机械设计课程设计-二级圆锥齿轮减速器设计F=4KNV=0.7msD=280mm（全套图纸）.pdf

1 目录 一、 设计任务(2) 二、 传动方案的拟订(3) 三、 电动机的选择(4) 四、 传动比的计算与分配(4) 五、 各轴的转速，功率和扭矩(4) 六、 V 带的设计计算(5) 七、 传动零件的计算和轴系零件的选择(8) 八、 轴的计算.(17) 九、 轴承的选择与校核(27) 十、 键的选择与校核(34) 十一、 密封和润滑(35) 十二、 小结(36) 十三、 参考资料(36) 全套图纸加 153893706 附图 .(37) 2 3 课程设计任务书 内 容 及 任 务 一、 设计的主要技术参数： 运输链牵引力: F=4 KN 输 送 速 度 : V=0.7m/s 链轮节圆直径: D=280mm 工作条件：三班制，使用年限 10 年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输 链速度允许误差5%. 二、 设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑 和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。 三、 每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务： （1） 减速机装配图 1 张； （2） 零件工作图 23 张； （3） 设计说明书 1 份（60008000 字）。 进 度 安 排 起止日期 工 作 内 容 12.24- 12.25 传动系统总体设计 12.25- 12.27 传动零件的设计计算； 12.28- 1.6 减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书 1.7 交图纸并答辩 主 要 参 考 资 料 1濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2001. 2金清肃.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007. 指导老师（签字） ： 年 月 日 系（教研室）主任（签字） ： 年 月 日 计算与说明 主要结果 4 二二、传动方案的拟定传动方案的拟定 1,由于 V 带的传动工作平稳性好,具有过载保护作用,并具有 缓冲吸振能力,所以选用 V 带传动; 2,圆锥齿轮传动结构紧凑且宽度尺寸较小传递的效率也高,所 以减速器选择选择圆锥与圆柱齿轮; 3,考虑到制造成本与实用性,圆锥与圆柱齿轮都选用直齿. 传动方案简图如下: 计算与说明 重要结果 5 三三、设计方案分析、设计方案分析 I 选择电动机的类型和结构 因为装置的载荷平稳，长期工作，因此可选用鼠笼型异步电 动机，电机结构简单，工作可靠，维护容易，价格低廉， 、配 调速装置，可提高起动性能。 II 确定电动机功率和型号 运输带机构输出的功率： 2.8kw2800w0.7m/s4000N VFPw= 传动系得总的效率： 8242 . 0 96 . 0 96. 095 . 0 98 . 0 99. 0 4 543 4 21 = 1 联轴器的效率,取 0.99 2 滚动轴承效率,取 0.98 3 锥齿轮的(闭式 8 级精度)传动效率,取 0.95 4 圆柱直齿轮的效率,取 0.96 5V 带传动效率,取 0.97. 电机所需的功率为： 3.4kw 8242. 0 2.8P P w d = 由题意知，直齿锥形齿轮放在第一级，不宜传输过大的转矩，同 功率的电机如下（Y112M- 2，Y112- 4，Y32M- 6，Y160M1- 8） ，选择 Y132M1- 6 比较合理，额定功率 p=4kw,满载转速 960/min. 四、传动比的计算与分配 运输机的转速（r/min） nw=60v(D)=0.760/(3.1426310 -3)=47.7 总传动比: i=960/47.7=20.12 取 v 带轮传动比 i1=3 取高速级锥形齿轮传动比 i2=2 直齿圆柱齿轮传动比: i3=3.36 五五、各轴的转速，功率和转速各轴的转速，功率和转速 1，各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的 传动比进行计算，转速（r/min） 。 