圆锥-圆柱齿轮减速器含零件图装配图

机械设计课程设计2013-2014 第 2 学期姓 名：_班 级：_指导老师：_成 绩：_日期：2014 年 5 月 6 日目 录前言 .1第 1 章、设计要求 .21.1、传动装置 21.2、带式运输机原始数据 21.3、工作条件 21.4、应完成的工作 3第二章、设计方案 .32.1、电动机的选择 32.2、传动系统的运动和动力参数计算 42.3、传动零件的计算 52.4、轴的计算 122.5、键连接 272.6、箱体的尺寸设计 282.7、减速器附件的选择 292.8、润滑与封闭 30第三章、设计小结 .30第四章、参考资料目录 .30前言1、 设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：（1） 通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。（2） 学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3） 通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件的工作能力，确定尺寸及掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。（4） 学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料和手册、运用标准和规范等。李伟杰：机械设计课程设计2计算与说明 主要结果第 1 章、设计要求1.1、传动装置设计一用于带式运输机的圆锥圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图所示。1.2、带式运输机原始数据1.3、工作条件题 号 5-1 5-2 5-3 5-4 5-5运输带工作拉力 F/kN 2.5 2.4 2.3 2.2 2.1运输带工作速度 v/(m/s) 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8运输带滚筒直径 D/mm 250 260 270 280 290李伟杰：机械设计课程设计3单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为5%。工作期限为十年，检修期间隔为三年。在 中 小 型 机 械 厂 小 批 量 生 产 。1.4、应完成的工作1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴） ；3)设计说明书一份。第 2 章、设计方案2.1、电动机的选择2.1.1、电动机转速的确定工作机转速 min/r.Dvn0160锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为 i=1025,电动机转速应在 范围内(11602900)indin/r2.1.2、电动机功率的确定查表类别 效率 数量弹性柱销联轴器 0.99 2圆柱齿轮（8 级，稀油润滑） 0.98 1圆锥滚子轴承（一对） （稀油润滑） 0.99 4min/r.n016李伟杰：机械设计课程设计4卷筒 0.95 1圆锥直齿（8 级，稀油润滑） 0.97 1计算得传动的装置的总效率 85090897042 a 卷卷卷卷 工作机功率 所需电动机输出功率为kwFvPw731ad48503查表，选择电动机额定功率为 5.5kW最后确定电机 Y 系列三相异步电动机，型号为 Y132S-4，额定功率 5.5kW，满载转速 1440r/min。mn2.2、传动系统的运动和动力参数计算2.2.1、分配各级传动比总传动比 41.20.6nima查表，推荐 ，且 ，025.35aii锥 3锥i固取 ，95.2锥i 1.49.2i锥圆2.2.2、由传动比分配结果计算轴速min/140rni/.895.2iin/.1.4rini/w2.2.3、各轴的输入功率850.akw.P743.d140r/minn412.ia95锥 .卷i2011 届模具设计与制造机械设计课程设计5kw8.3871414.656.k390卷卷卷卷卷Pd2.2.4、各轴输入转矩mNnPTnTmN.P.nTmdd 2.3195087019508921950w321卷卷将计算结果列在下表轴号 功率P/kW转矩 T/( )转速 n/（r/min）电机轴 4.4 29.18 1440I 轴 4.356 28.89 1440II 轴 4.14 81.0 488.14III 轴 3.98 327.81 115.95卷筒轴 3.90 321.22 115.952.3、传动零件的计算2.3.1、圆锥直齿齿轮传动的计算设计基本参数与条件：齿数比 u=2.95，传递功率 ，kW.P3564主动轴转速 ，采用一班制工作，寿命 10 年（一min/rn140年以 250 天计） ，小锥齿轮悬臂布置。（1）选择齿轮材料和精度等级材料均选取 45 号钢，小齿轮采用调质处理，其齿面硬度45 号钢小齿轮采用调质处理大齿轮采用正火处理李伟杰：机械设计课程设计6为 236HBS，大齿轮采用正火处理，其齿面硬度为 190HBS。