机械设计课程设计(二级齿轮减速器)(机械专业)

机械设计课程设计计算说明书设计题目带式输送机班级学号设计者指导老师目录1题目及总体分析32各主要部件选择43电动机选择44分配传动比55传动系统的运动和动力参数计算66设计高速级齿轮77设计低速级齿轮128链传动的设计169减速器轴及轴承装置、键的设计18轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计18轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计24轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计2910润滑与密封3411箱体结构尺寸3512设计总结3613参考文献36一题目及总体分析题目设计一个带式输送机的减速器给定条件由电动机驱动，输送带的牵引力，运输带速度，运输机滚筒直径为40FN08/VMS。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为10年，每年300个工作日，每天工作315DM12小时，具有加工精度8级（齿轮）。减速器类型选择选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下图示5为电动机，4为联轴器，为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。辅助件有观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。二各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器链传动工作可靠，传动效率高单排滚子链三电动机的选择目的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系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为PWFV4000N08M/S圆柱齿轮传动8级精度效率两对为10972滚动轴承传动效率四对为20984弹性联轴器传动效率3099输送机滚筒效率为4097链传动的效率5096电动机输出有效功率为24123450838412979706WPW电动机输出功率为38412P型号查得型号Y112M4三相异步电动机参数如下额定功率P40KW满载转速1440R/MIN同步转速1500R/MIN选用型号Y112M4三相异步电动机四分配传动比目的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WMNI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,140/IMR60845/IN31WVRD2985WIN取13I21960I23459372HII）取60则27LHII总传动比链传动比低速级齿轮传动比高速级齿轮传1ILIHI动比13I2906HI75L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1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、；对应各轴的输入功率分别为、；对应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、。电动机两级圆柱减速器工作机轴号1轴2轴3轴4轴转速NR/MINN01440N11440N2400N314545N44848功率PKWP40P1396P23764P33758P43366转矩TNMT126263T289866T3246743T4663063两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比II011I1236I23275I343传动效率01099120972309734096六设计高速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）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。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2113624864,取Z287。5）选取螺旋角。初选螺旋角42按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即32112HEDTTZUTK）确定公式内的各计算数值（）试选6TK（）由图，选取区域系数432HZ（）由图查得780171265（）计算小齿轮传递的转矩5541190/9036/1402610TPNNM（）由表选取齿宽系数D（）由表查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE（）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MPAH601LIMLIM250H（）由式计算应力循环次数9114028301471HNNJL99247/365（）由图查得接触疲劳强度寿命系数901HNK952HN（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S1，由式得MPASKHNH5406901LIM122LI2PAAHH2531/540/21）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得TD124312620623189305855TDM（）计算圆周速度1381/6060TNVMS（）计算齿宽及模数NT1358DTB1COS0COS142TNTMMZ25279/308/06NTHB（）计算纵向重合度90314TAN2138TAN1ZD（）计算载荷系数K已知使用系数A根据，级精度，由图查得动载荷系数230/VMS1VK由表查得2318601201741HDKB由图查得34F假定，由表查得10/ATKFNMB41FHK故载荷系数1412AVHK（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得331/0582/60TTDM（）计算模数NM1COS346COS1382NZ3按齿根弯曲强度设计由式321CSFSDNYZKTM）确定计算参数（）计算载荷系数43208AVFK（）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数90180Y（）计算当量齿数13324267COS895VZ（）查取齿形系数由表查得21FAY172FAY（）查取应力校正系数由表查得596S298SA（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPFE302（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数8501FNK8N（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，由式得MPAKFENF5730418501S86222（）计算大小齿轮的FAY125916033785FASFY大齿轮的数据大）设计计算42322086108COS140635195NMM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N算的法面模数，取15MM，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，N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13406DM1COS3406COS215NDZM取，则12279IZ取804几何尺寸计算）计算中心距128015784COSCOSNAM将中心距圆整为79MM）按圆整后的中心距修正螺旋角122015ARCSARCS479NZM因值改变不多，故参数、等不必修正。KHZ）计算大、小齿轮的分度圆直径1253407COS8129NZMDM）计算大、小齿轮的齿根圆直径1253407530212917FNDMM）计算齿轮宽度13407DB圆整后取；25B15验算164307TTFND52/10/4ATKMB合适七设计低速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）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。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2112752466。