n1=960 n2=960/i1=320 n3=384/i2=160 n4=145.29/i3=47.62 Pw=2.8kw =0.8242 Pd=3.4kw nw=47.7 i=20.12 i1=3 i2=2 i3=3.36 n1=960 n2=320 n3=160 n4=47.62 计算与说明 重要结果 6 2，各轴的输入功率（kw） P1=p52=40.970.98=3.8 P2= P132=3.80.950.98=3.54 P3= P242=3.540.960.98=3.33 P4= P312=3.330.980.99=3.232 3，各轴输入扭矩的的计算(NMM) T1=(95503.8/320)10 3=113.4103 T2=(95503.54/160)10 3=211.29103 T3=(95503.33/47.62)10 3=667.82103 将以上算得的运动和动力参数列表如下： I 轴 II 轴 III 轴 转速（r/min） 320 160 47.62 输入功率 P（kw） 3.8 3.54 3.33 输 入 扭 矩T （N.MM） 113400 211290 667820 传动比（i） 2 3.36 效率（） 0.95 0.96 六、V 带传动的设计计算 设计 V 带传动时的已知条件包括：带的工作条件是连续单 向运转，载荷平稳，传动位置与总体尺寸限制自定，所需 传递的功率为 3KW，小带轮的转速为 960r/min，传动比为 2.5 。 设计步骤： 1. 确定计算功率 PcaK AP=1.34=5.2KW 式中： Pca计算功率，KW K A工作情况系数，见表 87； P所需传动的额定功率，KW 2. 根据计算功率 Pca和小带轮转速 n1， 从【】图 811 中选取普通 V 带的型号为 A 型。 3. 确定带轮的基准直径 dd并验算带速 1) 初选小带轮的基准直径 d 1 d P1=3.8 P2=3.54 P3=3.33 P4=3.232 T1=113.410 3 T2=211.2910 3 T3=667.8210 3 Pca=5.2KW 计算与说明 重要结果 7 根据 V 带的带型，参考【】表 86 和表 88 确定小带 轮的基准直径 d 1 d ，应使 d 1 d （dd）min。 所以选 d 1 d 125mm 2） 验算带速 v 根据【】式子（813）计算带的速度。带速不宜过低或 过高， 一般应使 v（530m/s） 。 而：v 9601253.14/（601000）6.28m/s 3）计算大带轮的基准直径 由 d 2 d =id 1 d 计算，d 2 d 250mm 4. 确定中心距 a，并选择 V 带的基准长度 Ld 根据【】式子（820） ，初定中心距 a0500mm 由【】式子（822）计算所需的基准长度 L 0 d 2a0+ 2 （d 1 d + d 2 d ）+ 1 2 d2d 0 d - d ) 4a （ 1596mm 由【】表 82 选带的基准长度 L 0 d 1600mm 按【】式子（823）计算实际中心距 a aa0+ 2 0dd LL =500+ 2 15961600 =252mm 中心距的变化范围为 207mm297mm。 5. 验算小带轮上的包角1 1180 0-（d 2 d d 1 d ） a 0 3 .57 180 0125 0 57.3 252 151.35 o 90 o 6. 计算带的根数 z 1）计算单根 V 带的额定功率 Pr d 1 d 125mm V=6.28m/s d 2 d 250mm a0500mm L 0 d 1596mm a=252mm 1151.35 计算与说明 重要结果 8 由 d 1 d 125mm 和 n1960r/min， 查【】表 84a 得 P01.39KW 根据 n1960r/min。i2 和 A 型带， 查【】表 84b 得P0.11KW 查【】表 85 得 K=0.925, 【】表 82 得 K L=0.99，于是 Pr（P+P） KK L =(1.139+0.11)0.9250.99=1.144KW 2）计算 V 带的根数 z Z r ca P P 5.2 1.144 4.545 取 5 根. 7. 计算单根 V 带的初拉力的最小值（F0）min 由【】表 83 得 A 型带的单位长度质量 q0.1kg/m （F0）min500 zvK PK ca ) 5 . 2( +qv 2 500 (2.50.96) 5.2 0.925 4 6.28 +0.16.28 2 180.2N 应使带的实际初拉力 F0（F0）min。 8.计算压轴力 F p 压轴力的最小值为 （F p）2z（F0）minsin 2 1 25180.2sin 151.35 2 o N 1746N P01.39KW P0.11KW K=0.925 K L=0.99 Pr=1.144KW Z=5 (F 0 ) min 180.2N (F p)=1746N 计算与说明 重要结果 9 七七、传动零件设计计算和轴系零件的选择传动零件设计计算和轴系零件的选择： 1， 传动零件设计计算。 