二级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计.doc

目录设计任务书传动方案的拟定及说明电动机的选择计算传动装置的运动和动力参数传动件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择及计算键连接的选择及校核计算联轴器的选择箱体的设计减速器附件的选择润滑与密封设计小结参考资料目录一、设计任务书设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力），带速，卷筒直径，输送机工作条件：单向运转，有轻微震动，经常满载空载启动，单班制工作，使用年限年，输送带速度允许误差为二、传动方案的拟定及说明1.确定传动方案计算卷筒的转速根据工作条件及其卷筒转速选择圆锥圆柱齿轮减速器传动，传动方案如下图所示：此种传动方案的优点是工作可靠，传动效率高，维护方便，环境适应性好且尺寸较小，但制造成本高，圆锥齿轮尺寸过大时加工有困难，可将其布置在高速级并对传动比加以限制，以减小大锥齿轮的尺寸三、电动机的选择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.电动机的容量1） 工作机所需功率2） 电动机的输出功率 其中为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率，包括个联轴器，对圆锥齿轮，对圆柱齿轮，对滚动轴承，为联轴器的效率，为圆锥齿轮的效率，为圆柱齿轮的效率，为滚动轴承的效率，由机械设计基础课程设计表2-4查得：，故传动装置的总效率3）电动机的额定功率根据选取电动机的额定功率使得由机械设计基础课程设计表20-1选取电动机额定功率3.电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计基础课程设计表2-1查得圆锥齿轮传动比范围，圆柱齿轮传动比范围，则电动机转速的可选范围为：在此范围内电动机的同步转速有750 ，1000 ，1500 ,初选此三种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号电动机转速最大转矩总传动比同步满载1YB132S-4150014402.213.072YB132M2-610009602.08.713YB160M2-87507202.06.53三种方案均可，但第二种方案的传动比较小且转速适中，故选方案二，选定电动机的型号为YB132M2-64.电动机的技术数据和外形安装尺寸 由机械设计基础课程设计表10-110，10-111，10-112查得主要数据四、计算传动装置的运动和动力参数1、传动装置的总传动比 2.分配各级传动比为使大圆锥齿轮直径不致过大，高速级圆锥齿轮传动比可取且故取 3.各轴转速（轴号见上图） 4.各轴输入功率5.各轴转矩 制成表格如下： 参数轴名电动机轴I轴II轴III轴滚筒轴转速（）960960384110.22110.22功率（）5.55.4455.235.0734.972转矩（）54.7154.166130.069439.55430.798传动比12.513.4841效率10.970.980.990.99五、传动件的设计计算圆锥直齿轮的设计已知输入功率5.445 ，输出功率5.23 ，小齿轮转速960 ,转矩54.166 ,大齿轮转速384 ，转矩130.069 , 单向运转，有轻微震动，经常满载空载启动，单班制工作，使用年限5年(设每年工作300天)。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选择小齿轮材料为40r（调质）， 硬度48HRC，大齿轮材料我45钢（调质），硬度44HRC3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，则2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即 （1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数2） 计算小齿轮转矩 3） 选齿宽系数 4） 由机械设计（第八版）图10-21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 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S1，由式（1012）得 (2） 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径d1t ,带入中较小的值2） 计算圆周速度v3)计算载荷系数 根据,7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载荷系数由机械设计（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，由机械设计（第八版）图10-9得轴承系数则接触强度载荷系数4） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 5） 计算模数m 3按齿根弯曲强度设计 由式(1024) （1） 确定计算参数 1） 计算载荷系数 2)计算小齿轮转矩 =54.1663）选齿宽系数 =0.304）计算圆锥角 = =21.8014 = =68.19865）计算当量齿数 = =25.84879 = =161.555 6） 查取齿形系数 由机械设计（第八版）表105查得=2.616；=2.135 7） 查取应力校正系数 由机械设计（第八版）表105查得=1.594；=1.838 8） 计算小齿轮的弯曲疲劳强度 由机械设计（第八版）图10-20查得由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数 ，取则 9） 计算大、小齿轮的 并加以比较= =0.013359 = =0.015218241大齿轮的数值大。 (2） 设计计算 取标准值 m=3,按齿轮接触疲劳强度计算得到的=64.185mm计算 ,取，4几何尺寸计算 1） 计算大、小齿轮的分度圆直径 2)计算锥距 3） 计算齿轮宽度 取 4） 结构设计 如零件图所示圆柱斜齿轮的设计已知输入功率5.23，小齿轮转速384,转矩130.069,大齿轮转速110.22，转矩439.55, 单向运转，有轻微震动，经常满载空载启动，单班制工作，使用年限5年(设每年工作300天)。