机械设计课程设计-设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器.doc

机械设计课程设计说明书机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定2工作条件：2二、电动机选择21、电动机类型的选择22、电动机功率选择23、确定电动机转速34、确定电动机型号3三、运动参数及动力参数计算3计算总传动比及分配各级的传动比3传动零件的设计计算41.链传动计算52.圆锥齿轮的设计计算63.圆柱直齿轮的设计计算9五、轴的设计计算121.输入轴的设计计算122.中间轴的设计14六轴承的选择与计算191.输入轴的轴承192.中间轴轴承203.输出轴轴承21七键的计算校核211.输入轴上的键212.轴2的键的校核计算223.输出轴键的校核22八联轴器的选择231.输入轴联轴器232.输出轴联轴器23九减速器箱体结构尺寸23十减速器附件的选择25十一.齿轮的密封与润滑25十二.设计小结25参考文献：26计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器工作条件：输送机连续单向运转工作时有轻微震动，空载启动，输送带工作速度误差为5%；每年按300个工作日计算，使用期限为10年，大修期4年，单班制工作；在专门工厂小批量生产（1） 原始数据：运输链节矩：p=60mm；运输链工作速度V=0.80m/s； 运输链链轮齿数：Z=10；运输链工作拉力：F=3000F/N；Nw = 60x1000v/Zp = 60x1000x0.8/10x60 =80 r/min二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）链传动的输出功率：P=Fv/1000=0.80x3000/1000=2.4kw1）传动装置的总效率：总=4轴承圆柱齿轮联轴器圆锥齿轮 =0.990.990.960.9930.95=0.8552)电动机的输出功率：Pd= P/总=2.4/0.855=2.79kW3、确定电动机转速：计算工作机轴工作转速：Nw = 60x1000v/Zp = 60x1000x0.8/10x60 =80 r/min 按推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动的一级减速器传动比范围分别为 和 ，链传动传动比范围为。4、确定电动机型号综合各方面因素选择电动机型号为Y132S-6机。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速(r/min)中心高mm轴伸尺寸Y132S-6 396022560*140三、运动参数及动力参数计算计算总传动比及分配各级的传动比1、 总传动比：i=nm/nw=960/80=122、 分配各级传动比: 链传动的传动比: 锥齿轮啮合的传动比：= 2.25 圆柱齿轮啮合的传动比：= 41.计算各轴转速（r/min）nI=n=960nII=nI/=730/2.25=427nIII=nII/i2=427/4=1072.计算各轴的功率（kW）PI=Pd联轴器=30.993=2.979PII=PI轴承圆锥齿轮=2.9790.990.95=2.80PIII=PII轴承圆柱齿轮=2.800.990.96=2.663.计算各轴扭矩（Nm）TI=9550*PI/nI=9550x2.979/960=29.63TII=9550*PII/nII=9550x2.80/427=62.62TIII=9550*PIII/nIII=9550x2.66/107=237.41Td、TI、TII、TIII、TW=依次为电动机轴，和工作机轴的输入转矩。参数 轴名电动机轴轴轴轴转速r/min960960427107功率P/kW32.9792.802.66转矩/n*m29.8429.6362.62237.41传动比12.2541效率0.990.940.95传动零件的设计计算链传动计算 1）选择链轮齿数：取小链齿数Z1=19,大链轮齿数为 Z2=ixZ1=19x2=38 2）确定计算功率：查得Ka=1.1 有图得Kz=1.52,单排链， 则计算功率为： 3）选择链条型号和节距 根据及查图可选20A-1 查表 链条节距p=31.75mm 4)计算链节数和中心距 初选中心距 取相应的链节数为取Lp=104节 查表得到中心距计算系数 f1=0.24917x31.75x(2x104-57)=1195mm5)计算链速v，确定润滑方式 由于和链号20A-1，查图可知应采用滴油润滑。 6）计算压轴力Ff 有效圆周力为： 链轮垂直布置时的压轴力系数 Kfp=1.05 则压轴力为2.