精度等级取 8 级。试选小齿轮齿数 231z，取567912uz682z调整后 2（2）按齿面接触疲劳强度设计查有关公式，有齿面接触疲劳强度设计公式 3 2121 5084u).(.TK)Z(dRRHHEt 试选载荷系数： 。3t 计算小齿轮传递的扭矩： mNT28901 取齿宽系数： 0.R 确定弹性影响系数：由表得， MPa.ZE 确定节点区域系数：查图，标准直齿圆锥齿轮传动： 5.2HZ 根据循环次数公式，计算应力循环次数： 91 10728501460.jLnNh825.u 查图得接触疲劳寿命系数： ，01.KHN0512.HN 查图得疲劳极限应力： ，MPalim581Palim392 由式计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数，0.1HS，PaKlimN5801M.SHliH4922 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径： ， m.dt86371则齿宽中点分度圆直径 .).(dRtm0451精度等级 8 级231z682m.dt863712011 届模具设计与制造机械设计课程设计7齿轮的圆周速度 s/m.ndvm6104601计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查表得 AKb：动载系数，查表得 261.vc：齿间载荷分配系数，查表得 1FHd：齿向载荷分布系数，查表得 37.Ke：接触强度载荷系数 261261KHvAH 按载荷系数校正分度圆直径13 m./dtt 987大端模数 .z431取标准值，模数圆整为计算齿轮的相关参数14大端分度圆直径 ，mzd921mzd272，687211.zarctn 310.dR431确定齿宽：15 m.Rb12圆整取 4(3)校核齿根弯曲疲劳强度载荷系数 1 7261.KF当量齿数 ， 2 341.coszv4212.coszv查表得 ， ， ， 3 6821.YFa5.Sa2.YFa82.Sam.d98714d921m7.R72143mb56871.32满足齿根弯曲强度 mha4.f8c03716.m.da249李伟杰：机械设计课程设计8取安全系数 4 61.SF由图得弯曲疲劳寿命系数 ，01.KFN0512.FN查图得弯曲疲劳极限为： ，MPalim41Palim32许用应力 .SFliNF5261aKlimF022校核强度，由式 5 z).(YTKFRRSaFF 151213计算得 ，13547MPa.F2240MP可知齿根弯曲强度满足，参数合理。计算锥齿轮传动其他几何尺寸 mha4f821c037162121.arcos.m.sda 64922co.f 811.f 222.3.2、圆柱斜齿齿轮传动的计算设计基本参数与条件：齿数比 u=4.21，传递功率 ，kW.P14主动轴转速 ，采用一班制工作，寿命 10 年min/r.n148（一年以 250 天计） 。（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数小齿轮材料选取 45 钢调质，大齿轮也选取 45 钢正火处理，小齿轮齿面硬度为 236HBS，大齿轮齿面硬度为 190HBS。m.df9821f645 钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理7 级精度 243z102011 届模具设计与制造机械设计课程设计9精度等级取 7 级。试选小齿轮齿数 243z，取012434 uz10调整后 5初选螺旋角 4 12（2）按齿面接触疲劳强度设计查有关公式，有齿面接触疲劳强度设计公式 3 21)Z(uTKdHEdHt 试选载荷系数： 1 31.Kt计算小齿轮传递的扭矩： 2 mNT803取齿宽系数： 3 1.d确定弹性影响系数：由表， 4 MPa.ZE819确定区域系数：查图，标准斜齿圆柱齿轮传动： 5.2HZ根据循环次数公式，计算应力循环次数： 6 812 1065201480jLnNh39.u查图得接触疲劳寿命系数： ，9402.KHN9803.HN查图得疲劳极限应力： ，MPa61limPa52lim由式计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数，0.1HS，aSKHlimN564123李伟杰：机械设计课程设计10MPaSKHlimNH539232取接触疲劳许用应力小的，即 MPaH5392计算接触疲劳强度用重合度系数 ，和螺旋角系数 7 ZZ9850713013465127829364103 4444333.cosZtanz .tantzt .coshcosrz.tand tt*aatt 代入数值计算 8小齿轮直径 m.dt43圆周速度 9 s/.ndvt148063齿宽 b，10 mdbt 3943计算纵向重合度11 78611.tanzd计算载荷系数：12a：齿轮使用系数，查表得 