学生姓名 指导教师：年 月 日0二级圆柱齿轮减速器设计机械工程学院/计算机辅助设计与制造摘要圆柱齿轮减速器被广泛地应用于各类机械产品和装备中，因此，研究提高其承载能力，延长其使用寿命，减小其体积和质量等问题，具有重要的经济意义。本课题对某二级圆柱齿轮减速器，进行可靠性分析及设计。 本次设计首先，通过对圆柱齿轮减速器结构及原理进行分析，在此分析基础上提出了其设计方案；接着，对主要技术参数进行了计算选择；然后，对各主要零部件进行了设计与校核并以体积最小为目标函数，进行可靠性分析及优化设计；最后，通过AutoCAD制图软件绘制了优化后的圆柱齿轮减速器装配图及主要零部件图。关键词：圆柱齿轮，减速器，轴，设计AbstractCylindrical gear reducer is widely used in various types of machinery and equipment, and therefore, increase its carrying capacity study, to extend its service life, reduce the volume and quality and other issues, has important economic significance. The issue of a second cylindrical gear reducer, the smallest volume as the objective function, reliability analysis and optimization of the design.The design is first, by performing on the cylindrical gear reducer structure and principle analysis presented in this analysis based on its design; Next, the main technical parameters were calculated selection; then, for each of the main components were designed and Checking and minimum volume as the objective function, reliability analysis and optimization design; Finally, AutoCAD drawing software to draw the cylindrical gear reducer assembly drawing and major components after optimization Fig.Key words: Cylindrical gear, Reducer, Shafts, Design目 录摘要1Abstract1第1章 概述2第2章 总体参数计算32.1设计要求32.2 电动机的选择42.3 分配传动比52.4 各轴转速、功率、转矩计算5第3章 齿轮传动设计63.1 低速级齿轮的设计63.2 高速级齿轮的设计10第4章 轴、轴上零件及附件的设计134.1 轴1的设计134.2 轴2的设计154.3 轴3的设计184.4箱体结构尺寸20第5章 总结21答谢词21参考资料22第1章 概述随着我国科学技术水平的快速提高，圆柱齿轮减速器传动装置的技术得到了很大的进步，各企业的经济意识越加强烈，对工程的要求也就越来越高。但是由于受到大型圆柱齿轮减速器关键核心技术、性能、卡考使用寿命低、控制系统差距大等问题的影响，目前仍然存在着一些问题。当今高速发展的信息技术时代下，我国的科技水平同样得到了质的提升。作为输送物料的主要设备，生产工艺的发展矗然要幸高端的技术进行配合，从而实现生产效率的提高、资源能量的节约，增加我国国际竞争能力，实现利益最大化。圆柱齿轮减速器被广泛地应用于各类机械产品和装备中，因此，研究提高其承载能力，延长其使用寿命，减小其体积和质量等问题，具有重要的经济意义。本课题对某二级圆柱齿轮减速器，以体积最小为目标函数，进行可靠性分析及优化设计的研究，使学生在机械设计、计算机应用技术等方面受到综合训练，培养学生解决实际工程问题的能力。目前圆柱齿轮减速器已广泛应用于国民经经济各个部门，近年来在露天矿和地下矿的联合运输系统中圆柱齿轮减速器又成为重要的组成部分.主要有:钢绳芯圆柱齿轮减速器、钢绳牵引胶带输送机和排弃场的连续输送设施等。这些输送机的特点是输送能力大(可达30000t/h)，适用范围广(可运送矿石，煤炭，岩石和各种粉状物料，特定条件下也可以运人)，安全可靠，自动化程度高，设备维护检修容易，爬坡能力大(可达16)，经营费用低，由于缩短运输距离可节省基建投资。目前，圆柱齿轮减速器的发展趋势是：大运输能力、大带宽、大倾角、增加单机长度和水平转弯，合理使用胶带张力，降低物料输送能耗，清理胶带的最佳方法等。我国已于1978年完成了钢绳芯圆柱齿轮减速器的定型设计。钢绳芯圆柱齿轮减速器的适用范围：（1）适用于环境温度一般为-40C45C；在寒冷地区驱动站应有采暖设施；（2）可做水平运输，倾斜向上(16)和向下运输，也可以转弯运输；运输距离长，单机输送可达15km；（3）可露天铺设，运输线可设防护罩或设通廊；（4）输送带伸长率为普通带的1/5；其使用寿命比普通胶带长；成槽性好；运输距离。第2章 总体参数计算2.1设计要求2.1.1 已知条件 1）工作条件：单班制（8h/工作日），连续单向运转，载荷有轻微冲击，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度； 2）使用折旧期：10年； 3）检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修； 4）动力来源：电力，三项交流，电压380V/220V； 5）运输带速度允许误差：-5%+5%；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2.1.2 设计原始数据符号运输带工作拉力F(N)运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)数据64000.83002.1.3 传动方案二级圆柱齿轮减速器2.2 电动机的选择2.2.1 选择电动机类型电动机是标准部件，因为室内工作，运动载荷平稳，所以选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2.2.2 电动机容量的选择1）运输机所需要的功率为：其中：F=6400N.m，V=0.8m/s，D=300mm得2）电动机的输出功率为电动机至鼓轮轴的传动装置总效率。取联轴器效率，圆柱齿轮传动效率，轴承效率，滚筒的传动效率，电动机至鼓轮轴的传动装置总效率为：3）电动机所需功率为：因有轻微震动 ，电动机额定功率只需略大于即可，查机械设计手册表19-1选取电动机额定功率为7.5kw。2.2.3 电动机转速的选择鼓轮轴工作转速：展开式二级减速器推荐的传动比为：所以电动机实际转速的推荐值为：符合这一范围的同步转速为750、1000、1500r/min。综合考虑传动装置机构紧凑性和经济性，选用同步转速1000r/min的电机。型号为Y160M-6，满载转速，功率7.5。