机械设计课程设计-两级圆锥圆柱齿轮减速器设计F=2100,V=1.9,D=300.doc

机械设计课程设计全套图纸加扣3012250582 设计题目：两级圆锥圆柱齿轮减速器设计班 级： 机1101-2班 学 号： 姓 名： 指导教师： 目录第一章、设计任务一、设计题目二、设计要求第二章、机械运动方案的设计及分析决策 一、传动方案二、选择电动机三、传动比分配及各个轴的参数第三章、减速器的设计计算 一、圆锥直齿轮设计二、圆柱斜齿轮设计第四章、轴的设算一、输入轴的设计及计算二、中间轴的设计及计算三、输出轴的设计及计算第五章、滚动轴承的选择及计算一、输入轴滚动轴承计算二、中间轴滚动轴承计算三、输出轴滚动轴承计算第六章、键联接的选择及校核计算一、输入轴键计算二、中间轴键计算三、输出轴键计算第七章、联轴器、附件的选择第八章、润滑与密封第九章、设计小结 参考资料计算与说明主要结果第1章 设计任务一、设计题目图 1-1 工作条件 连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5% 。 原始数据数据编号6运输带工作拉力F/(N)2100运输带工作速度v/(m/s)1.9卷筒直径D/(mm)300 表1-1二、设计要求1、 确定传动方案，并绘出原理方案图2、 设计减速器3、 完成装配图，零件图4、 A1草图一张（手工绘图）、A0装配图一张（计算机绘图）；、A3号 件图一张（计算机绘图）5、 设计说明书一份计算与说明主要结果第二章 传动系统的方案设计一、传动方案传动方案见图 1-1，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。二、选择电动机1. 电动机初步选择为Y系列三相异步电动机，额定输入电压为交流380v。2. 电动机输出功率、转速的选择 （1）工作机所需功率=FV/（1000） F-工作机阻力 v-工作机线速度 为工作机作机效率可取0.96 （2） 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 滚动轴承传动效率取0.99 圆锥齿轮传动效率取0.95 圆柱齿轮传动效率取0.97 联轴器效率取0.99 卷筒效率取0.96 = （3）确定电动机的额定功率 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为5.5Kw。 计算与说明主要结果 3.确定电动机转速 卷筒工作转速 =601000V/D=6010001.9/3.14300=121.02 r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15，故电动机的转速的可选范围为 =(8-15） =968.161815.30r/min。 可见同步转速为1000r/min ，1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。 由表中数据可知，方案2的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用方案2，选定电动机型号为Y132S-4方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置总传动比同步满载1Y132M2-65.51000960848.792Y132S-45.5150014406813.19 表2 电动机方案比较表三、传动比分配及各个轴的参数 1、传动装置总传动比 =1440/121.02=11.90 2、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取 圆锥圆柱齿轮减速器传动比=121.02r/min电动机选择Y132S-4i=11.90计算与说明主要结果 3、计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） =1440r/min =1440/2.98=483.22r/min /=483.22/4=120.81 r/min =120.81r/min （2）各轴输入功率 =4.95kw .=4.66kw =4.47kw =.=4.38kw （3）各轴转矩 =32.83N.m =92.00N.m =353.35N.m =346.24N.M将计算结果汇总列表如下项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III工作机轴IV转速（r/min22120.81120.81功率（kw）54.954.664.474.38转矩()33.932.8392.00353.35346.24传动比12.984.01效率0.990.940.960.98 表3 轴的运动及动力参数=1440r/min=483.22r/min=120.81 r/min120.81r/min计算与说明主要结果 第三章 减速器的设计计算 一、圆锥直齿轮设计已知输入功率为=4.655kw、小齿轮转速为=483.22r/min、齿数比为4。工作寿命10年（设每年工作300天），连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5% 。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） （2）材料选择由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。选小齿轮齿数Z1=25,则大齿轮齿数Z2=2.98*Z1=74.5,取整75 初选螺旋角。 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数=1.8 2）计算小齿轮的转矩 =9.55104.95/1440=32828 N.mm 3）选齿宽系数 4）由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 5）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数 6）计算应力循环次数 计算与说明主要结果 7) 由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数 8) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 3、计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 2）计算圆周速度v 3）计算载荷系数 根据v=5.22m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数 直齿轮由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数 根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数接触强度载荷系数计算与说明主要结果 4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 5）计算模数m 取标准值m=3mm 6）计算齿轮相关参数 7）圆整并确定齿宽 圆整取 =40mm ,=45mm3、校核齿根弯曲疲劳强度（1）确定弯曲强度载荷系数 （2）计算当量齿数m=3mmb=39.14mmB2=40B1=45计算与说明主要结果（3）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数 应力校正系数 （4）由机械设计（第八版）图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限，（5）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数（6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得（7）校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式进行校核计算与说明主要结果满足弯曲强度，所选参数合适。计算与说明主要结果二、圆柱斜齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速483.22r/min，齿数比u=4，由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），一班制，带式输送机工作有轻震。 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) 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择大小齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS。 (3) 选小齿轮齿数，大齿轮齿数 (4) 选取螺旋角。初选螺旋角 （5）由表10-6得材料的弹性影响系数=189.82、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 (1) 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt=1.6 2）计算小齿轮的转矩 选齿宽系数d=1 3）由机械设计（第八版）图10-30选取区域系数 4）由机械设计（第八版）图10-26查得，则 由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数n=483.22r/minu=4Kt=1.6计算与说明主要结果 5）计算应力循环次数 由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限=510MPa6）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数 7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得 （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得代入许用应力较小的2）计算圆周速度v 计算齿宽b及模数=158.15=58.15mm计算与说明主要结果h=2.25=2.552.45=6.252） 齿宽和齿高之比4） 计算纵向重合度 5) 计算载荷系数根据v=1.47m/s，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数由机械设计（第八版）表10-3查得 由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数由机械设计（第八版）表10-13查得由机械设计（第八版）表10-4查得 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，得6） 计算模数取m=3mmh=6.25K=2.2m=3mm计算与说明主要结果 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式设计（1） 确定公式内各计算数值1)计算载荷系数 =2.162)根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.883)计算当量齿数 4)由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数 应力校正系数 5)查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.87 K=0.90 由机械设计（第八版）图20-20c查得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)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 = =K=2.16计算与说明主要结果7)计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大.选用.（2） 设计计算1） 计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=71.1来计算应有的齿数.2）计算齿数 z=34.5 取z=35 那么z=435=140 4、几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=180（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改变不多,故参数,等不必修正.（3） 计算大.