0.KAb：动载系数，查图得 51vc：齿间分配系数，查表得 4.Hd：查表得齿向载荷分布系数 21.K查图得 351.KFm.dt9430892.KH2011 届模具设计与制造机械设计课程设计11e：接触强度载荷系数 089241051.KHvAH 按载荷系数校正分度圆直径13 m.dHtt976计算模数14 m.zcosdn3231(3)按齿根弯曲强度设计由式 323YzcosYTKmFSadFtt 试选载荷系数 1 1.Ft由纵向重合度 ，从图得 2 786.7140.Y计算当量齿数 3 243.coszv4.9cos32zv由图得弯曲疲劳强度极限 ， 4 MPalimF503MPalimF380由图取弯曲疲劳寿命系数 ， 5 93.KFN984.FN取弯曲疲劳安全系数 6 4.1S由式得 MPa.SKFlimNF2933li644由3表 10-5 得齿形系数 ， 7 6523.YFa1924.Fa得应力校正系数 ，5813.Sa14.Smn0.2ma150李伟杰：机械设计课程设计12计算大、小齿轮的 并加以比较。 8 FSaY，01233.YFSa01494.Sa大齿轮的数值大，所以取 01494.YFSaSaF计算得 ，取 9 m.t319mn.2校正齿数10， 为使两齿轮齿数互84273.cosdzn81734.uz质取 94圆整中心距11 m.cos)z(an284150243圆整中心距为 a修正螺旋角12 4781243.)z(rcos变化不大，不必修正前面计算数值。计算几何尺寸及齿轮传动尺寸13，m.coszdn1457m.coszdn86244，取齿宽为 ，.b8623b3b34csnt 0*af 5hf4.n*0mdaa1623.h844ff 534781.m.d145738624b34.t02mha.f54.c0da163m.824f53.df674N.Ft97381a26.r54145 钢，调质处理 m.din262011 届模具设计与制造机械设计课程设计13m.hdff 8623742.4、轴的计算2.4.1、高速级轴的设计与计算(1)轴上的功率 ，转速 ，转矩kW.P3564 min/rn140，mN.T8921(2)求作用在齿轮上的力圆周力 ，轴向力 ，径向力.Ft731 N.Fa2861.r524(3)初估轴的最小直径先按3式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据3表 15-3，取 ，于是得120Am.nPAdmin21630(4)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。1d联轴器的计算转矩，查3表 14-1 mNTKAca 6879045.1查表，选择 GB/T 5014-2003 中的 LX1 型联轴器公称转矩 ，许用转速 ，轴孔的直径范围为mNn20in/rn51224mm， 。联轴器的毂孔直径为.dt 01768120mm1d50mmLmd2542L13d3md25.L75李伟杰：机械设计课程设计1420mm， mL52卷轴段，由联轴器型号直径为 20mm，右端应有轴肩定 1 1d位，轴向长度应该略小于 52mm，取 50mm。Y 型轴孔，AL型键，联轴器从动端代号为 LX1 GB/T 5014-2003520轴段，先初选轴承型号，由受力情况选择圆锥滚子轴 2承，型号取 30205，内径为25mm， ， ， ， ，mD52.T2516mB15da31， 。所以轴段直径为 25mm，即a4.3，长度应略小于轴承内圈宽度 15mm，取为d2。L14轴段，其内径 。左端联轴器右端面距离短 3 mda313盖取 30mm，加上轴承宽度和端盖宽度，轴段长度定为65.25mm。轴段，直径为 ， ， 4 d235.M92。齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面按齿轮mc,810结构需取 56mm，轴与齿轮配合段比齿轮轮毂孔略短，差值为0.75mm。 。mLTcL5705641轴段和的长度，轴承端盖凸厚度 ，取联轴器 5 Bd12毂孔端面距轴承端盖表面距离 ，轴承左端面距轴承安K0装面距离为 ，取轴段端面与连轴器左端面距离为m.l5241.75mm,则有 。小齿m.LTlBLd1075-241 卷轮受力作用点与右端轴承对轴作用点间距为，则两轴承对轴的力作用点间距距.acMl6313离为 m.TalL,m.l.l 153925182532332 mL10.l463512l8mL32011 届模具设计与制造机械设计课程设计15取 在其取值范围内，为合格。mL1253.l5132m.aTl 867321零件的周向定位 6查1表 14-24 得左端半联轴器定位用 A 型平键，宽度为 6mm，长度略小于轴段，取 45mm，选取键 GB/T 1096-1990，456右端小齿轮定位用 A 型平键，宽度为 8mm，长度略小于轴段，取 63mm，选取键 GB/T 1096-1990。 