圆锥齿轮的设计计算已知输入功率P1=P=2.979Kw,由电动机驱动，小齿轮转速为960r/min，齿数比为u=2.25，工作寿命为10年（每年工作300天），单班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。（1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力1）该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40Cr钢调质，硬度为310330HBS，大齿轮为40Cr钢（调质），硬度为260280HBS，按齿面硬度中间值，按碳钢查MQ线得 Flim1=320Mpa Flim2 =300Mpa同理由查得 Hlim1=765Mpa Hlim2 =715Mpa3）有式（5-29），（5-30）分别求得Fp1=Flim1 YSTYNYx/SFmin=446MpaFp2=Flim2 YSTYNYx/SFmin=338MpaHp2=Hlim2 YSTZNZW/SHmin=580Mpa由于为闭式齿面硬度中，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根的弯曲强度。（2）按接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算 即d11800kT1/Hp1/31)小齿轮的名义转矩 T1= TI=29.63Nm2）选取载荷系数K=1.31.6同小齿轮悬臂设置，取k=1.253)初算接触强度的许用应力： 小齿轮 Hp2=0.9Hlim2 =0.9x765=688.5Mpa 小齿轮 Hp1=0.9Hlim1 =0.9x715=643.5Mpa 4)初算小齿轮大端分度圆直径 d1=18001.25x29.63x/643.5x2.251/3 =63.31mm 5)确定齿数和模数 选取Z1=22 则 Z2=Z1x=22x2.25=49.5取 Z2=50;=Z2/Z1=2.27大端模数m=d1/z1 =63.31/22=2.88mm，取m=36）计算主要尺寸 大端分度圆直径：d1=mz1=322=66mm d2=mz2=350=150mm 锥距：R=m b=RR=R/3=0.33x81.94=27.04mm取b=27mm (3) 校核齿根弯曲疲劳强度m1) 计算载荷系数 K=KAKVKHaKH=1.25x1.2x1.875=2.82) 查表弯曲疲劳强度系数 KFN1=0.9 KFN2=0.95 3) 查表小齿轮的疲劳强度极限=700Mpa 大齿轮的疲劳强度极限=600Mpa 4)计算弯曲疲劳强度许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4得： F1= F1= 其中：N1=60n1jln=60x960x1x(2x8x300x10)=2.76x109N2=2.76/4x109=1.23x109 所以可得：=0.9 ; =0.95 5)查取齿形系数： 由表得 YFa1=2.72 YSa1=1.57 YFa2=2.32 YSa2=1.70 6）计算大小齿轮的，并加以比较 取其中较大的代入得： m=2.30 M=3 满足此范围 因此符合 对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根 弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的载荷能力，齿面接触疲劳强度所决定的承载能力与d有关，取弯曲疲劳强度计算得m=2.27就近圆整m=3,d1=63.31mm Z1=d1/m=63.31/3=21.10取Z1=22满足要求Z2=22x2.25=49.5取Z2=50 7）几何尺寸计算：d1=Z1m=22x3=66mm d2=Z2m=50x3=150mm 锥距：R=mmm 锥宽： b=RR=37.92mm 3.圆柱直齿轮的设计计算 已知：输入功率，小齿轮转速为427r/min，齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作300天）单班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运转。 (1)选择齿轮材料，确定齿数，精度等级 1）根据题设条件看，小齿轮采用40Cr（调制），硬度280HBS 大齿轮采用45钢（调制）。