机械设计课程设计计算说明书两级圆柱齿轮减速器（含全套图纸）.doc

机械设计课程设计计算说明书CAD图纸，联系QQ153893706设计题目：两级圆柱齿轮减速器工程学院农业机械化2班设计者： 指导教师： 2008年1月12日 华南农业大学工程学院目录1、题目及总体分析32、各主要部件选择33、选择电动机44、分配传动比5 5、传动系统的运动和动力参数计算56、V带设计7 7、设计高速级齿轮98、设计低速级齿轮13 9、减速器轴及轴承装置、键的设计16轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计22轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计28轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计3410、润滑与密封3511、箱体结构尺寸3612、设计总结3613、参考文献361题目与总体分析传动方案：如图所示电机带传动两级圆柱齿轮（斜齿轮或直齿）减速器工作机1输送带鼓轮 2带传动 3-减速器 4连轴器 5电动机传动方案输送带的牵引力F,(KN)输送带的速度v,(m/s)提升机鼓轮的直径D，（mm）传动方案190.45320说明：带式输送机提升物料：谷物、型沙、碎矿石、煤等等。输送机运转方向不变，工作载荷稳定。输送机带鼓轮的传动效率取为0.97。工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16个小时。该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。二.各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机带传动V带传动齿轮圆柱直齿轮传动平稳高速级做均做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大高速级采用球轴承，低速级采用滚子轴承联轴器弹性联轴器工作机所需有效功率为PwF×V2000N×1.1m/s三.选择电动机目的过程分析结论初选类型根据一般带式输送机选用的电动机选择初选Y系列全封闭式自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，电压380V电动机容量V带传动效率滚动轴承（四对）传动效率闭式两级齿轮传动效率 弹式连轴器传动效率鼓轮传动效率要求电动机输出功率为电动机转速鼓轮工作轴转速： 可选同步转速750r/min，1000r/min，3000r/min。型号查表得：哪个表电动机型号额定功率同步转速/满载转速电动机重量(kg)Y132S1-25.53000/292064Y132S-45.51500/144072Y132M2-65.51000/96080综合尺寸，价格及传动比，选Y132S-4型号。四.分配传动比目的过程分析结论总传动比总传动比：各级分配传比（查资料1（哪个表）两级圆柱齿轮高速级齿轮的传动比为：低速级齿轮的传动比为：五.传动系统的运动和动力参数计算目的 过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0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名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 。 0轴： 1轴： 2轴： 3轴： 4轴： 滚筒输出功率：列表如下：轴名功率P(KW)转矩(KNM)转速(r/min)传动比效率输入输出输入输出04.964.9632.932.9144014.964.7632.9110.64113.50.9624.764.52110.6490884.640.9534.524.34901520273.320.9544.34.215201485270.98滚筒4.24.050.97见表第二部分 V带设计目的过程分析结论基本数据 每天工作16小时。工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16个小时。确定功率由于其为载荷变动小，不均匀负荷的带式输送机，取=1.2V带类型选择V带为A类型带确定基准直径并验算带速v查表86和表88，初选小带轮直径为验算带速<30m/s 带速合适。计算大带轮直径由于标准化，取450mm450mm确定中心距a和基准长度Ld（式820）初定V带中心距 计算所需基准长度Ld取2500mm实际中心距a中心距变化范围为： 验算小带轮包角故满足要求。2500mm计算带的根数z查表84a得：查表84b得：查表85得： 查表82得：于是：V带根数Z=考虑安全及强度，根数取4根。根数Z=4计算初拉力最小值由表83得A型带单位长度质量q0.1kg/m。应使带的实际初拉力计算压轴力压轴力的最小值为：第三部分 各齿轮的设计计算一.设计高速级齿轮目的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13，大齿轮齿数取Z2=107。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64.793mm（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数 h6.3225mm （4）计算载荷系数K已知使用系数根据v1.3936m/s，级精度，由图查得动载荷系数由表查得直齿轮 用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时， 由，查得故载荷系数（5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 按齿根弯曲强度设计由式5确定计算参数 （1）由图1020c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1018查得弯曲疲劳强度寿命系数 （3） 取弯曲疲劳安全系数， 由式1012得 （4）计算载荷系数 （5）查取齿形系数由表105查得： （6）应力校正系数由表105查得： （7）计算并进行比较 大齿轮的数值大。