机械设计课程设计-设计一用于链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器F=3000,V=0.25.doc

机电及自动化学院09机电2班 目录设计任务书2传动方案的拟订2电动机的选择3传动装置的运动和动力参数计算4传动零件的设计计算6轴的计算.18滚动轴承的选择和计算.32键联接的选择和计算.35联轴器的选择.36减速器附件的选择.38润滑与密封.38设计小结.39参考资料.39全套图纸加扣3012250582 设计计算及说明结果一、 设计任务书设计一用于链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知：链式运输机链条总拉力F=3000N，链条速度v=0.25m/s，链条节数P=80，链轮齿数Z=18,开式齿轮传动比未定；工作条件：二班制，连续单向运动，有轻微振动，室内工作，无灰尘；使用年限：二十年、大修期一年；生产批量：40台；生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及涡轮；动力来源：电力、三相交流、电压380/220伏；运输链速度允许误差：+5%。二、传动方案的拟订工作机主轴的转速： 初步可判断选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为90左右。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：图一引自 机械设计（第八版）第172页设计计算及说明结果三、选择电动机1） 电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机。2） 电动机容量(1) 工作机的输出功率 (2) 电动机输出功率 传动装置总效率 弹性联轴器=0.99； 滚动轴承=0.98； 锥齿轮=0.95； 圆柱齿轮（开式）=0.95； 链传动=0.92； 刚性联轴器=0.99； 圆柱齿轮传动=0.983) 电动机转速的确定 链的转速单级开式齿轮传动比范围； 二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比范围 电动机转速可选范围为 工作条件： 二班制、连续单向传动，有轻微振动，室内工作，无灰尘 动力来源： 电力、三相交流、电压380/220伏 综上条件， 选择电动机型号为型号为 Y100L-6各运动副效率的选择参考机械设计课程设计指导书第7、12页机械设计课程设计指导书第7页 表1=机械设计师表31-22设计计算及说明结果表1 电动机主要性能参数电动机型号额定功率满载转速额定电压V轴伸尺寸Y100L-6940r/min380v28mm四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比 2） 分配各级传动比设开式齿轮传动比为 减速器传动比为 （由） 圆锥齿轮传动比 圆柱齿轮传动比 各轴转速 课程设计指导书第7页表1设计计算及说明结果3） 各轴输入功率4） 各轴转矩表2 运动和动力参数计算结果轴名功率P（kw）转矩T（）转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴1.0410.5794010.99轴11.031.0110.4610.259403.220.94轴20.960.9431.3530.72291.9340.96轴30.920.90120.47118.0672.9810.97轴40.890.87116.88114.5472.9870.93轴50.830.81761.68746.4510.43设计计算及说明结果五、传动件的设计计算1、直齿锥齿轮设计已知输入功率1.03kw，输出功率1.01kw，小齿轮转速940r/min，齿数比u=3.22，由电动机驱动，工作寿命20年（每年工作300天），二班制，工作有轻震，不反转。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)2） 选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS3） 选择大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。4） 选小齿轮齿数 大齿轮齿数 2、 按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.82） 计算小齿轮的转矩为输出转矩10.25kw3） 选齿宽系数R=0.354） 小齿轮的接触疲劳强度极限5） 大齿轮的接触疲劳强度极限 6） 弹性影响系数 锥齿轮计算公式和有关数据皆引自机械设计（第八版）P224P227P191 表10-1P227P205 表10-7R=0.35P209 图10-21dP201 表10-6设计计算及说明结果 7）计算应力循环次数 8)接触疲劳寿命系数 。9) 计算接触疲劳许用应力 失效概率为1%，安全系数S=1（2）计算1） 小齿轮分度圆直径 2） 圆周速度v 3） 计算载荷系数使用系数动载系数直齿轮轴承系数 图10-19P193 表10-2P194 图10-8P195 表10-3P196 表10-4P226 表10-9设计计算及说明结果接触强度载荷系数4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径5） 计算模数m 3、按照齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定公式内的各计算数值1） 弯曲强度载荷系数当量齿数应力校正系数分别是 2） 小齿轮的弯曲疲劳强度极限3） 大齿轮的弯曲疲劳强度极限=4504） 弯曲疲劳寿命系数 表10-5图20-20cP208 图10-20c图10-18设计计算及说明结果5） 弯曲疲劳许用应力（取弯曲疲劳安全系数）6） 大、小齿轮的并加以比较，取较大值计算。8）设计计算 齿轮的模数取决于弯曲强度所决定的承载能力，故取m=1.75，为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径取 d=50.32mm,=50.321.75=29，则，取。4、计算齿轮相关参数圆整并确定齿宽 最终m=1.75mm=29设计计算及说明结果2、圆柱斜齿轮设计已知输入功率0.96kw，输出功率0.94kw，小齿轮转速291.93r/min，齿数比u=4，由电动机驱动，工作寿命20年（每年工作300天），二班制，工作有轻震，不反转。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)2） 小齿轮材料为40Cr(调质)小齿轮齿面硬度为280HBS 大齿轮材料为45钢（调质），大齿轮齿面硬度为240HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数4） 选取螺旋角。