机械设计课程设计---圆锥圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计二级减速器-圆锥圆柱齿轮减速器说明书机械零件课程设计任务书1. 涉及题目：圆锥圆柱齿轮减速器2. 原始数据垂直轴所需功率px=3.2 kw垂直轴转速=19 r/min开式圆锥齿轮传动比ikz=4.63. 工作条件a. 传动不逆转b. 工作连续，有轻微振动c. 每天工作8小时，寿命10年d. 启动载荷为公称载荷的1.5倍e. 批量生产4. 设计任务量1） 设计说明书一份，内容包括：a. 减速器的主要特点b. 减速器的主要零件计算，并附计算必要的简图c. 减速器的使用与维护2） 设计图a. 总装配图一张b. 主要零件工作图2-3张第一章 传动件的总体设计1.1选择电动机1.1.1选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为360v。1.1.2 选择电动机的容量（功率）工作的有效功率为 pw=px=3.2kw注：px=3.2kw是设计给定的参数从动电机到工作机间的总效率为 =122533式中1、2、3分别为联轴器、轴承、齿轮传动的传动效率。由表9.1可知，1=0.99，2=0.98，3=0.97。 =0.9920.9840.973=0.809所以电动机所需要的功率为 pd= pw =3.20.809=3.56kw1.1.3确定电动机转速按表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆锥圆柱减速器传动比i =420而工作机的转轴的转速为 nw=n1ikz=4.61987r/min注：n1和ikz为设计所给的参数n1=19r/min，ikz=4.6所以电动机转速的可选范围为 nd=i nw=（420）87=3501748r/min符合这一范围的同步转速为750r/min，1000r/min和1500r/min三种。综合考虑电动机的转动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使电动机装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量（功率）和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为，其主要的性能如表1.1所示。 表1.1 y132m1-6型电动机的主要参数性能电动机型号额定功率/kw满载转速/（rmin-1）启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩y132m1-649602.02.01.2 计算传动装置的总传动比i并分配传动比1.2.1总传动比i i=nmnw=96087=11.031.2.2分配传动比 i=ii考虑润滑条件，为使两级大齿轮相近，取i=0.25i i=0.25i=0.2511.03=2.7575 i= ii=11.032.7575=4注：i为圆锥圆锥齿轮的传动比、i为圆柱圆柱齿轮的传动比1.3 计算传动装置各轴的运动和动力参数1.3.1各轴的转速轴 n=nm=960r/min轴 n=ni=9602.7575=348.14r/min轴 n= ni=348.14487r/min1.3.2各轴的输入功率轴 p=pd1=3.560.99=3.52kw轴 p=p23=3.520.980.97=3.35kw轴 p=p23=3.350.980.97=3.18kw1.3.3各轴的输入转矩电动机轴输出转矩td为 td=9.55106pdnm=9.551063.56960=3.54104nmm故轴 t=td1=3.541040.99=3.51 104 nmm 轴 t= t23i=3.51 1040.980.972.7575=9.19104nmm轴 t= t23i=9.191040.980.974=3.49 105nmm将上述计算结果汇总与表1.2，以备查用表1.2 轮毂传动装置的运动和动力参数轴名功率p/kw转矩t/（nmm）转速n/（rmin-1）传动比i效率电动机3.563.5410496010.99轴3.523.51 1049602.75750.95轴3.359.19104348.1440.95轴3.183.49 10587第二章 传动件设计2.1 齿轮的计算2.1.1 锥齿轮参数的计算工作机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb 10095-88）材料选择。由表10-1选择小锥齿轮的材料为40cr（调质），硬度为280 hbs,大锥齿轮材料为45钢（调质）硬度为240 hbs，二者的材料硬度差为40 hbs。选小锥齿轮的齿数z1=30，大锥齿轮齿数为z2=2.757530=82.725，取z2=83。按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-26）进行计算，即 d1t2.923zeh2ktt1r1-0.5r2u初步计算确定公式内的各计算数值试选载荷系数kt=1.4。计算小锥齿轮的传递转矩 t=td1=3.541040.99=3.51 104 nmm r=13注： r一般选取范围r:0.250.35由表10-6查的材料的弹性影响系数为 ze=189.8mpa12由图10-21d按齿轮面硬度查的小锥齿轮的接触疲劳强度极限hlim1=600mpa；大锥齿轮的接触强度极限hlim2=530mpa。