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即3211HEDTTZUTKD）确定公式各计算数值（）试选载荷系数3TK（）计算小齿轮传递的转矩55421909107689104PTNMN（）由表选取齿宽系数D（）由表查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H601LIM大齿轮的接触疲劳强度极限LI25A（）由式计算应力循环次数92160401830120HNNJL995/7（）由图查得接触疲劳强度寿命系数961HNK0512（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S1，由式得MPASKHN5766091LIM152LI2）计算（）试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值TD1H4231897035892607TDM（）计算圆周速度V1261/060TNVS（）计算齿宽1DTBM（）计算齿宽与齿高之比模数160254TNTMZ齿高256/60/107NTHMB（）计算载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数1/VMS071VK假设，由表查得NBFTA0H由表查得使用系数1AK由表查得231208601169142HDKB由图2查得35FK故载荷系数075AVH（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得331/60152/634TTDKM（）计算模数1/4/MZ3按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为21FSDNYZKT）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MPAFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限382（）由图查得弯曲疲劳寿命系数8501FNK0FN（）计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S14，由式得11530574FNEMPAAS2208286K（）计算载荷系数173514AVF（）查取齿形系数由表查得62AY2FA（）查取应力校正系数由表查得581S274SA（）计算大小齿轮的，并比较FAY1265801379346FASFY大齿轮的数据大）设计计算43221458971063195MM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，可取有弯曲强度算得的模数195，并就近圆整为标准值20。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。16324D于是有取1/6324/0162ZDM1Z大齿轮齿数21758I4几何尺寸计算）计算分度圆直径1230648217DZMM）计算齿根圆直径1225325900817FDZ）计算中心距12/6417/2AM）计算齿宽10DB取265BM175验算1890244TTFND3/10/6ATKMB合适八链传动的设计1选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数，大齿轮的齿数为15Z21354ZI材料选择40钢，热处理淬火、回火2确定计算功率由表96查得，由图913查得，单排链，则计算功率为0AKZK1357803CAZPKW3选择链条型号和节距根据及查图911，可选20A1。查表91，07CAKW314/MINNR链条节距为。15P4计算链节数和中心距初选中心距。0305317952187AM取。012M相应得链长节数为，取链长节数20121065PAZZPLPA节。查表97得到中心距计算系数，则链传动的最大中心中106PL1479F心距为112968PAFLZM5计算链速V，确定润滑方式3145375/6060NZS由和链号20A1，查图914可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。/MS6计算压轴力有效圆周力为8326715PFNV链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为,FPK1532678PFPEKN7链轮的基本参数和主要尺寸名称符号计算公式结果分度圆直径D018SINPZ12574MZD小链轮大链轮齿顶圆直径ADMIN1AX625DPDAZ1INMX2INAX6073485ZD小链轮大链轮齿根圆直径FD1FDFZ1236D小链轮大链轮齿高AHMIN1AX050862PPDZAZ1MINX2INAX508ZH小链轮大链轮确定的最大轴凸缘直径GD0218COT476PHGZ127490DM小链轮大链轮九减速器轴及轴承装置、键的设计1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率11396,N40/MINPKWR转速转矩4120TNM求作用在齿轮上的力416132837TANTAN09COSCOS5T128T432TRAFDN初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取12A（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径33MIN1/296/14059DAPM输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径为了使所选的轴直径与12D12D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TCAKAT1,查表141,考虑到转矩的变化很小,故取KA13,则，41326036CAATKNM查机械设计手册，选用HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N。半联轴器的孔径，18DM故取半联轴器长度L42，半联轴器与轴配合的毂孔长度18DM。130L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,故取段的直径。半联轴器与轴配DH10720DM21L合的毂孔长度30MM，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的L端面上，故的长度应该比略短一点，现取1L118L（2）初步选择滚动轴承参照工作要求并根据，初选型号6205轴承，其20DM尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载25DDB4RCKN荷，故,轴段7的78RCKNMA31DA463825D长度与轴承宽度相同,故取85L3取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并考49LM虑右轴承的拆卸,由于6205的深沟球轴承的定位轴肩直径，大于齿根31AD直径。因此根据齿根直径，定1302FDM428（4）轴段5为齿轮,齿根直径，分度圆直径，齿顶圆直1302FDM107M径,齿宽6A47B为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段7的直径同轴段4，728D715LM（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，156LM2165315LM6参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。04输入轴的结构布置5受力分析、弯距的计算（）计算支承反力在水平面上32489TAXFLN973BXTAXFNYA（）在垂直面上1320,679NRABAZDFLM故4921673BZRAZFN总支承反力2222284167958AXAYZFN973038BBF）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图24816549AXMLNM09BN（）垂直面弯矩图216751604AZFL343789BMNM（）合成弯矩图222061504185AXAZ493793BB3）计算转矩并作转矩图1263TNM6作受力、弯距和扭距图7选用键校核键连接联轴器选单圆头平键（A型）6BHM25LM联轴器由式，192236405108TMPAPKLD查表，得，键校核安全MPAP8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故C截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力60221/47AAMTWPA由表查得，故安全601C9校核轴承和计算寿命（）校核轴承A和计算寿命径向载荷22216793487RZAXFN轴向载荷34AAN由，在表取X056。