2.3 分配传动比2.3.1 总传动比满载转速。故总传动比为：2.3.2 分配传动比考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为1.3，取则：；2.4 各轴转速、功率、转矩计算2.4.1 各轴的转速1轴 ；2轴 ；3轴 鼓轮轴 2.4.2 各轴的输入功率1轴 ；2轴 ；3轴 ；2.4.3 各轴的输入转矩电机轴 ；1轴 ；2轴 ；3轴 ；整理列表轴名功率转矩转速传动比电机轴6.0259.27 9701轴5.9658.68 97012轴5.72281.58 19453轴5.51028.89 51.053.8第3章 齿轮传动设计3.1 低速级齿轮的设计3.1.1 选精度等级、材料和齿数采用7级精度由表6.1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。选小齿轮齿数大齿轮齿数取3.1.2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即1） 确定公式各计算数值（1）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的转矩（3）小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数（4）由表6.3查得材料的弹性影响系数（5）由图6.14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6.11计算应力循环次数（7）由图6.16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1，安全系数为S=1，由式10-12得（9）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值计算圆周速度v计算齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高计算载荷系数K根据，7级精度，查得动载荷系数假设，由表查得由于载荷中等振动，由表5.2查得使用系数由表查得查得故载荷系数（10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得（11）计算模数3.1.3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的计算数值由图6.15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6.16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1，安全系数为S=1.3，由式10-12得计算载荷系数（2）查取齿形系数由表6.4查得（3）查取应力校正系数 由表6.4查得（4）计算大小齿轮的，并比较 大齿轮的数据大（5）设计计算对比计算结果，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，可取有弯曲强度算得的模数3.52mm，圆整取标准值m4.0mm并按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数取大齿轮齿数取3.1.4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距 （3）计算齿宽宽度取序号名称符号计算公式及参数选择1齿数Z27，1032模数m4mm3分度圆直径4齿顶高5齿根高6全齿高7顶隙8齿顶圆直径9齿根圆直径10中心距3.2 高速级齿轮的设计3.2.1 选精度等级、材料和齿数采用7级精度由表6.1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。选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取3.2.2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即1） 确定公式各计算数值（1）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的转矩（3）小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数（4）由表6.3查得材料的弹性影响系数（5）由图6.14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6.11计算应力循环次数（7）由图6.16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1，安全系数为S=1，由式10-12得（9）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值计算圆周速度v计算齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高计算载荷系数K根据，7级精度，查得动载荷系数假设，由表查得由表5.2查得使用系数由表查得查得故载荷系数（10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得（11）计算模数3.2.3 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的计算数值由图6.15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6.16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1，安全系数为S=1.3，由式10-12得计算载荷系数（2）查取齿形系数由表6.4查得（3）查取应力校正系数 由表6.4查得（4）计算大小齿轮的，并比较 大齿轮的数据大（5）设计计算对比计算结果，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，可取有弯曲强度算得的模数2.07mm，于是取标准值m2.5mm。并按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数取大齿轮齿数取3.2.4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距 （3）计算齿宽宽度取B1=55mm; B2=50mm序号名称符号计算公式及参数选择1齿数Z25，1252模数m2.5mm3分度圆直径4齿顶高5齿根高6全齿高7顶隙8齿顶圆直径9齿根圆直径10中心距第4章 轴、轴上零件及附件的设计4.1 轴1的设计4.1.1 尺寸与结构设计计算（1）高速轴上的功率P1,转速n1和转矩T1，（2）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径，选取轴的材料45钢，调质处理。根据机械设计表11.3，取，于是得：（3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度该处开有键槽故轴径加大510，且这是安装大带轮的直径，取22mm。