设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取取标准值m2.5，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有： m2.5 几何尺寸计算计算中心距计算分度圆直径：计算齿轮宽度：将小齿轮宽度加宽至 中心距螺旋角分度圆直径：齿轮宽度：二.设计低速级圆柱直齿传动目的设计过程结论选定齿轮精度等材料及齿数选用级精度，直齿圆柱齿轮由表选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS。选小齿轮齿数，大齿轮齿数初选 目的过程分析结论按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即确定公式各计算数值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩由表选取齿宽系数由表查得材料的弹性影响系数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（）由式计算应力循环次数（）由图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，安全系数为S=1，由式得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 计算模数、齿宽与齿高之比 计算载荷系数K 根据，级精度，由图查得动载荷系数由表查得由表查得使用系数由表查得 由图2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，由式得：（6）计算模数分度圆直径模数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，取取标准值m4，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有： 几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿宽将小齿轮宽度加宽至 分度圆直径中心距齿宽第四部分 减速器轴及轴承装置、键的设计一：轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论基本数据1轴的功率 1轴的转矩1轴的转速齿轮1 选轴的材料为钢，调质处理输入轴的设计及其轴承装置、键的设计求作用在齿轮上的力 2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3初步估算轴的最小直径目的过程分析结 论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计3轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见下图）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，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取1段的直径（2）初选型号70207AC角接触球轴承。尺寸如下 （3）各轴段直径的确定 该轴轴段3安装轴承70207AC,故该段直径为35mm。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为42mm。6段装齿轮，为了便于安装，取4段为40mm。齿轮左端用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d故取h4，取。取5段为50mm。7段装轴承，直径和1段一样为35mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mm>dmin 。（4）各轴段长度的确定选用HL2弹性柱销联轴器，所以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剂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，所以轴段2的长度为轴段3的长度为轴承70207AC的宽度B=17mm.轴承到箱体内壁的距离s=8mm，齿轮距箱体内壁之距离a18mm，还有齿轮轮毂长为B=117mm，两小齿轮间隔c20mm。所以轴段4的长度为： 轴段5的长度为，取。6段应比齿轮宽略小3mm， 取70mm。7段的长度为：3.轴的受力分析 1)画轴的受力简图）计算支承反力在水平面上 在垂直面上 故 总支承反力画弯矩图 4）画转矩图弯矩图及转矩图选用HL型弹性柱销联轴器轴的尺寸（）：目的过程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计4、按抗弯扭合成应力校核轴的强度 因齿轮为脉动循环应力，取 轴材料为45钢，调质处理，查得因为，故安全。 5、轴的细部结构设计： 1）键的选择： 半连轴器于轴的周向定位采用圆头平键联接，因查表61得平键尺寸为：键槽用键槽铣刀加工，由表62查得L为32mm。 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，因 查表61得平键尺寸为： 键槽用键槽铣刀加工，由表62查得L为56mm。 2)由表45查得导向锥面尺寸为： 3）由表43查得砂轮越成槽尺寸为： 4）各过渡圆角尺寸如零件图所示； 5）由表92查得各表面粗糙度值。 轴校核安全目的过程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计输入轴的设计及其轴承装置、键的设计6、校核键连接强度半联轴器：键基本尺寸： 查表得.