初选螺旋角2、按齿面接触强度设计(1) 确定公式内的各计算数值1） 载荷系数2） 小齿轮的转矩31.353） 齿宽系数4） 取区域系数5) ， 则6)弹性影响系数 7）应力循环次数 圆柱齿轮的计算公式和相关数据皆引自机械设计（第八版）P186218表10-1初选图10-30图10-26表 10-6设计计算及说明结果8）小齿轮的接触疲劳强度极限=600大齿轮的接触疲劳强度极限=5509) 接触疲劳寿命系数 10）接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1（2）计算1）小齿轮分度圆直径，由计算公式得2） 圆周速度v3） 齿宽b及模数图10-19设计计算及说明结果4） 计算纵向重合度5） 计算载荷系数 根据，7级精度动载系数 5使用系数接触强度载荷系数6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7) 计算模数3、 按齿根弯曲强度设计1） 确定弯曲强度载荷系数2） 螺旋角影响系数 （重合度）图10-8表10-3表10-2表10-4图10-13图10-28设计计算及说明结果3） 计算当量齿数 4）齿形系数, 应力校正系数分别是：5) 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 6） 弯曲疲劳寿命系数 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 9) 计算大、小齿轮的并加以比较，取较大值计算。 按照弯曲强度来计算根据弯曲强度，取，为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径，所以重新修正下齿数：表10-5图20-20c图10-18设计计算及说明结果4、几何尺寸的计算（1）计算中心距中心距圆整为128mm.（2）螺旋角（3）分度圆直径（4）宽度 齿宽圆整后取 3、开式齿轮传动1. 选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆柱齿轮速度不高，故选用8级精度(GB10095-88)5） 2）小齿轮材料为40Cr(调质)小齿轮齿面硬度为280HBS 大齿轮材料为45钢（调质），大齿轮齿面硬度为240HBS。3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数2、按照齿根弯曲疲劳强度设计表10-1初选设计计算及说明结果1）小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2）计算应力循环次数 3）取弯曲疲劳寿命系数 4）计算弯曲疲劳许用应力 （ 取弯曲疲劳安全系数）5） 初选载荷系数 齿宽系数(小齿轮做悬臂布置)6） 齿形系数 应力校正系数 7）计算大、小齿轮的并加以比较，取较大值计算。8）小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 计算接触疲劳许用应力 1、 计算 2、 圆周速度 3、 齿宽b及模数 4、计算载荷系数 根据v=0.30m/s，8级精度，动载系数 使用系数 图20-20c=500MPa图10-18表10-5图10-21dv=0.30m/sB=46.752mmmmh=9.74mmP194图10-8表10-3设计计算及说明结果 接触强度载荷系数 9）设计计算圆整为2. 几何尺寸的计算（1）分度圆直径 （2）中心距 （3）齿轮宽度 圆整后大齿轮齿宽 小齿轮齿宽K=1.8684设计计算及说明结果六、轴的设计计算1、输入轴设计1、 输入轴上的功率、转速和转矩 2、 求作用在齿轮上的力 小圆锥齿轮的平均分度圆直径为: 3、 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为（调质），取=112，得取高速轴的输入轴的最小直径为安装联轴器的直径为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。由于转矩变化很小，故取 =1.5联轴器的计算转矩 结合电动机伸出轴尺寸 28mm 选TL-4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器轴的计算公式和相关数据引自机械设计（第八版）P360376P351表14-1设计计算及说明结果与轴配合的毂孔长度为46mm。故可取轴1-2段长度为4、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径；左端用轴端挡圈定位，1-2段长度应适当小于L，故取2）初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32007其尺寸为 为了更好定位，轴向长度略大于轴承宽度 所以 4-5段轴可取3）轴6-7段的直径至少应取，取表15-3设计计算及说明结果4）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油的要求.,取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，又机座机壁厚度取25mm ,故取，初步选定， ，取（3）轴上的周向定位联轴器的周向定位采用平键连接，按查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm。同时为保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为；联轴器与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 。5、 求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T表6-1设计计算及说明结果6、 按弯扭合成应力校核轴的强度由图可知，右端轴承支点截面为危险截面，根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为（调质），富裕量较大，故安全。表15-1设计计算及说明标注7、 精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面在右端滚动轴承的两边，由于左端面设置阶梯较大，且受力较大，结合弯矩图可知，该截面为危险截面。令该截面为截面A。（2） 截面A抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面A弯矩M为 截面A上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为，调质处理截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及,因，经插值后查得轴的材料敏感系数为 ，故有效应力集中系数为 表15-1附表3-2附图3-1设计计算及说明结果尺寸系数扭转尺寸系数。轴按磨削加工表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 又取合金钢的特性系数 计算安全系数值故可知安全。 2、中间轴设计1、中间轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图所示3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），根据机械设计表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和。附图3-2附图3-3附图3-4设计计算及说明结果4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（如图） （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30204，其尺寸为。