一级锥齿轮减速器.docx

机械设计课程设计目录1.设计任务书.21.1设计题目.21.2设计任务.21.3具体作业.22.电动机的选择与计算.3 2.1电动机的选择.3 2.2分配传动比.4 2.3动力参数计算.43.链传动设计计算.5 3.1选择链轮齿数.5 3.2确定计算功率.5 3.3选择链条型号和节距.5 3.4计算链节数和中心距.5 3.5计算链数,确定润滑方式.5 3.6计算压轴力.54.圆锥齿轮的设计计算.6 4.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数.6 4.2按齿面接触强度设计.6 4.3按齿根弯曲强度计算.7 4.4几何尺寸计算.85.轴的设计.10 5.1高速轴的设计计算.10 5.2轴的结构设计.11 5.3校核轴的强度.12 5.4输出轴（大齿轮轴）的设计计算.145.5低速轴的校核.166.键、轴承的选择及校核.18 6.1键的选择及校核.18 6.2轴承的校核.197.减速器箱体的设计计算.227.1箱体的尺寸计算.228.减速器剖视图.23心得体会.24参考文献.251.设计任务书1.1设计题目 用于带式运输机的一级锥齿轮减速器。传动装置简图如右图。（1）带式运输机数据见数据表格1.1。(2) 工作条件 两班制工作，空载启动，单向连续运转，载荷平稳。运输带速度允许速度误差为+5%。（3）使用期限 工作期限为十年，每年工作300天，检修期间隔为三年。（4）生产批量 小批量生产。 1.2设计任务 图1.1 带式运输机（1）选择电动机型号； 1-电动机（2）确定链传动的主要参数及尺寸； 2-联轴器 （3）设计减速器； 3-圆锥齿轮减速器（4）选择联轴器； 4-链传动1.3具体作业 5-带式运输机（1）减速器装配图一张；（2）零件工作图两张（大齿轮，输出轴）； (3) 设计说明书一份。表1.1 设计数据表运输带工作拉力 F/N1500180020002200240026002800280027002500运输带工作速度V(m/s)1.51.51.61.61.71.71.81.81.51.4运输带滚筒直径 D/mm2502602702803003203203003003002.电动机的选择与计算2.1电动机的选择（1）选择电动机的类型按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼行三相异步电动机，电压380V。 （2）选择电动机的容量电动机所需工作功率 Pd=Pw/工作机所需功率 Pw=FV/1000传动装置的总效率为 =123435查表得，弹性联轴器效率1=0.99，闭式齿轮传动效率2=0.97，滚子链传动效率3=0.96，圆锥滚子轴承效率4=0.98，卷筒效率5=0.96，代入得 =0.990.970.960.9830.96=0.833所需电动机功率 Pd= 20001.610000.833=3.84 KW因载荷平稳，电动机额定功率可以稍大于Pd，所以查表可得Y系列电动机额定功率为Ped为4 KW。 （3）确定电动机转速 滚筒轴工作转速 nw=6010001.6/3.14/270=113.23r/min 通常，链传动的传动比常用范围i1=26，齿轮传动的传动比i2=23,则总传动比范围为i=418,故电动机的转速可选范围为 nd=inw=(418)113.23r/min=452.922038.14r/min 符合这一范围的同步转速有750，1000和1500 r/min。先对750，1000和1500 r/min，这三种进行比较，如表2.1：表2.1额定功率4KW时电动机的选择对总体方案的影响方案电动机型号额定功率KW同步转速/满载转速nm/(r/min)电动机质量/kg价格/元传动比最大转矩额定转矩1Y112M-441500/1440439002i2.32Y132M1-641000/960739501.35i2.03Y160M1-84750/7201181500i2.0方案比较：方案1，电动机重量轻，价格便宜，但是传动比比较大，传动装置外轮廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，不可取。方案2和方案3比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格以及总传动比。可以看出，如使传动装置结构紧凑，选方案3好，如考虑价格电动机重量，则应选方案2。所以我选方案2，机型Y132M1-6。2.2分配传动比(1)总传动比 ia=nm/nw=960/113.23=8.48(2)分配传动装置各级传动比 取圆锥齿轮的传动比为i0=2.5,则链传动的传动比为 i1= ia/ i0=8.48/2.5=3.3922.3各轴动力参数计算 0轴（电动机轴）：P0= Pd=3.84 KW,n0= nw=960r/min 1轴（高速轴）： P1= P01=3.840.99=3.8 KW , n1=n0=960r/min T1=9550P1/ n1=95503.8/960=37.8N*m 2轴（中间轴）： P2= P124=3.80.970.98=3.52 KW n2= n1/ i0=960/2.5=384 r/min T2=9550P2/ n2=95503.52/384=87.54 N*m 3轴（滚筒轴）： P3= P234=3.520.960.98=3.31 KW n3= n2/ i1=384/3.392=113.2 r/min T3=9550P3/ n3=95503.31/113.2=279.2 N*m 注：13轴的输出功率与输出转矩分别为轴的输入功率与输入转矩乘以轴承的效率0.98。 