(论文)机械设计课程设计——减速箱最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

机械设计课程设计计算说明书设计题目 带式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器学院： 工程机械学院 班级 学号 设计者 指导老师 目录一、 设计任务书二、 系统传动方案分析选择选择三、 电动机的选择.四、 传动装置及运动参数五、 齿轮的设计计算六、 联轴器的选择七、 轴承的选择八、 轴的设计计算九、 键的选择与校核十、 箱体设计十一、 端盖设计十二、 润滑与密封十三、 参考资料十四、 心得体会一、课程设计任务书1. 要求：设计用于带式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一） 图一2.工作条件：连续单向运转，一班工作制；载荷平稳，室内工作，有粉尘，（运输带卷筒及支承间摩擦阻力影响已在F中考虑；使用期限为10年，每年300个工作制，大修期为三年；运输带工作速度允许误差为 5。生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮；生产批量为10台。3.已知参数：运输带的工作拉力F(N)：2300运输带的工作速度V(m/s)： 1.1运输机卷筒直径D（mm）: 3004.设计任务：（1）圆锥-圆柱齿轮减速器装配图一张（0号图） （2）零件工作图两张（3号图） （3）计算说明书一份二、系统传动方案分析选择选择如任务书布置图所示采用圆锥圆柱齿轮减速器圆锥齿轮置于高速级。 系统总体方案图如图二：图二三、电动机的选择1、 类型：Y系列三相异步电动机；2、 电动机容量1） 功率的选择Pd=P/12*24*3*4=0.895联轴器的动效率： 0.99每对轴承的传动效率：0.99圆锥齿轮的传动效率：0.97圆柱齿轮的传动效率：0.98 得：Pd=2.83KW查设计手册选取电动机额定功率为3KW2） 转速的确定卷筒的转速n=60*1000*V/*D=70r/min由设计手册查得圆锥齿轮传动比范围为2-3，圆柱齿轮传动比为4-6，故总传动比范围为8-18电动机转速范围为560-1260 r/min由手册选取电动机满载转速为960 r/min3） 确定型号 由上可确定电动机型号为Y132M1-6根电动机型号额定功率同步转速r/min额定转速r/min重量输出直径mmY132S-63KW100096063Kg38四、传动装置及运动参数1、传动比分配i=nw/n=960/70=13.74考虑到大锥齿轮与大圆柱齿轮直径不能相差太大，故取圆锥齿轮传动比为i1=3,圆柱齿轮传动比为i2=4.62、各轴的转速转矩计算1）高速轴： P1=Pd*=3*0.99=2.97KW； n1=960r/min T1 =9550*P1/ n1=30.2Nm2)中间轴： P2= P1*=2.82 KWn2= n1/i21=320 r/minT2 =9550* P2/ n2=86.2 Nm ；3）低速轴： P3= P2*=2.71KWn3= n2/i=70 r/minT3 =9550* P3/ n3=378.7 Nm轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min高速轴2.9730.2960中间轴2.8286.2320低速轴2.71378.770五、齿轮的计算1、锥齿轮的计算1)设计参数P1=Pd*=3*0.99=2.97KW； n1=960r/min T1 =9550*P1/ n1=30.2Nm t=24000hi1=32)选材小锥齿轮 45号钢 调质处理 硬度250HBS大锥齿轮 45号钢 正火处理 硬度220HBS3）选取齿数小锥齿轮齿数Z1=24 大锥齿轮齿数Z2=Z1* i1=72 u= Z2/ Z1=34)按齿面接触疲劳强度计算 d1t2.92选取K Kt=1.5选取齿宽系数R R=1/3由课本表10-6查得弹性系数为 ZE=189.8MPa1/2循环次数N1=60*960*1*24000=1.4*109N2= N1/ i1=5.6*108由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.98 ,KHN2=1.05由课本图10-21查得接触疲劳极限应力Hlim1=600 MPa Hlim2= 570MPa故可得接触疲劳许用应力（因为载荷平稳，取S=1.0）【H】= KHN1*Hlim1/S= 588 MPa【H 】= KHN2*Hlim2/S=598.5 MPa 由较大值计算d1t 将各个数据代入得d1t2.92=51.3mm dmt1=d1t*(1-0.5R )=43.1mm计算齿宽中点处的圆周速度Vm1=dmt1* n1/60*1000=2.2m/s查课本表10-2得 KA=1.0 查课本表10-8得 KV=1.1查课本表10-9得 KHbe=1.25 KH=1.25 KHbe=1.875取KH=KF=1.0K= KA*KV*KH*KH=2.06校核直径 d1= d1t*=57.0mm, dm1= d1*(1-0.5R)=47.5m = d1/Z1=2.45)校核弯曲强度 m 载荷系数K=2.06 2= tan-1u=71.61=90-2=18.4 当量齿数ZV1= Z1/ cos1=25 Z V2= Z2/ cos2=228 查课本表10-5得YF1=2.64 YS1=1.58; YF2=2.10 YS2=1.88 查课本图10-20得 Flim1=440 MPa Flim2=425 MPa 查课本图10-18得 KFN1= 0.83 KFN1=0.86 计算许用弯曲应力（取S=1.4）【F】1=KFN1Flim1*/S=260MPa 【F】2=KFN1*Flim2 /S=261 MPa YF1 * YS1/【F】1=0.016 YF2* YS2/【F】2=0.015 将较大值代入公式m =2.8 取m=3Z1= d1/m =19 为了保证大锥齿轮与大圆柱齿轮直径不能相差太大，故取Z1=26 Z2= Z1* i1=78 6)各项参数的确定直径 d1=Z1*m=78mm d2=Z2*m=234mm锥距 R= d1*/2=122.4mm 齿宽 B=R*R=40.8，小齿轮比大齿轮稍宽，故取B1=45 B2=40名称符号小锥齿轮大锥齿轮分锥角18.471.6齿顶高ha3mm齿根高hf3.6mm分度圆直径d78mm234mm齿根圆直径df71.2mm231.4mm齿顶圆直径da83.74mmm236.2m锥距R122.4mm顶锥角a20.270.4根锥角f16.669.8顶隙c0.6mm齿根角f1.8分度圆齿厚s4.7mm当量齿数ZV27212齿宽B45402、直齿轮的计算1)设计参数P2= P1*=2.82 KWn2= n1/i21=320 r/minT2 =9550* P2/ n2=86.2 Nmt=24000hi2=4.62)选材小齿轮 45号钢 调质处理 硬度250HBS大齿轮 45号钢 正火处理 硬度220HBS3）选取齿数小齿轮齿数Z1=20 大锥齿轮齿数Z2=Z1*i2=92 u= Z2/ Z1=4.64)按齿面接触疲劳强度计算 d1t2.32选取K Kt=1.4选取齿宽系数d d=1由课本表10-6查得弹性系数为 ZE=189.8MPa1/2循环次数N1=60*320*1*24000=4.6*108N2= N1/ i2=108由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=1.05 ,KHN2=1.15由课本图10-21查得接触疲劳极限应力Hlim1=600 MPa Hlim2= 570MPa故可得接触疲劳许用应力（因为载荷平稳，取S=1.0）H=KHN1*Hlim1/S= 630 MPaH = KHN2*Hlim2/S=655.5 MPa 由较大值计算d1t 将各个数据代入得 d1t2.32=53.6mm ;mt= d1t / Z1=2.6,取mt =2.75mm,齿宽b b=d* d1t =53.6;取b1=55mm b2=50mm 齿高h=5.85; b1/h=9.4计算齿宽中点处的圆周速度Vt1=dt1* n2/60*1000=0.99m/s查课本表10-2得 