这对轴承均采用挡油板进行轴向定位，由轴承产品目录中查得30204型轴承的定位轴肩高度26mm，因此挡油板环外径26mm。2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮右端与右轴承之间采用挡油板定位，已知锥齿轮轮毂长L=1.2=30mm，为了使挡油板可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。3）已知圆柱斜齿齿轮齿宽为50mm，做成了齿轮轴，故取设计计算及说明结果4）在减速器箱体内以小圆锥齿轮的中心线为对称轴取，。（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按查得平键截面，长为28mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为5、求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩 扭矩T表6-1设计计算及说明结果 6、按弯扭合成应力校核轴的强度（取，45Cr的） 段轴径较小，也要进行校核 故安全3、输出轴设计1、输出轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知圆柱大斜齿轮与小齿轮上面的力大小相等方向相反，则：圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示3、初步确定轴的最小直径轴的材料为45钢（调质），根据机械设计）表15-3，取，得，考虑到开键槽给轴造成的损失，固使轴径增加10%15%，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与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 由于转矩变化很小，故取，则。查机械设计手册，选LT6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。表14-1设计计算及说明结果4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段左端需制出一轴肩，故取 。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30208其尺寸为 ，则，。3）左端轴承采用挡油板进行轴向定位，由机械设计手册查得30208型轴承取挡油板外径；则可取；已知齿轮轮毂的宽度为45mm，为了使挡油板端面可靠地压紧齿轮，则可取，考虑挡油板，则可取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴环处的直径为可取。轴环宽度，取。4）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油的要求，求得端盖外端面与半联轴器左端面间的距离，故取设计计算及说明结果箱体一以小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取，。（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得齿轮处平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；半联轴器与轴的连接，根据需要选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为5、求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T 6、按弯扭合成应力校核轴的强度（取，45调制钢的）故安全。安全设计计算及说明结果七、滚动轴承的选择及计算1、输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32007，其尺寸为，载荷水平面H垂直面V支反力F1）径向载荷 2）轴向力 因为 3）轴承当量动载荷 4）验算轴承寿命 故所选轴承满足寿命要求轴承校核数据皆引自机械设计（第八版）P316325有关系数参考机械设计（第八版）第三章附图及附表表13-5合格设计计算及说明结果2、中间轴滚动轴承初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30204，其尺寸为，查表可得e=0.35,Y=1.7,，。载荷水平面H垂直面V支反力F1）径向载荷 2）轴向力 因为 3）轴承当量动载荷 4）验算轴承寿命 故所选轴承满足寿命要求3、输出轴滚动轴承 初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为，查表可得，e=0.37,Y=1.6,，。载荷水平面H垂直面V支反力F1）径向载荷 2）轴向力 因为 3）轴承当量动载荷 4）验算轴承寿命 故所选轴承满足寿命要求合格合格设计计算及说明结果8、 键联接的选择及计算1、输入轴键计算联轴器处选用普通平键尺寸为接触长度 键与轮毂键槽的接触长度k=0.5h=3.5mm 键的强度 故所选平键满足要求2、中间轴键计算1、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 接触长度 键与轮毂键槽的接触长度k=0.5h=3.5mm 键的强度 故所选平键满足要求3、输出轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为接触长度 键与轮毂键槽的接触长度k=0.5h=4mm 键的强度 挤压强度公式引自机械设计（第八版）P106其中公式进行了适当变形，键连接的许用挤压应力取值为： 合格 合格合格设计计算及说明结果2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为 接触长度 键与轮毂键槽的接触长度k=0.5h=4.5mm 键的强度 故中间轴上所选两平键符合满足要求九、联轴器的选择1、输入轴转矩变化很小，取，计算转矩，选LT-4型弹性套柱销联轴器 ，公称转矩为，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为44mm。2、输出轴 取 选LT6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。合格联轴器型号选取参阅机械设计师手册（机械工业出版社）表14-1设计计算及说明结果十、减速器附件的选择由机械设计（机械设计基础）课程设计选定通气帽，A型压配式圆形油标A20（GB1160.1-89），外六角油塞及封油垫,箱座吊环，吊环孔径D=12.5（GB825-88），启盖螺钉M6。详细减速器机体结构尺寸见表3（P37）十一、润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计（机械设计基础）课程设计表16-1查得选用N220中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。当齿轮圆周速度时，采用油润滑圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。大圆锥齿轮大于2m/s时采用油润滑，所以此方案采脂润滑。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。十二、设计小结 这次课程设计题