38(5)求轴上的载荷载荷 水平面 H(轴承 1) 垂直面 V(轴承 2)支反力 R N.,H2531962N.R,V51092632总支承反力 47a 截面弯矩 Mm786.a m.MaV68b 截面弯矩 N.bH4230N.b324总弯矩 m.a 74085310654922NMb7扭矩 T T891根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图李伟杰：机械设计课程设计16(6)按弯扭合成应力校核轴的强度轴的强度满足要求键连接强度足够2011 届模具设计与制造机械设计课程设计17由上图可知，a 截面为应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式 15-5 及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力6.0MPaW)T(ca 5122查3表 15-1 得 ，因此 ，强度满足要b6011ca求。(7)校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 ；MPa.hldTp7241齿轮处键连接的挤压应力为 .lp35取键、轴及带轮的材料都为钢，由表得，强度足够。pp,MPa15012(8)校核轴承寿命计算轴承的轴向力：查表得 30205 轴承的 ,NC320r, 。则轴承 1、2 的内部轴向力分NC370r6.137.eY，别为NYRS6358124721外部轴向力 ,各轴向力方向如图 6 所示，则N.A86124S则两轴承的轴向力分别为.SFa635821计算当量动载荷 因为 ，轴承 1e2153641a R的当量动载荷为 NF.R.Pa 8536401401 因为 ，轴承 2 的当量动载荷为ea 17582轴承寿命满足要求45 钢，调质处理 N.Ft97382a54.r62N.Ft1835a7r03李伟杰：机械设计课程设计18N.RP61472因为 ,故只需校核轴承 2， 。轴承在 100C 一下工2P作，查表得 。5.1Pf校核轴承寿命 轴承 2 的寿命为 h0196147530606013031 .)()fC(nLPh 减速器预期寿命为： hL8h，故轴承寿命足够。h2.4.2、中间轴的设计与计算(1)轴上的功率 ，转速 ，锥齿轮大kW.P14 min/r.n148端分度圆直径 ，其齿宽中点处分度圆直径md27， ，齿轮宽度dRm35012.d573。b683(2)选用常用材料 45 钢，调质处理。(3)求作用在齿轮上的力大圆锥齿轮：圆周力 ，轴向力 ，径N.Ft97382N.Fa7524向力 N.Fr862圆柱齿轮：圆周力 ，轴向力 ，径向.t153 .a3力 。r1053(4)初估轴的最小直径先按3式 15-2 初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为 45 钢，调质处理。根据3表 15-3，取 ，于是得120Am.nPdmin8430(5)轴的结构设计m.din842md251md32422011 届模具设计与制造机械设计课程设计19轴承部件的结构设计 该轴不长，固采用两端固定方式， 1按轴上零件的安装顺序，从 处开始设计。mind轴段及轴段的设计 该轴承选用圆锥滚子轴承，根据 2，暂取轴承 30205，轴承内径 ，外径m.din84 md25，总宽度 ，内圈宽度 ，内圈定D52516.TB1位直径 ，外圈定位直径 轴承对轴上力作a3Da4用点与外圈大端面的距离 ，固 ，通常一.5123d251根轴上的两个轴承取相同的型号，则 。m5齿轮轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮 3，轴段 3上安装齿轮 2。为了便于安装, 应分别大于 ,所以可42d卷 51d卷以取 ，经验算，其强度不满足要求，可暂定md8进行计算。342齿轮 3 的直径较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用轴套定位，齿轮 2 的轮毂的宽度范围约为，取其轮毂宽度 ，其左端.d.48514ml384采用轴肩定位，右端采用轴套固定。为使套筒端面能够顶到此ml384L6234md38L123BX4mL3015m.l.l14275803李伟杰：机械设计课程设计20轮端面，轴段和轴段的长度应比相应的齿轮轮毂略短，故取 ， 。mb683mL62364轴段的设计 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其 4轴肩高度范围为 ，取其高度.d. 21072， 。h3d83齿轮 3 左端面与箱体内壁距离和齿轮 2 的轮毂右端面与箱体内壁的距离均取为 ，根据经验取 ，使箱体m1mL13两内侧壁关于高速轴轴线对称，其宽度。此时锥齿轮没有处在正确的安lLbBX34231装位置，在装配时可以调整两端盖下的调整垫片使其处在正确位置。