表2.2各轴的动力参数轴名功率P/KW转矩/ N*m转速n/(r/min)传动比 i效率 输入输出输入输出0轴3.8438.296012.53.3920.990.9510.9411轴3.83.72437.837.049602轴3.523.4587.5485.793843轴3.313.24279.2273.62113.23.链传动设计计算3.1选择链轮齿数 选择小链轮齿数为Z1=19，大链轮齿数为Z2= Z1i1=193.392=65。3.2确定计算功率 由表9-6查得KA=1.0,由图9-13查得KZ=1.4,单排链，则计算功率为 Pca=KAKZP=1.01.43.45=4.83 KW3.3选择链条型号和节距 根据Pca=4.83 KW及n2=384 r/min查图9-11，可选12A。查表9-1，链条节距p=19.05mm。3.4计算链节数和中心距 初选中心距a0=(3050)p=(3050)19.05mm=571.5952.5mm，取a0=800mm相应的链长节数为 Lp0=2a0/p+(z1+z2)/2+( )2 p/a0 =2800/19.05+(19+65)/2+(23/3.14)2 19.05/800=127.28取链长节数为Lp=128节。 查表9-7得到中心距计算系数f1=0.24643,则链传动的最大中心距为 a= f1p2Lp-(z1+z2)=0.2464319.052128-(65+19)mm =807.45mm3.5计算链数v，确定润滑方式 v=n2z1p/60/1000=3841919.05/60/1000=2.32m/s 由 v=2.32m/s和链号12A，查图9-9可知采用油池润滑或油盘飞溅润滑。3.6计算压轴力Fp 有效圆周力为: Fe=1000P/v=10003.45/2.32 =1487.07N链轮水平布置使得轴力系数KFp=1.15，则压轴力为Fp=KFpFe=1.151487.07=1710 N4.圆锥齿轮的设计计算4.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 （1）按题目要，选用圆锥齿轮传动 （2）由于速度不高，故选用七级精度 （3）材料选择：由表10-1选择小齿轮的材料为40Gr（调质）,硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS（4）选用齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=i0* Z1=2.5*24=60，取Z2=604.2按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-26）进行试算，即d1t=2.923(2(1)确定公式中的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.52） 取锥齿轮传动的齿宽系数R=，齿数比u=2.53） 由表10-6查得材料的弹性系数ZE=189.84） 由表10-21d按齿面硬度差的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限=550MPa5） 由10-13计算应力循环次数 =60j=60x960x1x2x8x300x10=2.76x109 =1.104x6） 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.96 ，=0.987） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式（10-12）得H1=0.96x600MPa=576MPaH2=0.98x550MPa=539MPa(2)计算1） 试计算小圆锥齿轮风度圆直径，代入中较小的值d1t=2.92x3(2 =64.22mm2)计算圆周速度V V=m/s=3.23m/s3）计算载荷系数根据V=3.23m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.12；由表10-2查的使用系数=1；由表10-9查得=1.25，则=1；=1=1.875，则K=1x1.12x1x1.875=2.14）按实际的载荷系数校正所得算得分度圆直径，由式（10-10a）得 d1= d1t*3KKt =64.22*32.11.5=71.84mm5）计算模数m m=2.99mm4.3按齿根弯曲强度计算由式(10-24)的弯曲强度的设计公式为 m=34kT1R1-0.5R2*z12*2u2+1*YFa*YSaF(1)确定公式中的各计算数值1) 由图10-20c查的齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，FE2=380MPa2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87，KFN2=0.893) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12） F1=FE1KFN1S=0.87x5001.4=310.71MPa