故强度足够.齿轮: 键基本尺寸： 查表得.故强度足够.7. 校核轴承寿命（1）预期寿命 （2）轴承载荷 轴承径向力: 轴承轴向力：对于7000AC轴承，查表137 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算 （3）校核：按表13-6,取 查得： 故 ，因其为球轴承 键校核安全轴承选用70207AC深沟球轴承，校核安全寿命（）为二轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计目的 过程分析结论基本数据2轴的功率 2轴的转矩2轴的转速齿轮2 齿轮3 选轴的材料为钢，调质处理中间轴的设计及其轴承装置、键的设计1求作用在齿轮上的力大齿轮: 小齿轮: 2初定轴的最小直径。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径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（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初选30310圆锥滚子轴承。 尺寸为： （2）各轴段直径的确定该轴轴段2安装轴承30310和套筒,故该段直径为50mm。3段装齿轮，为了便于安装，取4段为55mm。齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d故取h5，取。取4段为60mm。5段装套筒，取其直径为6段装齿轮，为了便于安装，取4段为70mm。齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d故取h6，取。取7段为82mm。8段不安装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4段为60mm。9段装轴承，直径和2段一样为50mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mm>dmin 。（4）各轴段长度的确定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剂的要求，取端盖的外端面与半轴器右端面间的距离，所以轴段2的长度为3段应比齿轮宽略小5mm， 取112mm。轴段2的长度为轴承30310的宽度T=29.25mm. 轴承到箱体内壁的距离s=8mm，齿轮距箱体内壁之距离a18mm，还有比齿轮略小的5mm。轴段4的长度为，取。5段长度为： 6段应比齿轮宽略小2.5mm， 取65mm。 轴段7的长度为，取。 轴段8 长度为：轴段9的长度为轴承30310的宽度T=29.25mm3.轴的受力分析 1)画轴的受力简图）计算支承反力在水平面上 在垂直面上 故 总支承反力3）计算弯矩 4）画转矩图4、按抗弯扭合成应力校核轴的强度 因齿轮为脉动循环应力，取 轴材料为45钢，调质处理，查得因为，故安全。 5、轴的细部结构设计： 1）键的选择： 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，小齿轮的键联接：因 查表61得平键尺寸为： 键槽用键槽铣刀加工，由表62查得L为100mm。 大齿轮的键联接：因 查表61得平键尺寸为： 键槽用键槽铣刀加工，由表62查得L为50mm。 2)由表45查得导向锥面尺寸为： 3）由表43查得砂轮越成槽尺寸为： 4）各过渡圆角尺寸如零件图所示； 5）由表92查得各表面粗糙度值。 6、校核键连接强度小齿轮: 键基本尺寸： 查表得.故强度足够.大齿轮： 键基本尺寸： 查表得.故强度足够. 7. 校核轴承寿命（1）预期寿命 （2）轴承载荷 （1）轴承径向力: 轴承轴向力： （2）判断系数：对于300310圆锥滚子轴承 基本额定动载荷为静载荷为查表137 （3）校核：按表13-6, ,取 查得： 故 ，因其为球滚子轴承 轴校核安全键校核安全轴承选用30310圆锥滚子轴承。校核安全寿命（）为三.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论基本数据2轴的功率 2轴的转矩2轴的转速齿轮4 选轴的材料为钢，调质处理输出轴及其轴承装置、键的设计1求作用在齿轮上的力 2初定轴的最小直径。根据表，取于是由式确定联轴器查GB/75014-85，取HL5（），直径联轴器长度为L=142mm，轮毂长为107mm。选取轴承为30314，尺寸为3轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见下图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）选取轴承为30314，尺寸为 （2）各轴段直径的确定该轴轴段2安装轴承30314和套筒,故该段直径为70mm。3段装齿轮，为了便于安装，取3段为75mm。齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d故取h7，取。取4段为89mm。5段不安装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取5段为82mm。6段装轴承，直径和2段一样为70mm。7段装密封圈，直径取67mm8段装联轴器，直径取63mm6段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈，故取6段36mm。7段装大带轮，取为32mm>dmin 。（4）各轴段长度的确定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剂的要求，取端盖的外端面与半轴器右端面间的距离，所以轴段2的长度为3段应比齿轮宽略小5mm， 取107mm。轴段2的长度为轴承30314的宽度T=38mm. 