硬度240HBS，两者硬度差40HBS 2）运输机为一般工作机器速度不高，故选用7级精度 3）选小齿轮齿数：Z1=25，大齿轮齿数Z2=4x25=100 由图查得弯曲疲劳强度极限应力 由图查得接触疲劳强度极限应力(2)按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m 1) 选取载荷系数K=1.32) 计算小齿轮传递转矩 T2=62.62mm3) 齿宽系数 =14) 查表得材料的弹性影响系数 5) 由图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 6）由N1=60njLh=604271（2830015） = ； 7）由图取接触疲劳寿命系数 ； 8）计算接触疲劳需用应力 取安全系数S=1 由式得 计算得 9）计算圆周速 10计算齿宽b 11)计算齿宽与齿高之比b/h、模数 模数： 齿高： 齿高之比： 12）计算载荷系数 根据，7级精度，查表得动载系数 ，直齿轮 查表得 由表得用插值法 由 查图得 故 载荷系数 13）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 14)计算模数 （3） 校核齿根弯曲强度 1）查得小齿轮的弯曲疲劳极限 2） 查得 ；. ）查得；）计算大小齿轮的，并加以比较）计算：对比结果将圆整为接触分度圆直径小齿轮齿数大齿轮齿数）几何尺寸计算d1=Z1m=22x3=66mmd2=Z2m=88x3=264mm 中心距 齿轮宽度 五、轴的设计计算输入轴的设计计算1已知：P1 =2.979kw, n1 =960r/min,T1 =29.63 Nm2选择材料并按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS， =650Mp根据课本式，并查表考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则d=21.88(1+5%)mm=22mm3.初步选择联轴器要使轴径d12与联轴器轴孔相适应故同时选择连轴器型号,查kA=1.3, 查得，取YL4型凸缘联轴器，其额定转矩400 Nm，半联轴器的孔径d1 =22mm,故取d12 =22mm,联轴器的轴配长度L1 =30mm.4.轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案如下图：（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=26mm选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承6006型。参考d2-3=26mm。故d3-4= d5-6=30mm，而l3-4=13mm 此两对轴承均系采用轴肩定位，6006轴承轴肩定位高度h=4mm因此取d4-5=36mm。取安装齿轮处的直径d67=22mm，使套筒可靠的压在轴承上，故l56T =36mm。轴承端盖总宽度为20mm，由于装拆及添加润滑油的要求，轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=5mm，故l23=20+5=25mm。取l45=45mm.圆锥齿轮的轮毂宽度lh=（1.21.5）ds，取lh=63mm，齿轮端面与箱壁间距取15mm，故l67=55mm。轴上零件的周向定位半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面尺寸bhL=6mm6mm35mm,齿轮键长L=35mm配合均用H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6中间轴的设计1.已知：P2 =2.80kw, n2 =427r/min,T2 =62.62 Nm2选择材料并按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取A0=1503.轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案如下图（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力，故 选用单列圆锥滚子轴承查取6307型，尺寸故d12= d56=35mm， 此两对轴承均系采用套筒定位，查表18-4， 轴定位轴肩高度h=6mm,因此取套筒直径为59mm.取安装齿轮处的直径：d23=d45=36mm，锥齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长lh=（1.21.5）ds，取lh=55m为了使套筒可靠的压紧端面，故取 =46mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,取h=6mm,则此处轴环的直径d34=40mm.已知圆锥直齿轮的齿宽为b1=48mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮端面，此处轴长l450.07d,取h=7mm,轴环处处的直径=41mm, 1.4h,取=66mm,5)取箱体小圆锥齿轮的中心线为对称轴，；6）轴上的周向定位 齿轮与轴用键连接查机械设计课程设计取 bhL=12mm8mm57mm，L=57mm.