因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效形式主要是点 蚀。 （1） 要求分析 1） 使用条件分析 对于锥形齿轮主动轮有： 传动功率：p1=3.8kw 主动轮转速：n2=320 齿数比：1：2 圆周速度：估计 v4m/s 2） 设计任务 确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案； 包括： 一组基本参数： 12 , , d m z z 主要基本尺寸： 12 ,d d a等 2,选择齿轮材料，热处理方式及计算许用应力 1） 选择齿轮材料，热处理方式： 按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动， 可选用软面齿轮， 也可选用硬齿面齿轮， 本例选用软齿面齿 轮并具体选用： 小齿轮：45 钢。调质处理，硬度为 230255HBS；大齿轮： 45 钢。正火处理，硬度为 190217HBS。 2）确定许用应力 A: 确定极限应力 limH 和 limF 齿面硬度：小齿轮按 230HBS，大齿轮按 190HBS。 查1图 10- 21 得 lim1H =580Mpa, lim2H =550 Mpa 查1图 10- 20 得 lim1F =450Mpa, lim2F =380Mpa B: 计算应力循环次数 N，确定寿命系数 kHN,kFN N1=60n2jt=6096013810300=41.472108 N2=N1/i2=41.472108/2=20.736108 查1图 1019 得 kHN1=1,kHN2=1 lim1H =580Mpa, lim2H =550 Mpa lim1F =450 Mpa lim2F =380 Mpa N1=41.472108 N2=20.736108 计算与说明 重要结果 10 C：计算接触许用应力 取 min 1 H S= min 1.4 F S= 由许用应力接触疲劳应力公式 HP1=Hlim1 kHN1/sHmin=5801/1=580MPa HP2=Hlim2kHN2/ sHmin=5501/1=550MPa 查1图 10- 18 得 kFE1=1 kFE2=1 Fp1=Flim1 kFE1/SFlim=4500.85/1.4=273.21MPa FP2=Flim2 kFE2/ SFlim=3800.88/1.4=238.85 MPa （2） 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 1） 选择齿轮的类型 根据齿轮的工作条件可选用直齿圆锥齿轮， 也可选用斜 齿轮圆锥齿轮，本例选择直齿圆锥齿轮（考虑到制造成 本和实用性） 2） 选择齿轮精度等级 按估计的圆周速度和功能条件要求选择 8 级精度。 3） 初选参数 初选 2 121 26,26232ZZZi= 12 0,0.3 R xx= 4） 初步计算齿轮的主要尺寸 因电动驱动，有轻微震动，查1表 10- 2 得1 A K =。 取 1.2,1.2,1 V KKK = 则载荷系数 K1 1.2 1.2 11.44 AV K K K K = = 因为为直齿圆锥齿轮，取变位系数 X=0。查1表 10- 6 得材料的系数189.8 E ZMPa= 由式（10- 26） ，可初 步计算出齿轮的分度圆直径 1, d m 等主要参数。 () () 2 1 3 1 2 2 3 3 1 2 2.92 1 0.5 189.81.44 113.4 10 2.92 550 0.3 1 0.5 0.32 102 E Hp RR ZkT d u d mm = = = g min 1 H S= min 1.4 F S= HP1=580 MPa HP2=550 MPa Fp1=273.21MPa FP2=238.85MPa - - - - 12 0 0.3 R xx = = 1 A K = 1.44K = 1 102dm m= 计算与说明 重要结果 11 验算圆周速度 m v 11 (1 0.5)(1 0.5 0.3) 10286.7 mR dd= m v 12 3.14 86.7 320 1.5/ 60 100060 1000 m d n m s = 与估计值近似，且不超过速度允许值。 确定主要传动参数 大端模数 1 1 102 3.923 26 d m z = mm 取模数 m=4mm。 大端分度圆直径： 11 4 26104dmzmm= = 22 4 52208dmzmm= = 22 1 0.510.5 104 12116.3Rdu=+=+= 0.3 116.334.89 R bR= 取整：b=35mm。 