轴承到箱体内壁的距离s=8mm，齿轮距箱体内壁之距离a18mm，还有比齿轮略小的5mm。轴段4的长度为，取。5段长度为： 轴段6的长度为轴承30314的宽度T=38mm6段应比齿轮宽略小2.5mm， 取65mm。 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剂的要求，取端盖的外端面与半轴器右端面间的距离，所以轴段7的长度为 轴段8 长度为：半连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而不压在轴的端面上，取轴端8的长度应比略短一点，取。3.轴的受力分析 1)画轴的受力简图）计算支承反力在水平面上 在垂直面上 故 总支承反力画弯矩图 4）画转矩图4、按抗弯扭合成应力校核轴的强度 因齿轮为脉动循环应力，取 轴材料为45钢，调质处理，查得因为，故安全。 5、轴的细部结构设计： 1）键的选择： 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，齿轮的键联接：因 查表61得平键尺寸为： 键槽用键槽铣刀加工，由表62查得L为100mm。 联轴器的键联接：因 查表61得平键尺寸为： 键槽用键槽铣刀加工，由表62查得L为100mm。 2)由表45查得导向锥面尺寸为： 3）由表43查得砂轮越成槽尺寸为： 4）各过渡圆角尺寸如零件图所示； 5）由表92查得各表面粗糙度值。 6、校核键连接强度齿轮: 键基本尺寸： 查表得.故强度足够.大齿轮： 键基本尺寸： 查表得.故强度足够. 7. 校核轴承寿命（1）预期寿命 （2）轴承载荷 （1）轴承径向力: 轴承轴向力： （2）判断系数：取轴承30314圆锥滚子轴承 基本额定动载荷 基本额定动载荷 Y=1.7 e0.35查表137 （3）校核：按表13-6, ,取 查得： 故 ，因其为球滚子轴承 故安全。选用HL5型弹性柱销联轴器轴的尺寸（）：轴校核安全键校核安全轴承选用30314圆锥滚子轴承，校核安全寿命（）为九.润滑与密封目的过程分析结论润滑与密封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，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3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选用ZGN2润滑脂十.箱体结构尺寸目的分析过程结论机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58mm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+1216.3mm地脚螺钉数目a<250,n=66 轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 df12.2mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6) df10mm联接螺栓d2间距L=150200160mm轴承盖螺钉直径d3=(0.40.5) df7mm窥视孔螺钉直径d4=(0.30.4) df6mm定位销直径d=(0.70.8) d27mm轴承旁凸台半径R10 mm目的分析过程结论轴承盖螺钉分布圆直径D1= D+2.5d3(D为轴承孔直径)D11=42.5mmD12=42.5mmD13=57.5mm轴承座凸起部分端面直径D2= D1+2.5d3D21=59.5mmD22=59.5mmD23=74.5mm大齿顶圆与箱体内壁距离11>1.212mm齿轮端面与箱体内壁距离22>10 mm两齿轮端面距离4=2020 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=28mmC11=23mmC12=21mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=19mmC22=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)d113mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)52 mm吊环螺钉直径dq=0.8df13mm十一.设计总结此次课程设计历时2周，是上学以来留最长时间的作业。从刚开始的无从下手到编写长达36页的计算说明书，3张零件图记1张及其繁琐的装配图（至少现在对于我而言非常之繁琐），期间所受的训练是巨大的。个人感觉有如下四点收获：1、把两年多学习到的知识都综合在一起，包括互换性，材料力学，机械制图，工程力学，机械设计等需要用到，可以说综合课程设计这个“综合”是名副其实的。2、学会更好地利用图书馆。通过从图书馆翻阅大量书籍，涉猎诸多关于机械的书籍，期间学习到了很多在课堂上不知晓的知识，知道有些书是用来查得，没时间也没精力逐页逐页翻。3、学习了WORD以及AUTO CAD 。坐在电脑面前一字一字地输入计算书的内容，包括排版，包括字体的美化以及表格的编排，这对熟练使用WORD是一个很好的机会。再者从使用AUTO CAD上而言，画了一张装配图基本上把所用工具栏上的选项都试了，同时也和同学们相互讨论，相互学习 。4、锻炼了自己的耐心以及注意力。设计过程中一个疏忽或者画图过程中一个没注意将会带来诸多修改的繁琐工作，期间那种无奈的心情还有想放弃不做的情愫都特别浓，不过还是坚持做到了现在。看着完工的东西，还是有一定成就感的，虽然由于过多的面对电脑，眼睛还有脖子现在还有点酸痛。总之，通过此次课程设计，发现了自身的知识储备有很多的不足，同时也在这个过程中逐步地改进不足。虽然此次课程设计作品存在很多不足，但要改已经没时间了，希望在以后能将其完美化。十二.参考文献1.机械设计课程第八版 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2006年2.机械原理课程第七版 孙桓 陈作模主