为了满足带轮的轴向定位，-轴段右端要有一轴肩，故取-段直径为d-=26mm。初步选定滚动轴承，因轴承受径向力和轴向力，根据d-=26mm，取用6206型深沟球轴承，其尺寸为dDT=30mm65mm16mm，则有d-=d-=30mm，L=16mm，轴承中间处用轴肩定位，这段取直径d-=35mm。右端轴承与齿轮之间应有一套同固定，-长应为：取套同长12mm，则L-=32mm。齿轮为齿轮轴此轴段长L-=40mm。取轴承端盖总宽为32mm，外端面与大带轮右端面间距离为10mm，故取L-=42mm。结合箱体结构，取L-=76mm。（4）轴上零件的周向定位轴上零件的周向定位：联轴器与轴的周向定位均用平键联接。按d-=18mm查得平键截面bh=8mm7mm，键槽用铣刀加工，长56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H6/n5。4.1.2 强度校核计算（1）求作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为= ，根据机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则（2）求轴上的载荷（详细过程以轴2为例，其他轴类似不一一复述）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于6207型深沟球轴承，由手册中查得a=17mm。因此，轴的支撑跨距为L1=172mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面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F，C截面弯矩M总弯矩扭矩（3）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。4.2 轴2的设计4.2.1 轴2的转速和功率转矩P2=5.72Kw，n2=194n/min，T2=281.58N.m4.2.2 求作用在齿轮上的力（1）求作用在低速级小齿轮上的力 圆周力： 径向力： 轴向力：（2）求作用在高速级大齿轮上的力。因大齿轮为从动轮，所以作用在其上的力与主动轮上的力大小相等方向相反。 圆周力：径向力：轴向力： 4.2.3 初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据机械设计-表15-3，取，于是得：该轴的最小直径显然是轴承处轴的直径和，故4.2.4 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 (a)初步选择滚动轴承。因轴承不受轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，根据，选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6207型，其尺寸为，得： 轴段取安装齿轮处的-、-取，根据齿轮宽并为保证齿轮定位准确轴段适当缩短12mm，故：，轴段-为两侧齿轮定位轴环，根据箱体尺寸。(3)轴上零件的周向定位齿轮采用平键联接，按，查机械设计表得平键截面，联接小圆柱齿轮的平键长度为90mm，联接大圆柱齿轮的平键长度为56mm.4.2.5 求轴上的载荷对于6207型深沟球轴承，计得：，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示载荷水平面垂直面支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即圆柱齿轮的截面，取，轴的计算应力：前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表，查得，因此，安全。4.3 轴3的设计4.3.1 功率P3,转速n3和转矩T3，4.3.2 求作用在齿轮上的力圆周力：径向力：轴向力：4.3.3 初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据机械设计表11.3，取，于是得：该处开有键槽故轴径加大510，且轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，取。按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为15000N.m。半联轴器的孔径为56mm，故取；半联轴器长度为，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.3.4 轴的结构设计（1）为了满足半联轴器的轴向定位的要求，-轴段左端需制出轴肩，故取-段的直径，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上面而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取。(b) 初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用单列深沟球轴承。根据，查机械设计手册选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6213，其尺寸为，故，而，滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度，因此，取.(c)取安装齿轮处的轴的直径；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为96mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则，。因、两轴在箱体内的长度大致相等，取， 。（2）轴上零件的周向定位查机械设计表，联接联轴器的平键截面；联接圆柱齿轮的平键截面（3）求轴上的载荷 对于6214型深沟球轴承，载荷水平面垂直面支反力F弯矩M总弯矩扭矩T（4）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即安装齿轮处，取，轴的计算应力：前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计 查得，因此，安全。计得：，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示。4.4箱体结构尺寸1箱座壁厚，2箱盖壁厚3箱座凸缘厚度4箱盖凸缘厚度5箱座底凸缘厚度6地底螺钉直径，取M207地底螺钉数目8轴承旁联接螺栓直径 ，取M149箱盖与箱座联接螺栓直径 取M1010联接螺栓的间距12窥视孔盖螺钉直径,取M613定位销直径14，至外箱壁距离15轴承旁凸台半径16凸台高度17箱体外壁至轴承座端面距离19大齿轮顶圆与内箱壁距离20齿轮端面与内箱壁距离21箱盖，箱座筋厚 ，22轴承端盖外径 23轴承旁联接螺栓距离24大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离25箱底至箱底内壁的距离
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