KA=1.0 查课本表10-8得 KV=1.05查课本表10-4得 KH=1.419 ;由b1/h=9.4，KH=1.419 查课本图10-13得K F=1.3取KH=KF=1.0K= KA*KV*KH*KH=1.490校核直径 d1= d1t*=54.7mm, 5)校核弯曲强度 m载荷系数K=1.37查课本表10-5得YF1=2.85 YS1=1.54; YF2=2.17 YS2=1.8查课本图10-20得 Flim1=440 MPa Flim2=425 MPa查课本图10-18得 KFN1= 0.88 KFN1=0.9计算许用弯曲应力（取S=1.4）F1=KFN1Flim1*/S=276.6MPa F2=KFN1*Flim2 /S=273.2 MPa YF1 * YS1/F1=0.0154 YF2* YS2/F2=0.0143将较大值代入公式m =1.9 为了保证大锥齿轮与大圆柱齿轮直径不能相差太大，取m =2.5Z1= d1/m=22 Z2= Z1* i2=100 6)各项参数的确定直径 d1=Z1*m=55mm d2=Z2*m=250mm齿宽 B= d1*d=55mm，小齿轮比大齿轮稍宽，故取B1=60 B2=55名称符号小齿轮大齿轮齿顶高ha2.5mm齿根高hf3.125mm分度圆直径d55mm250mm齿根圆直径df48.75mm243.75mm齿顶圆直径da60mm234.92mm全齿高h5.625mm顶隙c0.625mm中心距af152.5mm分度圆齿厚s3.93mm齿数Z221000齿宽B60mm55mm齿距p7.85mm六、联轴器的选择高速级 根据Tca=Kca*T1=1.5*30.2=45.3Nm，电动机直径D=38mm，选择ML4型联轴器 低速级 Tca=Kca*T3=1.5*378.7=567.8 Nm，选择HL3型联轴器七、轴的设计计算一）、直径的初步确定（dA0）1、高速轴 dmin= A0=16.5mm (P=2.97KW,n=960r/min)根据联轴器选取 dmin =30mm, 2、中间轴 dmin= A0=23.3mm （P=2.82KW,n=320 r/min）具体尺寸根据计算过程确定 3、低速轴 dmin= A0=37.2(P=2.71KW,n=70 r/min)根据联轴器选择dmin=38mm二）、轴承的初选高速轴根据受力特点和工作环境选30208型中间轴根据受力特点和工作环境选30207型低速轴根据受力特点和工作环境选6010型三）、轴的详细计算材料：选用45号钢调质处理。查课本表15-1取b=640MPa-1=275 MPa-1=155 MPa -1=60 MPa 1、高速轴1）、设计参数P1=Pd*=2.97KW； n1=960r/min T1 =9550*P1/ n1=30.2Nm2)作用与齿轮上的力 Ft1 =2T1 /dm1 =1006N F r1 = Ft1* tan20* cos18.4=348N F a1= Ft1* tan20* sin18.4=116N3)高速轴的结构设计-段，半联轴器与轴的配合长度为60mm，半联轴器采用轴肩轴向固定，故轴的长度略小于配合长度，取L=58mm,d=30mm.为了保证端盖的便利拆装取L=70，且为保证半联轴器的轴向固定，根据设计手册，查得d=36mm。-为与轴承配合段，根据轴承的有关参数，确定d=40mm，L=18mm，右端为轴承的轴向固定端，根据设计手册表6-7确定d=47mm，保证两轴承的合理间距和轴的受力平稳过渡L=80mm，段同-段尺寸大致相同，宽度略小于轴承宽度L=17mm.段为齿轮轮毂宽度加上轴套的长度，取L=48+12=60mm4)轴上荷载 垂直支反力FMY=（F r1 *43.3- F a1*32.5）/ 54.4=213N FNY= F r1+FMY=461N水平支反力FMZ= Ft1*43.3/54.4=800N FNY= Ft1+FMZ=1806N根据受力作出弯矩图好转矩图MZMYMT由图可知N点为危险截面故有= M/0.1d3=10.5 MPa= T/0.2 d3=3.5MPa校核ca=,取=0.6得ca=11.4 MPa-1=60 MP 故，满足要求。