相对轴向载荷为/08RE，在表中介于00400070之间，对应的E值为03427AFC024027之间，对应Y值为1816，于是，用插值法求得，故056,1782XY由表取则，A轴承的当量动载荷2PF，校核安全10APARARPFXFNC该轴承寿命该轴承寿命66331014067RAHALHNP（）校核轴承B和计算寿命径向载荷2229575RZBXFN当量动载荷，校核安全10180BPRRPFC该轴承寿命该轴承寿命6633114075628RBHBLHNP2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1中间轴上的功率22376,N40/MINPKWR转速转矩428910TNM求作用在齿轮上的力高速大齿轮42118971053TANTAN24COSCOST1450T5378TRATFND低速小齿轮21897246TAN0TAN10TRTFND初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取，于是由式初步估算轴的最小直径2A33MIN2/176/403DPM这是安装轴承处轴的最小直径1D4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初选型号6205的深沟球轴承参数如下基本额定动载荷25DDB3AM46AD140RCKN基本额定静载荷故。轴段1和7的长度与轴承宽度78RCKN1725D相同,故取，1L26A60LM2轴段3上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。3D235D齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度应比齿L轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。小齿轮右端用164BM360L轴肩固定,由此可确定轴段4的直径,轴肩高度,取,DH1748M,故取HL4145LM3轴段5上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。5D653齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿L轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮左端用3BM53L轴肩固定,由此可确定轴段4的直径,轴肩高度,取,DH107438M,故取。HL4145LM取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，15LM254325LM（4）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。024中间轴的结构布置5轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力在水平面上13232185TTAXFLLN1378AYAFN204BXTTAXF在垂直面上21323130,80RARBAZDLLMFN故1274RAZN总支承反力22222853840378AXAYZFF074195BB2计算弯矩在水平面上132582BXMFLNM21146A1879XBN2246AM在垂直面上13078BZMFL215648ADN247AZM13078ZBNM56ZZM24A故222118793095XZNM5648162M2222730XZ3计算转矩并作转矩图28970TNM6作受力、弯距和扭距图7选用校核键）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（A型）108BH5LMMHK45046LLM由式，2315PTMPAKD查表，得，键校核安全0P2）高速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型）18BH2LMMHK4508LLM由式，205PTMPAKD查表，得，键校核安全MPAP120P8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，2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60222/31AMTWPA由表查得，校核安全。219校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷23456RXAZFN轴向载荷78AAY,查表135得X1,Y0,按表136,取,故/012ARE210PF0PF3456APARAPFXFN因为，校核安全。C该轴承寿命该轴承寿命63210715RAHACLHNP）校核轴承B和计算寿命径向载荷29RXBZFN当量动载荷，校核安全135BPRRPFC该轴承寿命该轴承寿命6320850RBHBLHNP查表133得预期计算寿命，故安全。1HHL3轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计输入功率转速3758PKW3145/MINNR转矩246TNM2第三轴上齿轮受力32467028391TTFNDTANTAN105R。3初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径33MIN/1278/43DAPM这是安装链轮处轴的最小直径，取，查机械手册可得到安装在链KD15K轮孔的轴的长度，为保证链轮与箱体的距离，取1140957206KZDLM78M4轴的结构设计）拟定轴的结构和尺寸（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段2和轴段7用来安装轴承，根据，初选型号6308的深沟球轴承，135DM参数基本基本额定动载荷4092DDB49A81AD基本额定静载荷。由此可以确定408RCKN0RCKN27M273L（2）为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段3和6的直径应根据6308的深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即，取AD3649ADM618L3轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。5D54M齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比L齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮右64BM60L端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径,轴肩高度,取DH17,故取。46DMHL146L4取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取356L（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，17LM2103895LM（6）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见CAD图。0245输出轴的结构布置5轴的受力分析、弯距的计算（）计算支承反力在水平面上0AXM112360512TPBFLLN05PTBXN在垂直面上210,6RBZAFL故503RFN（2）计算弯矩）水平面弯矩在C处，1205718XAMFLNM在B处，3692461P）垂直面弯矩在C处105738ZAL（）合成弯矩图在C处2229731CXZMNM在B处，94681BNM（4）计算转矩，并作转矩图CD段32467TN6作受力、弯距和扭距图7选用校核键）低速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型）160BH45LM05KHM29LLM由式，360PTMPAKD查表，得，键校核安全1P2）高速级链轮的键由表选用圆头平键（A型）108BH63LMMHK45053LLM由式，326PTMPAKD查表，得，键校核安全10P8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，B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6223/5AMTWMPA由表查得，校核安全。01219校核轴承和计算寿命）校核轴承A和计算寿命径向载荷268RXAZFN当量动载荷0APRPF因为，校核安全。CR该轴承寿命该轴承寿命63615010RAHACLHNP）校核轴承B和计算寿命径向载荷269RXBZFN当量动载荷，校核安全01BPRRPFC该轴承寿命该轴承寿命6350RBHBLHNP十润滑与密封1润滑方式的选择因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。2VMS考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。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SMV10密封。3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH035792）。十一箱体结构尺寸机座壁厚0025A58MM机盖壁厚110025A58MM机座凸缘壁厚B1512MM机盖凸缘壁