F2=FE2KFN2S=0.89x3801.4=241.57MPa4)计算载荷系数K K=KAKVKFaKF=1x1.12x1x1.875=2.15）插曲齿形系数，应力校正系数由表10-5查得YFa1=2.65，YFa2=2.28,YSa1=1.58，YSa2=1.736）计算大小齿轮的YFa*YSaF并加以比较 YFa1*YSa1F1 =2.65x1.58310.71 =0.01348 YFa2*YSa2F2 =2.28x1.73241.57 =0.01633 大齿轮数值大（2）设计计算m=34x2x37800131-0.5*132*242*22.52+1*0.01633 =2.44mm对比计算结果，将m圆整为标准值m=2.5，则 z1=d1m =64.222.5 26 z2=2.5x26=654.4 几何尺寸计算 分度圆直径 d1=m*z1=2.5x26=65mm d2=m*z2=2.5x65=162.5mm 锥距 R=d1u2+12 =65x2.52+12 =87.51mm 齿宽 b=RR=87.51x13=29.17mm u=z2z1 =tan2 得 2=tan-1u =tan-12.4=68.2。 2+ 1=90。 得1=90。-2=21.8。5.轴的设计5.1高速轴的设计计算(1)求高速轴上的输出功率P1，转速n1和输出转矩T1。 P1=P1=23.8X0.98KW=4.78 KW n1= n1=960r/min T1=T1=37.8X0.98=37.04 Nm(2)求作用在小圆锥齿轮上的力 校核圆锥齿轮的分度圆直径为Dm1=d1(1-0.5R)=65X9(1-0.53)mm=54.17mmFt1=2T1/ dm1=2x37.04x103/54.17N=1367.55NFr1= Ft1tancos1=1367.55N X tan20cos21.8=3462.15NFa1= Ft1tansin1=1065N X tan20sin21.8=184.85N圆周力Ft1，径向力Fr1，轴向力Fa1的方向如图5.1所示。(3)初步确定州的最小直径。 按式（15-2）估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理，根据表15-3，A0=112,则 dmin=A03p1n1=11233.724960mm=17.598mm轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴的直径d12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Tca=kATI，查表14-1，取kA=1.3，则Tca=1.3x37.8=49.18 Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002,由于电动机轴径为38mm，所以选用TL6型但弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250 Nm,半联轴器的孔轴dI=32mm，故取d12=32mm，半联轴器的长度LI=82mm。5.2轴的结构设计(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。(2）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴的右端需制出一轴肩，故取d12=32mm； 半联轴器与轴配合的孔的长度L12=82mm，为了保证轴端挡圈只压在半连轴器上而不压在 轴的端面上，故1-2段的长度应比L12略短一些，现取L12=80mm。（3）选择轴承 因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求根据d23=38mm，选取圆锥滚子轴承30208，故d34= d56=40mm，L34= L56=19.75mm，右端滚动轴承采用轴套进行定位。（3）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脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离为l=30mm，故 L23=50mm。（4）小圆锥齿轮的宽度b=29.17mm，根据便于装拆的要求，取d67=12+29.17=41.17mm。（5）两滚动轴承间的距离l应大于小圆锥齿轮到靠近的滚动轴承的距离 故取 L45=55.125mm。