5） 验算轮齿弯曲强度条件 因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数 cos v z z =算。其中 1 22 2 cos0.89 112 u u = + 2 22 11 cos0.45 112u = + 1 26 29.21 0.89 v z = 2 32 71.11 0.45 v z= 查1表 10- 5 齿形系数 1 2.53 Fa Y= 2 2.24 Fa Y= 应力修正系数 1 1.62 Sa Y= 2 1.75 Sa Y= 1 86.7 m d= 1.5/ m Vm s= 4mmm= 1 104dmm= 2 208dmm= 116.3R = 35b = 1 cos0.89 = 2 cos0.45 = 1 29.21 v z = 2 71.11 v z= 1 2.53 Fa Y= 2 2.24 Fa Y= 1 1.62 Sa Y= 2 1.75 Sa Y= 计算与说明 重要结果 12 齿轮的工作应力： 11 1 (10.5) tFasa F R KFYY bm = 1 2 t m T F d = 111 1 1 3 1 2 (1 0.5) 2 1.44 113.4 102.53 1.62 102 35 4(1 0.5 0.3) 110.3273 Fasa F mR Fp KTYY d bm = = =,故取 3hmm=,则轴环处的直径 d-41mm。轴环宽度,取 l-19mm。 4）取齿轮距箱体内壁之距离16amm=,且轴承离壁 8mm，所以 l- =45.5mm。l-=24mm。 (3)轴上零件的周向定位 锥齿轮与轴的周向定位均采用平键连接.按d-35mm查表6-1查得平键 截面10 8b hmm=,键槽用键槽铣刀加工,长为45mm,同时为了保证 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 7 6 H n ;同样, 滚子轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸 公差为6m. 2 3 3 3.8 320 /min 113400 . pkw n r T N mm = = = d-25mm d30mm l-=17.25mm d-36mm d72.5mm l-75mm d-35mm= l48mm= d-41mm l-19mm l-=43.25mm l-=24mm 29 计算与说明 主要结果 九九、轴承的选择与校核轴承的选择与校核 1、 高速圆锥齿轮轴轴承的校核 （1） 高速圆锥齿轮轴选用圆锥滚子轴承 30207，并且反装。查（2） 第 128 页表 131 得： 54200 r CN= 查（1）第 321 页表 136 得： 1.0 p f = （2） 轴上受力分析 轴上传递的转矩 ： 1 113400TN mm= 齿轮的圆周力： 1 1 1 22 113400 2551 88 9 t m T FN d. = 齿轮的径向力： 111 2551200 89826 rt FF tgcostg.N= 齿轮的轴向力： 111 2551200 44408 at FF tgsintg.N= （3） 计算作用于轴上的支反力 由材料力学知识求得： 805 HA RN=， 3020 HB RN= 1032 VA RN= ，285 VB RN= 54200 , r CN= 1.0 p f = 1 113400TN mm= 1 2551 t FN= 1 826 r FN= 1 408 a FN= 805 HA RN= 3020 HB RN= 1032 VA RN= 285 VB RN= a F r F t F AB VA RR HA R HB R a F r F t F T VB R 30 计算与说明 主要结果 所以有： 22 1 1308 rHAVA FRRN=+= 22 2 3033 rHBVB FRRN=+= （4） 计算派生轴向力 查（2）128 页知 30207 轴承的 Y=1.6。 查（1）322 页表 137 公式得 S1=Fr1/2Y1=1308/2/1.6=408N S2=Fr2/2Y2=3033/2/1.6=948N （5） 计算轴承所受的轴向载荷 12 408408816 a SFS+=+= 所以，轴承 2 被压紧，轴承 1 被放松。由此得 22 948408540 a ASFN=， 11 408 .ASN= （6） 计算当量动载荷 查（2）第 128 页表 13- 1，知： 0.37e = 轴承 1： 1 1 408 0.3119 1308 r A e F = 所以轴承 30206 合格 2、中间轴轴承的选择与校核 （1） 中间轴选用圆锥滚子轴承 30206，采用反装。