同时保证齿轮与轴有良好对中性，选择齿轮轮毂与轴合为H7/m6,滚动轴承宇宙的轴向定位有过渡配合来保证，轴尺寸公差为m6六轴承的选择与计算1.输入轴的轴承：6006型圆锥滚子轴承e=0.35,Y=1.7轴承内部轴向力：=7008.5N滚子轴承2.中间轴轴承6307型圆锥滚子轴承e=0.35,Y=1.7轴承内部轴向力：=7008.5N滚子轴承3.输出轴轴承6308型圆锥滚子轴承e=0.35,Y=1.7轴承内部轴向力：滚子轴承七键的计算校核1.输入轴上的键联轴器处：bhL=6mm6mm35mmk=0.5h=0.56=3 l=L-b=35-6=29 p= 满足强度要求小锥齿轮处：bhL=10mm8mm40mmk=0.5h=0.58=4 l=L-b=40-10=30 p=满足强度要求2.轴2的键的校核计算：大锥齿轮处： bhL=10mm8mm42mm k=0.5h=0.58=4 l=L-b=42-10=32 p= 满足强度要求小直齿轮处： bhL=10mm8mm60mm k=0.5h=0.58=4 l=L-b=60-10=50 p= 满足强度要求3.输出轴键的校核：直齿轮处的键： bhL=12mm8mm57mm k=0.5h=0.58=4 l=L-b=57-12=45 p= 满足强度要求联轴器处键的校核： bhL=10mm8mm42mm k=0.5h=0.58=4 l=L-b=42-10=32 p= 满足强度要求八联轴器的选择输入轴联轴器：查取LT4型弹性柱销联轴器，其额定转矩63 Nm，半联轴器的孔径d1 =35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm.许用最大转速为5700r/min输出轴联轴器：查取LT7型弹性柱销联轴器，额定扭矩为500Nm其半联轴器的孔径d =70mm,长度为132mm。许用最大转速为3600r/min所选联轴器的额定扭矩均大工作扭矩故，满足需求。九减速器箱体结构尺寸名称符号结果机座壁厚8机盖壁厚8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度12机座凸底缘厚度20地脚螺钉直径=0.036a+12=19.2M20地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径M16机盖与机座连接螺栓直径M10联接螺栓d2的间距l=150200180轴承端盖螺钉直径M8窥视孔盖螺钉直径M8定位销直径8df、d1、d2到外机壁距离C1(27,23,17)27,23,17d1、d2至凸缘边缘距离C2(21,15)21,15轴承旁凸台半径R1= C2(21,15)21,15凸台高度h=20mm外机壁至轴承座端面距离l1=C1 +C2+（812）=444846大齿轮顶圆与内机壁距离11.2 12齿轮端面与内机壁距离210机盖、机座肋厚m10.85，m20.857轴承端盖外径D2=1.25D+10135,148,223轴承端盖凸缘厚度t=(11.2)d39轴承旁联接螺栓距离SD2135,148,223十减速器附件的选择 由机械设计课程设计选择通气塞M161.5,A型压配式圆形油压表A32JB/T7941.1-1995,外六角螺塞及封油垫M141.5,箱座吊耳，吊环螺钉M16（GB/T825-1988），启盖螺钉M8。十一.齿轮的密封与润滑 齿轮采用润滑油润滑，由机械设计基础课程设计选名称为工业闭式齿轮油(GB-5903-1995)，代号为L-CKC220润滑剂。因为齿轮的速度小于12m/s，所以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3060mm。因为大圆锥齿轮的线速度在1m/s2m/s,因此轴承可以利用脂润滑轴承，效果较好。对箱体进行密封为了防止外界的灰尘，水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的流失。十二.设计小结 通过这次对圆锥圆柱二级减速器的设计，使我们真正的了解了机械设计的概念，在这次设计过程中，反反复复的演算一方面不断的让我们接进正确，另一方面也在考验我们我们的耐心，思维的严密性和做研究的严谨性。我想这也是这次设计我们是哟应该达到的。这些让我感受颇深。通过三个星期的设计实践，我们真正感受到了设计过程的谨密性，为我们以后的工作打下了一定的基础。 机械设计是机械这门学科的基础的基础，是一门综合性较强的技术课程，他融汇了多门学科中的许多知识，例如，机械设计，材料力学，工程力学，机械设计课程设计等，我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识。也让我们认识到，自己还有好多东西还不知道，以后更要加深自己的知识内涵，同时，也非常感谢老师对我们悉心的指导，