单级直齿圆锥齿轮减速器.doc

机械设计课程设计计算说明书目录一、 设计任务(2)二、 系统总体方案设计(3)三、 动力机选择(4)四、 传动装置运动及动力参数计算(4)五、 传动零件的设计计算(5)六、 轴的设计计算.(13)七、 滚动轴承的计算.(24)八、 连接的选择和计算.(25)九、 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.(26)十、 箱体及其附件的结构设计.(26)十一、 设计总结.(27)十二、参考资料.(28)机械设计课程设计一、 设计任务1 已知条件：1） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度32；2） 使用折旧期：6年；3） 检修间隔期：三年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4） 运动来源：电力，三相交流，电压380/220；5） 运输带速度允许误差：5%；6） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2.运动简图：3设计数据：运输带工作拉力F=2000KN 运输带工作速度v=2.0m/s 卷筒直径 D=240mm4.传动方案：单级直齿圆锥齿轮减速器5.设计内容：1） 按照给定的原始数据2和传动方案设计减速器装置；2） 完成减速器装配图1张（A0或A1）；3） 箱体零件图1张；4） 编写设计计算说明书份。二、系统总体方案设计根据要求及已知条件对于传动方案的设计可选择单级直齿圆锥齿轮减速器。它能承受较大的载荷且传动平稳，能实现一定的传动比。总体方案简图计算与说明主要结果三、动力机选择I 选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过35，因此可选用Y系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、价格低廉。II确定电动机功率和型号运输带机构输出的功率： 传动系得总的效率： 电机所需的功率为： 由于载荷平稳，电动机的额定功率只需要略大于就行，选择Y100L-6 比较合理，额定功率1.5kw,满载转速940r/min.,最大转矩为2.2 主要结果 四、传动装置运动及动力参数计算1，各传动比的计算卷筒的转速总传动比: 为使V带传动的外廓尺寸不致太大，则取 ，那么齿轮的传动比为 ，则取锥齿的传动比为i=2 2，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）。=960r/minr/min 工作轴3，各轴的输入功率（kw） 4，各轴输入扭矩的计算（） N.m 将以上算得的运动和动力参数列表如下：发动机I轴II轴III轴转速（r/min）960320160160输入功率P（kw）1.51.071.041.01输入扭矩T（N.m）2.231.9362.07560.28传动比（i）321效率（）0.7130.9720.971 主要结果五、传动零件的设计计算因减速器中的齿轮传动均为闭式传动，且所受的负载且小，其失效形式主要是点蚀，故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。对于两级传动的齿轮可设计为：1）运输机要求的速度为0.5m/s，速度不高，故选择变位系数为0，精度为7cC GB/T 1365-1989的锥齿轮。材料的选择：由表选择两个小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为：其中压力角为203） 主要参数的初步计算齿轮类型为正交传动，直齿及零度弧齿按接触强度计算，按弯曲强度计算式中，为小齿轮大端分度圆直径，mm;e为锥齿轮类型几何系数，选择为直齿非鼓形齿，即e为1000-为变位后强度影响系数，因选择为零传动，即变位系数为1-齿宽比系数，选择为1.683-为小齿轮的转矩，根据上述的原动机的选择其转矩为35N.m-为使用系数，取为1.25，-齿向载荷分布系数，取为1.1，-齿轮的接触，弯曲疲劳强度，因小齿轮材料为40Cr,则其Hlim（中段值）: 750850，Flim（中值/下值）: 300/220，大齿轮为45，其Hlim（中段值）: 550650，Flim（中值/下值）: 220/170-为齿形系数，取为1u为齿轮传动比，为2计算得按接触强度=123.6m 按弯曲强度=272.45m 故选择小齿轮的d=275=mz,则齿轮的模数为4） 锥齿的各主要参数模数m=11; 小齿轮齿数,大齿轮齿数z=50；分度圆锥角 ；齿顶高 齿根高齿顶圆直径=294.677 =559.838分度圆直径 外锥距，齿宽系数，齿宽，取b=100齿顶角，齿根角根锥角 当量齿数 重合度；螺旋角为5） 弯曲强度的计算计算齿根应力许用齿根应力式中：-为使用系数，取为1.25-动载系数，取为1.09-弯曲强度计算得齿间载荷分布系数，取为1.2-弯曲强度计算得齿向载荷分布系数，取为1.1-弯曲强度计算有效齿宽，=0.85b=87.125-齿宽中点法向模数，-齿形系数，取1-应力修正系数，取1.55-弯曲强度计算的重合度系数，取1-弯曲强度计算得螺旋角系数，取1-弯曲强度计算得锥齿轮系数，取1-试验齿轮的弯曲疲劳极限，取300-试验齿轮的应力修正系数，取2.0-弯曲强度的最小安全系数，取1.4-相对齿根圆角敏感系数，取1-相对齿根表面状况系数，取1 -弯曲强度计算得尺寸系数，取1计算得，许用应力为=428.57而计算应力为=8.702（其中F取2000N）则，即强度符合6）由此设计有模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮827520100大齿轮855020100六轴的设计A轴I的设计由于轴的转速不是很高，且工作平稳，从而选择轴的材料为45钢1由以上数据得功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角1.07 Kw31.93Nm320r/min275mm202求作用在齿轮上的力N3初步确定轴的尺寸，式中A-为按定的系数，取110为轴的许用转应力p轴传递的额定功率，取1.07n轴的转速，为320r/min则计算得=16.45mm此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4 