由式10-13计算应力循环次数 n1=60n1jlh=60960124000=1.38109注：按照给定的条件工作机工作10年，每天工作8小时得lh=300108=24000h n2=n1i=1.381092.7575=5.01108由图10-19取接触疲劳寿命系数khn1=0.9;khn2=0.92计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1.15,由式10-12h1=khn1hlim1s=469.56 mpa h2=khn2hlim2s=424 mpa计算试算小锥齿轮分度圆直径d1t，代入h中较小的值 d1t2.923zeh2ktt1r1-0.5r2u =2.923189.842421.43.5104131-0.51322.77 =72.62mm计算圆周速度v v=d1tn1601000=72.62960601000m/s =3.65m/s由u=z2z1=d2d1=cot1=tan2得 1=20 2=70求锥矩r r=dt1u2+12 =72.622.772+12 =106.93mm求齿宽b，由r=br得 b=rr =13106.93 =35.64mm计算齿宽与齿高之比bh bh=35.645.325=6.693注：mt=d1tz1=72.6230=2.42mm h=2.2mt=2.422.2=5.325mm计算载荷系数根据v=3.65m/s,7级精度，由图10-8查的动载系数kv=1.12由表10-3得，kh=kf=1由表10-2查得，ka=1由kh=kf=1.5khbe=1.51.25=1.875注：khbe由表10-9查得khbe=1.25 k=kakvkhkh =11.1211.879 =2.104按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a） d=d1t3kkt=72.6232.1041.4=83.18mm计算模数m m=dz1=83.1830=2.77mm根据标准模数选择m=3mm d1=mz1=330=90mm d2=mz2=383=249mm由u=z2z1=d2d1=cot1=tan2得 1=19.88 2=70.12平均分度圆直径dm dm1=d11-0.5r =901-0.513 =75mm dm2=d21-0.5r =2491-0.513 =207.5mm求锥矩r r=d1u2+12 =752.772+12 =110.44mm求齿宽b，由r=br得 b=rr =13110.44 =36.81mm计算齿宽与齿高之比bh bh=36.815.5=6.69注：mt=d1z1=7530=2.5mm h=2.2mt=2.52.2=5.5mm一般小的锥齿轮的齿宽要比大锥齿轮的宽度宽，所以 b1=42mm b2=37mm2.1.2锥齿轮的齿根弯曲强度校核按齿轮弯曲强度进行校核锥齿轮的当量模数zv为 zv1=dvmm=z1cos1=300.9432mm zv2=dvmm=z2cos2=830.345240.58mm f=kftyfaysabmmf确定公式中的数值 k=kakvkhkh根据v=3.77m/s,7级精度，由图10-8查的动载系数kv=1.12注：v=d1n1601000=75960601000m/s =3.77m/s由表10-3得，kh=kf=1由表10-2查得，ka=1由kh=kf=1.5khbe=1.51.25=1.875注：khbe由表10-9查得khbe=1.25 k=kakvkhkh =11.1211.875 =2.1 yfa、ysa分别为齿形系数及应力校正系数，按当量齿数zv查表10-5 yfa1=2.49，yfa2=2.06 ysa1=1.635，ysa2=1.97计算ft ft1=2t1dm1=2t1mmz1=2t1z11-0.5rm =23.51 10460 =1170n ft2=2t1dm2=2t1mmz2=2t1z21-0.5rm =23.51 104171 =410.5n计算许用应力f f1=kfn1fe1s f2=kfn2fe2s注：n1=60n1jlh=60960124000=1.38109 n2=n1i=1.381092.7575=5.01108由图10-18取接触疲劳寿命系数kfn1=0.91;kfn2=0.89由图10-20c查得小锥齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1=610 mpa，大锥齿轮的弯曲疲劳强度极fe2=450 mpa限去弯曲疲劳安全系数s=1.4,由式10-12得 f1=kfn1fe1s=0.916101.4=396.5 mpa f2=kfn2fe2s=0894501.4=286.07 mpa将数据代入下式，进行校核，其中许用应力取小的值代入 f1=kft1yfa1ysa1b1-0.5rmf1 =2.111702.491.635321-0.5132.5 =150.02 mpaf1 f2=kft2yfa2ysa2b1-0.5rmf2 =2.1410.52.061.97321-0.5132.5 =42 mpaf2则，设计参数合格。