5.3校核轴的强度 5.1 高速轴的载荷分布 Ft174.85+36.425=FNH274.85 FNH2=1367.5574.85+36.43574.85N =2033N FNH1+FNH2=Ft1 FNH1=1367.55N-2033N =-665.45N Fr174.875+36.435=FNV274.875+Ma FNV2 =462.1574.85+36.43574.85N+184.8527.08/2 =653.61N FNV1+FNV2=Fr1 FNV1=462.15N-653.61N =-191.46N MH=Ft136.435=1367.5536.435=49.83Nm MV= FNV1 74.875 =191.46 74.875 =14.34Nm M=MH2+MV2=49.832+14.342=51.85Nm T =T1=37.8Nm 取=1，根据州的材料由表15-1知轴的许用弯曲应力-1=60MPa 轴的抗弯曲截面系数w=d332=0.1d3=0.10.0253=1.562510-6m3 轴的弯扭合成条件为ca=MW2+4T2W2=M2+T2W-1 把M,D,T,W代入上式得ca=MW2+4T2W2=41.1MPa-1=60MPa 所以该轴安全。5.4输出轴（大齿轮轴）的设计计算(1)求输出轴上的输出功率P2，转速n2 和输出转矩T2 P2=p2=3.520.98=3.45kw N2=n2=384r/min T2=T2=87.50.98=85.79Nm(2)求作用在轮齿上的力 大圆锥齿轮的分度圆直径为dm2=d21-0.5R=162.51-0.513=135.42mm 链轮的分度圆直径为d=psin1800Z=19.05sin180019=115.74mm Ft2=2T2dm2=287.54135.42N=1290N Fr2=Ft2tancos2=1056tan200cos68.20=173.72N Fa2=Ft2tansin2=1056tan200sin68.2=435.72N 圆周力Ft2，径向力Fr2，轴向力Fa2的方向如图5.2所示。(3)确定轴的最小直径 先按式（15-2）估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调制处理，根据表15-3，取A0=112，则dmin=A03P2n2=11233.45384=23.28mm 根据工作要求取d12 =26mm（4）轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1）根据链的型号12A型链，由表9-1知，b1=12.57mm，由表9-4知， bf1=0.95b1=11.94 mm，即l12=3bf1=36mm， 2)为了使轴承精确定位，轴的右端需制出一轴肩，故取d23=30mm，轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖得外端面与链轮右端面间的距离l=30mm，故取L23=50mm 3）选择滚动轴承因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d23=30mm，即选取30207型滚动轴承，所以d34=35mm，总宽T=18.25mm,内圈宽度B=17mm,内圈定位轴肩直径da=42mm,外圈定位轴肩内径Da=62-65mm,所以 d34=d67=35mm. 4）轴4-5上安装齿轮，为了便于安装齿轮，d56略大于d67，所以初定d56=37mm。由于直径比较小，大齿轮采用实心式，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒，挡油环固定，大齿轮的轮毂宽度范围在（1.2-1.5）d56=44.4-55.5，取轮毂宽B2=45mm,左轴端采用轴肩定位，右端采用套筒固定L56=43mm.5）轴3-4的设计 齿轮的轮毂右端面距离箱体的距离2=10mm,且使箱体两侧关于高速轴轴线对称，测得内壁距离Bx=144mm。所以l45=Bx- B2-22=(144-45-20)=79mm.d45=43mm.6)轴承6-7的长度设计 由于轴承采用脂润滑，故轴承内端面距离箱体内壁为=14mm，所以 轴的长度L67=B+2+ B2- L56=(17+14+10+45-43)=43mm7）轴3-4长度的设计齿轮的轮毂左端面距离箱体的距离2=10mm，所以 L34=B+2=17+10+14=41mm5.5低速轴的校核图5.2低速轴载荷分布 Fe283.5+Ft255=FNH1189FNH1=1487.07283.5+129055189N=2606NFNH2+FNH1=Fe+Ft2FNH2=1487.07+1290-2606=171.07NFp283.5+Fr255+FaD/2=FNV1189FNV1 = (1710283.5+173.7255+435.72162.5/2)/189=2802.87 FNV1+FNV2= Fp+Fr2 FNV2=1710+173.72-2802.87 =-919.15NMH1=Fe94.5=1487.0794.5=140.53NmMH2=FNH255=171.0755=9.4NmMV1= FP 94.5 =1710 94.5=161.6NmMV2= FNV2 55+Fa*D2 =919.15 55+435.72*162.5/2=85.96NmM1=MH12+MV12=140.532+161.62=214.16NmM2=MH22+MV22=9.42+85.962=86.47NmT =T2=87.54Nm取=0.6，根据州的材料由表15-1知轴的许用弯曲应力-1=60MPa由表4-1查得，普通平键b=10mm,t=5mm.轴的抗弯曲截面系数w=d56332-btd56-t32d56=37332+105(37-5)3237=4.2810-6m3轴的弯扭合成条件为ca=MW2+4T2W2=M2+T2W-1把M, ,T,W代入上式得ca=MW2+4T2W2=51.52MPa-1=60MPa所以该轴安全。