联轴器的选择由于轴I的传递转矩很小，且为室内平稳的工作环境，从而可选择凸缘式联轴器来进行固定查表取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*31.93=47.895Nm，按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，由于锥齿的分度圆外径较大，从而决定了其内径也相对较大，为使锥齿安装上后轴的总体结构匀称，查标准选用GY6型联轴器，其公称转矩为900N.m，其孔径可取3850mm，故取轴的直径为50mm5轴的结构设计I拟定轴上零件的装配方案II根据轴上固定零件确定轴各段的直径1）根据4的联轴器的轴向定位，则需要在轴上确定一个轴肩，因为联轴器的孔径为50，从而第一段轴的直径为50mm，轴肩的直径可取为54mm;半联轴器与轴配合的长度为84mm，安装上挡圈后刚好可以使挡圈只压在 联轴器上而不压在轴上。2)轴上轴承的选择考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16大量生产价格最低，固选用深沟球轴承根据内径d=55mm，选择型号为6211，右端采用轴肩固定，根据深沟球轴承的安装尺寸mm，mm进而确定第四段轴肩尺寸为56mm；轴承的宽度B为9mm，最大外径为72mm3），由于锥齿的分度圆外径较大，从而取安装锥齿的轴径为50mm，齿轮左端靠套筒定位，取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取 =80mm则 轴长 L=80+50+90+=mm至此已初步确定轴得长度4）确定轴的的倒角和圆角取轴端倒角为1*45，圆角为R15）求轴上的载荷由于轴承6005的中性好，从而确定轴承的支点在其中点位置，作为简支梁，轴的支点跨距为100mm，通过计算画出它的弯矩图和扭矩图，如下：6） 轴段的支反力情况为距左端距离 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 134mm -53979.57N -53979.57N 距左端距离 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 232mm -66020.4N -66020.4N 弯曲应力校核确定危险截面，根据弯矩图和扭矩图可得距左端128mm以及232mm处，得到最大的弯矩和扭矩，并且此处所示的支反力为最大值，从而确定此处为危险截面，进行强度校核时，则只需要校核此处的强度。 而许用疲劳应力为180Mpa，即弯曲应力校核通过。8）疲劳强度校核对危险截面进行疲劳强度校核得：直径：55mm危险截面的弯矩M：5000Nmm 扭矩T：60000Nmm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.05 （扭转作用）：1.55截面的疲劳强度安全系数S：32.21 许用安全系数S：1.9两处疲劳强度校核通过9）扭转刚度校核圆轴的扭转角为0.0039经计算得扭转刚度变形为，而许用扭转变形为0.251.0，从而扭转刚度校核通过。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。10）弯曲刚度校核以轴的最左端为原点，建立直角坐标，结算轴各段的挠度，得到如下数据：挠度计算如下： x/mm i/mm 1 16.75 1.026602 2 33.5 0.857632 3 50.25 0.688662 4 67 0.523701 5 83.75 0.369248 6 100.5 0.227296 7 117.25 0.102621 8 134 0 9 158.5 -0.077689 10 183 -0.104448 11 207.5 -0.078983 12 232 0 许用挠度系数：0.0035 最大挠度：-0.104448mm 弯曲刚度校核通过11）轴的临界转速计算计算后得到的数据为：当量直径dv：57.49mm轴截面的惯性距I：536214.76mm4支承距离与L的比值：0.29轴所受的重力：350N支座形式系数1：12.15轴的一阶临界转速ncr1：33153.35r/minB 轴II的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角1.04 Kw62.075Nm160r/min550mm202.求作用在齿轮上的力N3.初步确定轴的尺寸，式中A-为按定的系数，取110为轴的许用转应力p轴传递的额定功率，取1.04n轴的转速，为160r/min则计算得=20.45mm此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4.联轴器的选择同上述轴I的设计一样由于轴II的传递转矩很小，且为室内平稳的工作环境，从而可选择凸缘式联轴器来进行固定查表取Ka=1.5则；Tca=Ka*T3=1.5*62.075=93.1125Nm，按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，由于锥齿的分度圆外径较大，从而决定了其内径也相对较大，为使锥齿安装上后轴的总体结构匀称，查标准选用GY11型联轴器，其公称转矩为25000N.m，其孔径可取150mm，故取轴的直径为150mm5轴的结构设计I拟定轴上零件的装配方案II根据轴上固定零件确定轴各段的直径1）根据4的联轴器的轴向定位，则需要在轴上确定一个轴肩，因为联轴器的孔径为150mm，从而第一段轴的直径为150mm，轴肩的直径可取为155mm;半联轴器与轴配合的长度为84mm，安装上挡圈后刚好可以使挡圈只压在 联轴器上而不压在轴上。2)轴上轴承的选择考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16大量生产价格最低，固选用深沟球轴承根据内径d=55mm，选择型号为6211，右端采用轴肩固定，根据深沟球轴承的安装尺寸mm，mm进而确定第四段轴肩尺寸为56mm；轴承的宽度B