将上面的数值全部汇总与下面表格2.1中 表2.1 锥齿轮的设计参数汇总名称符号小锥齿轮大锥齿轮分锥角2070齿顶高ha3齿根高hf3.6分度圆直径d75mm249mm齿顶圆直径da80.64mm251.04mm齿根圆直径df69.36mm246.96mm锥距r132mm齿根角f1顶锥角a2272根锥角f1868顶隙c0.6mm分度圆齿厚s4.7mm当量齿数zv31.9244.2齿宽b42mm37mm2.1.3直齿轮参数计算工作机为一般的工作机器，速度不高，故选用7级精度（gb 10095-88）材料选择。由表10-1选择小齿轮的材料为40cr（调质），硬度为280 hbs,大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240 hbs，二者的材料硬度差为40 hbs。选小齿轮的齿数z1=24，大齿轮齿数为z2=424=96，取z2=96。按齿面接触强度设计有设计计算公式（10-9a）进行计算，即 d1t2.323zeh2u1ukttd确定公式内的各计算数值试选载荷系数kt=1.3。计算小齿轮的传递转矩 t=t23i=3.511040.980.972.7575=9.19104nmm由表10-7选取齿宽系数d=1由表10-6查的材料的弹性影响系数为 ze=189.8mpa12由图10-21d按齿轮面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1=600mpa；大齿轮的接触强度极限hlim2=550mpa。由式10-13计算应力循环次数 n1=60n1jlh=60348.14124000=5.01108注：按照给定的条件工作机工作10年，每天工作8小时得lh=300108=24000h n2=n1i=5.011084=1.25108由图10-19取接触疲劳寿命系数khn1=0.94;khn2=0.96计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1,由式10-12得h1=khn1hlim1s=0.94600 mpa=564 mpa h2=khn2hlim2s=0.96550 mpa=528 mpa计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入h中较小的值 d1t2.323zeh2u1ukttd =2.323189.852824+141.39.191041 =64.014mm计算圆周速度v v=d1tn1601000=64.014348.14601000m/s =1.167m/s求齿宽b，由b=dd1t得 b=dd1t =164.014 =64.014mm计算齿宽与齿高之比bh bh=64.0146.001=10.669注：mt=d1tz1=64.01424=2.667mm h=2.25mt=2.6672.25=6.001mm计算载荷系数根据v=1.667m/s,7级精度，由图10-8查的动载系数kv=1.08由表10-3得，kh=kf=1由表10-2查得，ka=1由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时kh=1.42由bh=64.0146.001=10.669，kh=1.42查图10-13得kf=1.35 k=kakvkhkh =11.0811.42 =1.5336按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a） d1=d1t3kkt=64.01431.53361.3=67.639mm计算模数m m=d1z1=67.63924=2.82mm根据标准模数选择m=3mm d1=mz1=324=72mm d2=mz2=396=288mm计算中心距 a=d1+d22=72+2882=180mm求齿宽b，由b=dd1得 b=dd1 =172 =72mm一般小齿轮的齿宽要比大齿轮的宽度宽，所以 b1=77mm b2=72mm2.1.4直齿轮的齿根弯曲强度校核按齿轮弯曲强度进行校核 f=2kt1yfaysabdmf确定公式中的数值 t1=t=t23i=3.511040.980.972.7575=9.19104nmm k=kakvkhkh根据v=1.32m/s,7级精度，由图10-8查的动载系数kv=1.12注：v=d1n1601000=72348.14601000m/s =1.312m/s由表10-3得，kh=kf=1由表10-2查得，ka=1由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时kh=1.42由bh=64.0146.001=10.669，kh=1.42查图10-13得kf=1.35 k=kakvkhkh =11.0811.42 =1.5336 yfa、ysa分别为齿形系数及应力校正系数，按齿数z查表10-5 yfa1=2.65, ysa1=1.58 yfa2=2.23,ysa=1.775计算许用应力f f1=kfn1fe1s f2=kfn2fe2s由式10-13计算应力循环次数 n1=60n1jlh=60348.14124000=5.01108注：按照给定的条件工作机工作10年，每天工作8小时得lh=300108=24000h n2=n1i=5.011084=1.25108由图10-18取接触疲劳寿命系数kfn1=0.91;kfn2=0.93由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1=610 mpa，大齿轮的弯曲疲劳强度极fe2=450 mpa限去弯曲疲劳安全系数s=1.4,由式10-12得 f1=kfn1fe1s=0.916101.4=39