6.键、轴承的选择及校核6.1键的选择及校核(1)联轴器处的键1）选择键的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于联轴器在轴端，故选用圆头普通平键（A型）根据d=32mm从表6-1中查得键的截面尺寸为bh=108.由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取键长L=70mm.2)校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力p=120150MPa,取其平均值，p=135MPa.键的工作长度l=L-b=70-10=60mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm.由式6-1可得 p=2T103kld=237.810346032MPa=9.84MPap该键合格，键的标记为键1070GB/T1096-2003.（2）链轮处的键1）选择键的类型和尺寸一般8级以上精度的链轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于链轮在轴端，故选用圆头普通平键（A型）根据d=26mm从表6-1中查得键的截面尺寸为bh=87.由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取键长L=32mm.2）校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力p=100120MPa,取其平均值，p=110MPa.键的工作长度l=L-b=32-8=24mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm.由式6-1可得 p=2T103kld=287.541033.52624MPa=80MPap该键合格，键的标记为键832GB/T1096-2003.（3）大圆锥齿处的键1）选择键的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键。根据d=37mm从表6-1中查得键的截面尺寸为bh=108.由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取键长L=40mm.2）校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力p=120150MPa,取其平均值，p=135MPa.键的工作长度l=L-b=40-10=30mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm.由式6-1可得 p=2T103kld=287.510343037MPa=39.4MPaLh故选择的轴承满足寿命要求。（2）圆锥滚子轴承30207的校核。 6.2圆锥滚子轴承受力分析1)求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2Fr1=FNV12+FNH12=2802.872+26062=3827.2NFr2=FNV22+FNH22=919.15+171.072=934.9N2)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2及轴承的当量动载荷P1和P2对30207型轴承，由表6-67知，e=0.37,Y=1.6,C=43.2KN.则 Fd1=eFr1=0.372808.1=1416.1NFd2=eFr2=0.37934.9=345.9N Fa+Fd2=345.9+435.72=781.02NFd1 所以 Fa1=Fd1=1416.1N Fa2=Fd1-Fa=1416.1-435.72=980.38NFa1Fr1=1416.13827.2=0.37e由表13-5知 X1=1， Y1=0, X2=0.40，Y2=1.6 P1= X1 Fr1+ Y1Fa1 = X1 Fr1 =3827.2N P2= X2 Fr2+ Y2Fa1=0.40934.9+1.6980.38 =1942.57N3）验算轴承的寿命 Lh=10660nCP已知，ft=1,fp=1, C=54.2KN, =103， P=P1, Lh =48000h Lh=1066096054.21033827.2103 =298248hLh故选择的轴承满足寿命要求。 7.减速器箱体的设计计算7.1箱体的尺寸计算名称符号尺寸关系箱座壁厚=8mm箱盖壁厚11=8mm箱座凸缘厚度bb=1.5=12mm箱盖凸缘厚度b1b1=1.51=12mm箱座底凸缘厚度b2b2=2.5=20mm地脚螺钉直径dfdf =15mm地脚螺钉数目nn=4轴承旁联接螺栓直径d1d1=0.75df=12mm箱盖与底座联接螺栓直径d2d2=（0.50.6）df=10mm联接螺栓d2的间距lll=150200mm轴承端盖螺钉直径d3d3d3=（0.40.5）df=8mm窥视孔盖螺钉直径d4d4d2=（0.30.4）df=6mm轴承端盖凸缘厚度dd=（0.70.8）