小齿轮的分度圆直径 d=72取m=2mmz=35 z=140 a=180=计算与说明主要结果 d=288（4） 计算齿轮宽度 B= （5） 结构设计齿顶高=齿顶高= 小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为76mm 采用实心结构大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为292mm 采用腹板式结构其零件图如下小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为76mm 大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为292mm计算与说明主要结果第4章 轴的设算一、输入轴设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩=4.95Kw =1440r/min =32.832、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为而 圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示计算与说明主要结果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45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取.由公式 得 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。计算得联轴器的转矩，查机械设计（第八版），由于转矩变化很小，故取，则查机械设计（机械设计基础）课程设计，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160 Nm，半联轴器的孔 径 ，故取，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图三）计算与说明主要结果(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轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径.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30306，其尺寸为dDT=30mm72mm20.75mm，而.这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此取.3) 取安装齿轮处的轴段6-7的直径；为使套筒可靠地压紧轴承， 5-6段应略短于轴承宽度，故取。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右端面间的距离=30mm，故取5) 锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。计算与说明主要结果6) 取(3) 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）,查得平键截面bh=8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，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H7/k6；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T6、按弯扭合成应力校核轴的强度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45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。计算与说明主要结果二、输出轴设计1、求输出轴上的功率、转速 和转矩 =120.81r/min =353.35 2、求作用在齿轮上的力1）已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 d=288而2）圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示=120.81r/min 计算与说明主要结果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45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 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，查机械设计（第八版），由于转矩变化很小，故取，则 查机械设计（机械设计基础）课程设计，选HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。4、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见图六）计算与说明主要结果（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，按轴端挡圈直径的D=48mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短些，现取 。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30310，其尺寸为，而。3）左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此取；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为71mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径为。轴环宽度b1.4h，取。计算与说明主要结果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，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取 5）箱体一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查得平键截面bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，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；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键12mm8mm70mm，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T6、按弯扭合成应力校核轴的强度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计算与说明主要结果力，取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）查得，故安全。三、中间轴的设计计算1、求中间轴上的功率、转速和转矩=4.66Kw = 483.22r/min =922、求作用在齿轮上的力1）已知圆柱斜齿轮的分度圆半径，而已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径而=92计算与说明主要结果2）圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图四所示计算与说明主要结果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（第八版）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4、轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）计算与说明主要结果（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30206，其尺寸为dDT=30mm62mm17.25mm，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计查得30206型轴承的定位轴肩高度h=31mm，因此取套筒直径37mm。2)取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长L=48mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径为。3) 已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取,计算与说明主要结果（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm，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；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，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T6、按弯扭合成应力校核轴的强度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=0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。计算与说明主要结果7、精确校核轴的疲劳强度已知截面5为危险截面（1）截面5右侧受应力相关数据为：1）截面5右侧抗弯截面系数 2）抗扭截面系数 3）截面5右侧弯矩M为 4） 截面5上的扭矩 5） 截面上的弯曲应力 6） 截面上的扭转切应力 7）计算安全系数值轴的材料为40Cr，调质处理。由表15-1查得。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按机械设计（第八版）表3-2查取。因经插值后查得 又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。计算与说明主要结果轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得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 故可知安全。（2）截面5左侧受应力相关数据为：1）抗弯截面系数 2） 抗扭截面系数 3） 截面5左侧弯矩M为 4）截面5上的扭矩为 5） 截面上的弯曲应力 6） 截面上的扭转切应力 计算与说明主要结果7）计算安全系数由机械设计（第八版）附表3-8用插值法求出，并取于是得轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为又取合金钢的特性系数故可知安全。计算与说明主要结果第五章、滚动轴承的选择及计算1输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为dDT=30mm72mm20.75mm，轴向力 ， ，Y=1.9，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F 则 则则则计算与说明主要结果，则 设计计算及说明故合格。2中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206。初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为dDT=30mm62mm17.25mm，轴向力 ，Y=1.9，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F 则 则 轴承合格计算与说明主要结果则 则 则 则故合格。 3输出轴轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310. 轴向力 ， ，Y=1.7，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 故合格计算与说明主要结果则则则 故合格。第六章、键联接的选择及校核计算1输入轴键计算 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高度。则键联接的强度为：故单键即可。 轴承合格计算与说明主要结果 2、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高度。则键联接的强度为： 故合格。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高度。则键联接的强度为： 故合格。 2、