4） 轴承校核轴承径向荷载 Fr1=827N同理Fr2=1864N轴承派生轴向力Fd= Fr/2Y 查设计手册表6-7得Y=1.6Fd1=258N, Fd2=583N 1压紧，2放松， F a1= F a+ Fd2=699N F a2=583N当量动荷载（e=0.37）Fa1/Fr1=0.84e F a2/Fr2=0.3124000h 故满足要求。2、中间轴1）、设计参数P2= P1*=2.82 KWn2= n1/i21=320 r/minT2 =9550* P2/ n2=86.2 Nm2)作用与齿轮上的力由受力平衡得 Ft1 =1006N Ft3 =2T2/d3=3135N F a2 = 348N F r2= 116N F r3=Ft3 * tan20=1141N3) 中间轴的结构设计-段，与轴轴承配合，根据轴承宽度确定配合段长度L=18mm，轴的长度略小于配合长度,直径为d=35mm.轴套长度为16mm，L=34mm。根据手册，查得轴套最小半径为42mm，故取轴套外直径为45mm.段为与大锥齿轮配合段，根据齿宽确定L=38mm，略小于轮毂宽度，结合齿轮直径取d=40mm且为保证轴向固定右侧轴的直径d=47mm，L=20mm。-齿轮轴，根据齿轮的有关参数，确定d-=55mmmm，长度为轮毂宽度60mm.退刀槽宽度为6mm。段为与轴承配合段，根据轴承参数，取L=16mm ，d=35mm，左端为轴承的轴向固定端，根据设计手册表6-7确定d=45mm，为保证与大齿轮啮合良好取L=16mm4)轴上荷载 垂直支反力FMY=（-Fr2 *（66.5+48.5）+ Fr3*48.95）/ (40.95+66.5+48.95)=272N FNY= Fr3-F r2-FMY=753N水平支反力FMZ= Ft3*48.95- Ft2*(66.5+48.95)+ Fa1*97.5/(40.95+66.5+48.95)=439N FNY= Ft3-Ft2-FMZ=1690N根据受力作出弯矩图好转矩图MZMYMT由图可知N点为危险截面故有= M/0.1d3=5.4 MPa= T/0.2 d3=2.6MPa校核ca=,取=0.6得ca=6.3MPa-1=60 MP 故，满足要求。5） 轴承校核轴承径向荷载 Fr1=516N同理Fr2=3423N轴承派生轴向力Fd= Fr/2Y 查设计手册表6-7得Y=1.6Fd1=161N, Fd2=1070N 1压紧，2放松， F a1= F a+ Fd2=1418N F a2=1070N当量动荷载（e=0.37）Fa1/Fr1=2.7e F a2/Fr2=0.3124000h故满足要求。3、低速轴1）、设计参数P3= P2*=2.71 KWn3= n2/i=70 r/minT3 =9550* P3/ n3=378.7 Nm2)作用与齿轮上的力根据受力平衡得： Ft3 =3135N F r3= 11413)低速轴的结构设计-段，半联轴器与轴的配合长度为60mm，半联轴器采用轴肩轴向固定，故轴的长度略小于配合长度，取L=58mm,d=38mm.为了保证端盖的便利拆装取L=70，且为保证半联轴器的轴向固定，根据设计手册，查得d=45mm。-为与轴承配合段，根据轴承的有关参数，确定d=50mm，L=18mm，右端为轴套的轴向固定端，根据设计手册表6-7确定轴套外直径为52mm,长度为10mm，L=28mm.，-段同-段尺寸大致相同，为保证与小齿轮啮合良好，轴套宽度L=16mm.故，该段长度L-=34mm。-段为齿轮轴肩轴向固定端，根据设计手册得宽度为L-=10mmd-=64mm. -取L-=52mm. d-=56mm.与齿轮配合段取d=52mm 4)轴上荷载 垂直支反力FMY=（F r4 *53/（53+106）=380N FNY= （F r4 *106（53+106）=761N水平支反力FMZ= Ft4*53/（53+106）=1045N FNY= Ft4*106/（53+106）=2090N根据受力作出弯矩图好转矩图MZMYMT由图可知N点为危险截面故有= M/0.1d3=10.7 MPa= T/0.2 d3=17.5MPa校核ca=,取=0.6得ca=23.6 MPa-1=60 MP 故，满足要求。