查（2） 第 128 页表 131 得： 43200 r CN= 查（1）第 321 页表 136 得： 1.1 p f = （2） 计算径向力 锥齿轮产生的力 22 2 22 222 211290 2390 (1 0.5)(1 0.5 0.3)208 t mR TT FN dd = 21 408 r FFN = 21 826 r FFN = 2 2 0.178 r A F = 2 1,X = 2 0.Y = 2 3033PN= 20000 h Lh= 10 3 = 395710 h Lh= 43200, r CN= 1.1 p f = 32 计算与说明 主要结果 直齿轮产生的力 23 4326 tt FFN= 23 1865 rr FFN= 23 0FFN = 在两轮所受的力的作用下由材料力学知识可求得： 2125 HA RN=， 418 HB RN= 332 VA RN= ，1018 VB RN= 所以有： 22 1 2150 rHAVA FRRN=+= 22 2 1100 rHBVB FRRN=+= （3） 计算派生轴向力 查（2）128 页知 30206 轴承的 Y=1.6。 查（1）322 页表 137 公式得 S1=Fr1/2Y1=2150/2/1.6=672N S2=Fr2/2Y2=1100/2/1.6=343N 2125 HA RN= 418 HB RN= 332 VA RN= 1018 VB RN= 1 2150 r FN= 2 1100 r FN= S1=672N S2=343N 33 计算与说明 主要结果 （4） 计算轴承所受的轴向载荷 已知 2 729 a FN= 1122 6727291401 a ASFS=+=+= 所以，轴承 1 被压紧，轴承 2 被放松。由此得 22 343ASN=， 112 2130. a ASFN=+= (5) 计算当量动载荷 轴承 1： 查（2）第 128 页表 131，得： 0.37e = 1 1 2130 0.9 2150 r A e F = 查得：径向动载荷系数 1 0.4,X = 轴向动载荷系数 1 1.6.Y = 故轴承 1 的当量动载荷为 11111 ()1.1 (0.4 2150 1.6 2130) 4695 pr PfX FY A N =+=+ = 轴承 2： 2 2 343 0.3118 1100 r A e F = 所以轴承 6012 合格 1.2 p f = X=1 Y=0 2 3688PN= 3 = 25686 h Lh= 36 计算与说明 主要结果 十十、键的选择及计算键的选择及计算 1、 高速圆锥齿轮轴的键联接的选择及计算 （1） 键联接的选择 根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用 圆头 （A 型） 普通平键， 由轴的直径25,dmm=查 （1） 第 106 页表 6- 1 选用健8 40GB/T1096 1979， 其中， b h=8 7。 （2） 键联接的强度校核 由工作件查（1）第 106 页表 6- 2，静联接时许用挤 压应力 p 100120 MPa=。 对于键8 40GB/T1096 1979 0.50.5 73.5khmm= 40832lLbmm= = 1 22 113400 25 32 3.5 81 p p T MPa dlk MPa = = 故安全。 2、 中间轴系键联接的选择及计算 （1） 键联接的选择 选用圆头 （A 型） 普通平键， 由轴的直径35,dmm= 轮廓长度40lmm=，查（1）第 106 页表 6- 1 选用 健 10 40GB/T1096 1979，其中b h=10 8。 （2） 键联接的强度校核 静联接许用挤压应力值与高速圆锥齿轮轴的相 同。 0.50.5 84khmm= = 40 1030lLbmm= 2 22 211290 86.7 35 30 4 pp T MPaMPa dlk = 故安全。 3.5kmm= 32lmm= 81 p MPa= 4kmm= 30lmm= 86.7 p MPa= 37 计算与说明 主要结果 3、 低速斜齿圆柱齿轮轴的键联接的选择及计算 （1） 键联接的选择 选用圆头 （A 型） 普通平键， 由轴的直径65,dmm= 查 （ 1 ） 第106页 表6- 1 ， 选 用 健 18 63GB/T1096 1979，其中b h=18 11。 （2） 键联接的强度校核 静联接许用挤压应力值与高速圆锥齿轮轴的相 同。 0.50.5 115.5khmm= 63 1152lLbmm= 3 22 667820 65 52 5.5 71.85 p p T MPa dlk MPa = = 故安全