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选择小齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），硬度43HRC，大齿轮材料45钢（调质后表面淬火），硬度40HRC3） 选小齿轮齿数=23，大齿轮齿数，取，则4） 选取螺旋角。初选螺旋角14 2按齿面接触强度设计 （1） 由设计计算公式进行计算，即 （2） 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数=1.62）计算小齿轮转矩 = 130.693）选齿宽系数 =0.804）由机械设计（第八版）图10-30选取区域系数=2.433 5) 由机械设计（第八版）图10-26查得0.771，0.842，则1.613 6）由机械设计（第八版） 表106查得材料的弹性影响系数7）由机械设计（第八版） 图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限910MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限=860MPa； 8）由机械设计（第八版） 式1013计算应力循环次数 9）由机械设计（第八版） 图1019查得接触疲劳寿命系数0.95；0.98 10） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 12） 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d1t （2） 计算圆周速度 （3） 计算齿宽b及模数 （4） 计算纵向重合度（5） 计算载荷系数K 由机械设计（第八版）表10-2取使用系数=1 根据v=1.055m/s,7级精度，由机械设计（第八版）图108查得动载系数 =1.08；由机械设计（第八版）表10-4得= 1.29由机械设计（第八版）表1013查得= 1.24由机械设计（第八版）表103查得故接触强度载荷系数（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 （7） 计算模数3按齿根弯曲强度设计 由式(1017) 1） 确定计算参数 （1） 计算载荷系数 （2） 根据纵向重合度=1.459，由机械设计（第八版）图1028查得螺旋角影响系数0.88 （3） 计算当量齿数 （4） 查取齿形系数 由机械设计（第八版）表105查得=2.616；=2.218662 （5） 查取应力校正系数由机械设计（第八版）表105查得=1.559089；=1.770669 （6） 计算由机械设计（第八版）图10-20c得=420Mpa, =400MPa由机械设计（第八版）图10-18得=0.92 ，=0.95取S=1.4则 （7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 =0.01507887 =0.0145 大齿轮的数值大。 2） 设计计算 取标准值=2.5mm，由接触疲劳强度计算得到的=54.67mm得 圆整取=22则 圆整为=77 4几何尺寸计算 1） 计算中心距 a圆整后取128mm 2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 由于值改变不多，故、等无需修正3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 4） 计算齿轮宽度 圆整取=49mm，=44mm 5） 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 六、轴的设计计算输入轴的设计1.求输入轴上的功率P2，转速n2和扭矩T2 =5.445KW =960r/min =54.1662.求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的分度圆直径为=66mm 则平均分度圆直径为 故有 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），由机械设计（第八版）表15-3取=112，得，考虑到键对轴强度的削弱，最小直径需增大5%-7%，即=20.9685mm-21.3679mm显然输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为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的型号联轴器的计算转矩, 由机械设计（第八版）表14-1，取=1.3，则=70415.8由机械设计基础课程设计表10-43，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160，半联轴器的孔径=22mm,故取=22mm,半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的转配方案（见下图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1)为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=26mm （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=26mm，机械设计基础课程设计表15-7，初步选取0基本游隙，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸dDT=30mm62mm17.25mm，故=d5-6=30mm，而=17.25mm 这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计基础课程设计表15-7查得30206型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此=36mm (3)取安装齿轮处的轴段的直径=25mm，为使得套筒可靠地压紧轴承，此段长度应略短于轴承的宽度，故取=16.25mm （4）轴承端盖的总宽度为23.2mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，使得轴承端盖外端面与半联轴器右端面间的距离为30mm，故取=53.5mm （5）锥齿轮轮毂宽度为 45mm ，为使得套筒可靠地压紧齿轮，取 =49mm （6）由于，故取=100mm3)轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用普通平键连接，按=25mm由机械设计（第八版）表6-1，取键bh=87mm,L=32mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮与轮毂的配合为H7/k6，联轴器的周向定位采用普通平键连接，按=22mm由机械设计（第八版）表6-1，取键bh=66mm,L=32mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用联轴器与轮毂的配合为，联轴器的滚动轴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k64） 确定轴上的倒角和圆角取轴端倒角为5） 求轴上的载荷 输入轴的受力图及受力分析如下图所示 轴上的载荷如下表所示载荷水平面H铅垂面V支反力支反力F= 609.87 N= -137.61 N= 2611.57 N= 814.06 N弯矩M= 65.20= 14.71 =22.03 总弯矩M=66.83 扭矩TT1=54.1666） 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，扭转切应力我脉动循环变应力，取=0.6，则轴的计算应力 =27.52MPa由机械设计手册之轴的常用材料及其力学性能查得45钢（调质）的许用疲劳应力为=60MPa=27.52MPa,故安全7） 精确校核轴的疲劳强度判断危险截面由弯矩图可知，截面5右侧受应力最大截面5右侧 抗弯截面系数 =1064.8mm 抗扭截面系数 =2129.6mm 截面5右侧弯矩为M=66834.39 截面5上的扭矩为=54.166 截面5上的弯曲应力=62.77MPa 截面5上的扭转切应力=25.43MPa 轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计手册之轴的常用材料及力学性能查得抗拉强度=640MPa,弯曲疲劳强度=275MPa,扭转疲劳强度=155MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由机械设计（第八版）表3-2查取。因,经插值后得=1.88,=1.51，又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为=0.82, =0.85,故有效应力集中系数为 由机械设计（第八版）附图3-2查得尺寸系数=0.85，扭转尺寸系数=0.87.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=0.92轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数 =0.1，=0.05计算安全系数值=3.39=5.94故该轴安全中间轴设计1.求中间轴上的功率，转速和扭矩 =5.23KW =384r/min =130.0692.求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为=56.89mm 故有 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径故有 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），由机械设计（第八版）表15-3取=112，得显然中间轴的最小直径为安装滚动轴的直径和4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的转配方案（见下图）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=28.895mm，由机械设计基础课程设计表15-7，初步选取0基本游隙，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸dDT=30mm62mm17.25mm，故=30mm 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由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=3mm，因此取套筒直径为36mm (2)取安装齿轮处的轴段的直径=35mm，圆锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知圆锥齿轮轮毂长L=42mm，为使得套筒可靠地压紧轴承，此段长度应略短于轮毂的长度，故取=39mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=3mm,则轴环处直径为=41mm （3）已知圆柱齿轮齿宽=51mm，为使得套筒可靠地压紧轴承，此段长度应略短于轮毂的长度，故取=49mm（4）箱体-小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取=32.25mm =23.4mm3)轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用普通平键连接，按=35mm由机械设计（第八版）表6-1，取键bh=108mm, L=39mm，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，故选用齿轮与轮毂的配合为，圆柱齿轮的周向定位采用普通平键连接，按=35mm由机械设计（第八版）表6-1，取键bh=108mm, L=49mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮与轮毂的配合为，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m61） 确定轴上的倒角和圆角取轴端倒角为1.6455） 求轴上的载荷 中间轴的受力图及受力分析如下图所示 轴上的载荷如下表所示载荷水平面H铅垂面V支反力支反力FFNH1= 2589.5 NFNV1= 28 7.19NFNH2= 3854.48 NFNV2= 1376.27 N弯矩MMH1= 122.43 MH2= 165.55 MV1= 13.58 MV2=4 MV3=24.73 MV4=59.11 总弯矩=129.79 扭矩T=130.0696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，扭转切应力我脉动循环变应力，取=0.6，则轴的计算应力 =35.3MPa由机械设计手册之轴的常用材料及其力学性能查得45钢（调质）的许用疲劳应力为=60MPa=35.3MPa,故安全7.