轴段和轴段的长度 由于采用油润滑，故轴承内端面距 5箱体内壁距离取为 ，则轴段的长度为m5LbBL302311轴段的长度为 mLlB304315 轴上力的作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端 6面的距离 ，则由图 4 可得轴的支点及受力点间距为m.a123m.aTl.lLb.bl 14232758031443311 (6)键连接 齿轮和轴段间采用 A 型普通平键连接，查表得键的尺寸、型号分别为 3 号齿轮所用键宽度 ，厚度b10，长度 ， GB/T1096-1990，2 号齿轮mh8L626210所用键宽度 ，厚度 ，长度 ， b10mh8mL3310GB/T1096-1990 (7)求轴上的载荷2011 届模具设计与制造机械设计课程设计21根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示载荷 水平面 H(轴承 1) 垂直面 V(轴承 2)支反力 R N.,H512397NR,V1483209总支承反力 0.2a 截面弯矩 Mm.a7346H 卷mMaV06b 截面弯矩 N.bH352698N.bV324总弯矩 mN.Ma 9173084922a 066735122mN.b680.Mb543扭矩 T T102弯矩和扭矩图如下：轴的强度满足要求键连接强度足够李伟杰：机械设计课程设计22(8)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，a-a 剖面左侧弯矩大，但其右侧除了有弯矩还作用有扭矩，其轴颈较小，故其两侧都有可能是危险面，故需要分别计算。a-a 剖面的抗弯截面系数 3232670mdtbW抗扭截面系数为 32345816tdTa-a 剖面左侧弯曲应力为 MPa.ab9a-a 剖面右侧弯曲应力为 .Wab741剪切应力为 P.T813按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的轴承，弯矩按脉动循环处理，故取折合系数 ，当量应力为60.故 a-a 剖面右侧为危险面，,bbca MPa.94622而 45 钢调质处理抗拉强度极限 查表得其许用弯曲aB5应力 ，强度满足要求。b01(9)校核键连接的强度齿轮 3 处键连接的挤压应力为 MPa.hldTp3242锥齿轮 2 处键连接挤压应力为 .lp5742取键、轴及带轮的材料都为钢，由表得，强度足够。pp,MPa2150(10)校核轴承的寿命轴承寿命满足要求45 钢，调质处理2011 届模具设计与制造机械设计课程设计23计算轴承的轴向力 查表得 30205 轴承得 ，NCr320， ， 。查表得 30205 轴承内部轴向NCor37037.e61.Y力计算公式，则轴承 1、2 的内部轴向力分别为, ，由图 6 得，外部轴向力.YRS621 N.RS54, ,则两轴的轴.A953 12 47933S.A向力分别为 .F,Faa 57921计算轴承 1 的当量动载荷 因 故只需校核轴,Ra2121承 1 的寿命。 37041.e.Ra查表得当量动载荷计算公式即 NFYXPrar291轴承在 以下工作，查表得 ，对于减速器查表的载C001.ft荷系数 51.fp校核轴承寿命 轴承 1 的寿命为，而减速器预计寿命为h.PfCnLpth 2684060130， 故轴承寿命足够。h258hL2.4.3、低速级轴的设计与计算(1)已知条件 低速轴上的传送功率；转速 ，min/r.n951转矩 ，齿轮 4 的分度圆直径 ，mNT32780d8624齿轮宽度 b64(2)选择轴的材料 因传递的功率不大又没有对重量和尺寸有特m.din436md40182L1李伟杰：机械设计课程设计24殊的要求，故查表选用 45 钢，调质处理。(3)求作用在齿轮上的力圆周力 ，轴向力 ，径向力N.Ft12835N.Fa753。r03(4)初估轴的最小直径(5)根据表，取 112，于是得 ，轴与联轴m.nPAdmin43630器连接，有一个键槽，轴径应增大 3%5%,轴端最细处直径为.d 2857034631(6)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图轴承部件的结构设计 该减速器发热小，轴不长，故轴承采 1用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。轴段 5-6，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径 45mm， 2长度略小于轮毂长度取为 58mm。轴段及联轴器的设计 为补偿联轴器所连接两轴的安装误 3差，隔离震动，采用弹性柱销联轴器。查表，取载荷系数,则计算转矩51.KAmNTc4973根据 查表得m.d 238570361 GB/T 5014-2003 中的 LX3 符合要求，公称转矩为 ，10N许用转速 ，由联轴器型号及轴段的直径范围得联inr4750md472md503L2d507m26L06md605L84562011 届模具设计与制造机械设计课程设计25轴器内径为 40mm，长度 84mm,J 型轴孔，A 型键，联轴器主动端代号：LX3, GB/T5014-20038