6） 轴承校核轴承径向荷载 Fr1=1112N同理Fr2=2224N当量动荷载取fp=1.2,则有P1=fp*Fr1=1334.4N P2= fp* Fr2=2668.8N取较大值计算：LH=106/60n*=106/60*70*=391502h24000h故满足要求。八、键的选择和校核1、高速轴上键的联接半联轴器端 根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=8mm*7mm*36mm 载荷平稳故取p=110MPap1 =2T1*103/k*l*d=2*30.2*1000/0.5*8*36*30=22.14 MPap=110MPa 故符合要求小锥齿轮端 根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=10mm*8mm*36mm 载荷平稳故取p=110MPap1 =2T1*103/k*l*d=16.0 MPap=110MPa故符合要求2、中间轴上键的联接大锥齿轮端 根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=12mm*8mm*28mm 载荷平稳故取p=110MPap1 =2T2*103/k*l*d=2*86.2*1000/0.5*8*25*40=43.1 MPap=110MPa 故符合要求3、低速轴上的键联接半联轴器端 根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=12mm*8mm*50mm 载荷平稳故取p=110MPap1 =2T3*103/k*l*d=2*378.7*1000/0.5*8*50*38=80.2 MPap=110MPa 故符合要求齿轮端 根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=14mm*9mm*40mm 载荷平稳故取p=110MPap1 =2T3*103/k*l*d=90MPap=110MPa故符合要求九、箱体设计根据手册表11-1得到下面数据名称符号计算公式结果箱座厚度0.0125(dm1+d m1)+1810箱盖厚度10.01(dm1+dm2)+188箱盖凸缘厚度1.5112箱座凸缘厚度1.515箱座底凸缘厚度2.525地脚螺钉直径0.018（dm1+dm2）+1M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径=0.75M12盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）8，至外箱壁的距离查手册表11222 18 16，至凸缘边缘距离查手册表1122014外箱壁至轴承端面距离=+（510）40大齿轮顶圆与内箱壁距离1.218齿轮端面与内箱壁距离15箱盖，箱座肋厚1013轴承端盖外径+5150（高速轴）130（中间轴）125（低速轴）轴承旁联结螺栓距离120（高速轴）112（中间轴）125（低速轴）根据设计手册查得吊耳环结构参数：d=b=24mm,b=(1.8-2.5)1=24mmR=d=24mm,e=(0.8-1)d=24mm.吊钩结构参数：K=+=32mm,H=0.8K=25.6mm,h=0.5,H=12.8mm,r=K/6=5.3mmb=(1.8-2.5)=30mm视孔盖的结构参数：=140mm, =125mm,b1=120mm,b2=105mm,d=7mm,孔数为8，盖厚4mm，R=5mm.十、端盖的详细设计 1高速轴端盖螺栓直径为d3=8mm,盖厚e=1.2d3=9.6mm,螺孔直径为8+1=9mm，套杯内内厚s=10mm,壁厚e=10mm,外缘后s=10mm, 分布圆直径D0=2.5 d3+2s+D=130mm，D6=D-3=77mm,D5=D-3d3=106mm,D4=D-10=70mm,D2=D0+2.5 d3=150mm.2、中间轴端盖螺栓直径为d3=8m