精确校核轴的疲劳强度判断危险截面由弯矩图可知，截面5左右侧受应力最大截面5右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面5右侧弯矩为M=129790N.mm 截面5上的扭矩为=130069 截面5上的弯曲应力=48.07MPa 截面5上的扭转切应力=24.09MPa 轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计手册之轴的常用材料及力学性能查得抗拉强度=640MPa,弯曲疲劳强度=275MPa,扭转疲劳强度=155MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由机械设计（第八版）表3-2查取。因, ,经插值后得=1.90,=1.47，又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为=0.82, =0.85,故有效应力集中系数为 由机械设计（第八版）附图3-2查得尺寸系数=0.85，扭转尺寸系数=0.87 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=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，则综合系数为又取碳钢的特性系数 =0.1，=0.05计算安全系数Sca值=7.35故可知安全截面5左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面5右侧弯矩为M=95410N.mm 截面5上的扭矩为=130069 截面5上的弯曲应力=22.25MPa 截面5上的扭转切应力=15.17MPa 过硬配合处的，由机械设计（第八版）附表3-8用插值法求出，并取 =0.8k,于是得=1.70，=2.13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=0.92故得综合系数为又取碳钢的特性系数 =0.1，=0.05计算安全系数Sca值=5.44=11.68故可知安全输出轴设计1.求输出轴上的功率，转速和扭矩 =5.073KW =110.22r/min =439.552.求作用在齿轮上的力 已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为=199.1mm 故有 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，由机械设计（第八版）表15-3取=100，得，考虑到键对轴强度的削弱，最小直径需增大5%-7%，即 =37.632mm38.35mm显然输出轴的最小直径为安装联轴器的直径d1-2，为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的型号联轴器的计算转矩, 由机械设计（第八版）表14-1，取，则=571.415由机械设计基础课程设计表10-43，选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630，半联轴器的孔径=38mm,故取=38mm,半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm4.轴的结构设计1）拟定轴上零件的转配方案（见下图）2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1)为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=45mm，左端用轴承挡圈定位，按轴端挡圈直径D=45mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，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L1略短些，现取=58mm （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=45mm，由机械设计基础课程设计表15-7，初步选取0基本游隙，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸dDT=45mm85mm20.75mm，故=45mm 左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计基础课程设计表15-7查得30209型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此取=52mm。齿轮右端与右端轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为46mm，为了使得套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=42mm，取=50mm，齿轮的左端采用轴肩定位。轴肩高度h0.07d,故取h=5mm,则轴环处的直径为=60mm，轴环宽度b1.4h，取轴环宽度为8mm，即=8mm （3）轴承端盖的总宽度为32mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，使得轴承端盖外端面与半联轴器右端面间的距离为20mm，故取=72.75mm （4）箱体-小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取=72.9mm =40.25mm3)轴上的周向定位 圆柱齿轮的周向定位采用普通平键连接，按=50mm由机械设计（第八版）表6-1，取键bh=149mm, L=40mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮与轮毂的配合为，联轴器的周向定位采用普通平键连接，按=38mm由机械设计（第八版）表6-1，取键bh=108mm, L=58mm，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，故选用齿轮与轮毂的配合为，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k63） 确定轴上的倒角和圆角取轴端倒角为1.6455） 求轴上的载荷输出轴的受力图及受力分析如下图所示 轴上的载荷如下表所示载荷水平面H铅垂面V支反力支反力FFNH1= 1245.11 NFNV1= 469.53NFNH2= 3170.04 NFNV2= 1192.64 N弯矩MMH= 132.03 MV1= 49.79 MV2=165.97 总弯矩=141.11=212.08 扭矩T=439.556按弯扭合