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机械设计 课程设计 圆锥 齿轮 减速器

资源描述：

目录

一、设计任务

二、电动机的选择

三、传动装置的总传动比及其分配

四、传动装置的运动和动力参数

4.1各轴转速

4.2各轴输入功率

4.3各轴转矩

五、三角带的设计

六、圆锥齿轮的设计

6.1齿轮初步设计

6.2齿轮校核

6.3齿轮几何尺寸计算

6.4受力分析

七、低速轴的设计与校核

7.1最小轴径的设计

7.2结构设计

7.3绘制弯矩、扭矩图

7.4低速轴强度校核

八、轴承的选择及校核

内容简介：

机械设计（机械设计基础）课程设计说明书 设计题目 _单级圆锥齿轮减速器 _ _ _院（系） _ _专业 班级 _ _学号 _ _ 设计人 _ _ 指导教师 _ _ 完成日期 _2008_年 _7_月 _22_日 nts 2 目录 一、 设计任务 二、 电动机的选择 三、 传动装置的总传动比及其分配 四、 传动装置的运动和动力参数 4.1各轴转速 4.2各轴输入功率 4.3各轴转矩 五、 三角带的设计 六、 圆锥齿轮的设计 6.1 齿轮初步设计 6.2 齿轮校核 6.3 齿轮几何尺寸计算 6.4 受力分析 七、 低速轴的设计与校核 7.1 最小轴径的设计 7.2 结构设计 7.3 绘制弯矩、扭矩图 7.4 低速轴强度校核 八、 轴承的选择及校核 nts 3 设计计算及说明 结果 一、 设计任务 设计一个带式运输机用单级圆锥齿轮减速器。单班工作，载荷平稳，大 修期 4 年，使用年限 8 年，（每年工作 300 天），小批生产。传动简图如图 1所示。 图 1 传动带所需功率 P =4.5kW，卷筒转速 n =160r/min 二、电动机的选择 1.传动带的功率 Pw =4.5kW 2.设定三角带传动效率 1=0.96 圆锥齿轮传动效率 2=0.97 三对滚动轴承 每对轴承传动效率 3=0.99 弹性联轴器传动效率 4=0.99 总效率4321 =0.86 3.电动机输出功率： 5 . 5wd kWPP 查设计手册选择电动机型号为： Y132M2-6 nts 4 电动机型号为： Y132M2-6 技术数据如下表格 额定功率 /kw 转速 /r.min-1 电流 /A 效率 /（ %） 功率因数 堵转 电流 5.5 960 12.6 85.3 0.78 6.5 堵转转矩 最大转距 噪音/dB(A) 1级 噪音/dB(A) 2级 飞轮力距 /n.m2 重量 /kg 2.0 2.2 66 71 0.449 64 设计计算及说明 传动装置的总传动比及其分配 1.计算总传动比 6160960 wmnni2.取三角带传动比 1 2.3i 则单级圆锥齿轮减速器传动比 6.212 iii 四、计算 传动装置的运动和动力参数 4.1 各轴转速 电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为： m in/1606.2417m in/4173.2960m in/960211010rinnrinnrnn m4.2 各轴输入功率 00 1235 . 55 . 55 . 2 80 . 9 6 5 . 2 80 . 9 9 0 . 9 7 5 . 0 7ed kWkWkWPPPPPP 4.3 各轴转矩 nts 5 mNnPTmNnPTmNnPT.61.30216007.595509550.92.12041728.595509550.71.549605.595509550111000设计计算及说明 项目 电动机轴 高速轴 低速轴 转速（ r/min） 960 417 170 功率（ kW） 5.5 5.28 5.07 转矩（ N m） 54.71 120.92 302.61 传动比 2.3 2.6 效率 0.96 0.94 五、三角带的设计 1.确定计算功率caP由设计手册603P 表 14-8 得工作情况系数AK=1.2 故 KWPKPaca 6.65.52.1 2.选择普通三角带带型 根据caP、mn由设计手册602P 图 14-2 确定选用 B 型带 3.确定带轮的基准直径 由 机 械 设 计 表 8-3 、 8-7 取 主 动 轮 基 准 直 径1 140dd m m，从动轮基谁直 径mmidd dd 315)02.01(3.2140)1(12 ， 根 据 表 8-7 取2 315dd m m验算带的速度 1 7 . 0 3 7 / 2 5 /6 0 1 0 0mdv m s m sdn 带的速度合适。 nts 6 4.确定带轮的基础长度和传动中心距 根据1 2 1 20( ) ( )0 . 7 2d d d dd d a d d 初步确定中心距0 500mma 计算带所需的基准长度： 2120021()2()24ddddddda d dLa 设计计算及说明 3 1 5 1 4 02 5 0 0 ( 3 1 5 1 4 0 ) 1 7 3 0 . 0 22 4 5 0 0 mm 由设计手册600P 表 14-4 选带的长度 1800d mmL 计算实际中心距 a 0 21 8 0 0 1 7 3 0 . 0 2 5 0 0 5 3 4 . 9 92ddLL mmaa 5.验算主动轮上的包角 211 8 0 5 7 . 3 1 6 1 . 2 6 1 2 0dddda o o o o 主动轮包角合适 6.计算三角带的根数 z 00()caLZ PP P K K 由设计手册表 14-13（ a）（ n）得 0 2 .1kWP KWP 3.00 由设计手册表 14-9 查得 0.95K 由设计手册表 14-11 查得 0.96LK nts 7 6 . 6 3 . 0 5( 2 . 1 0 . 3 ) 0 . 9 5 0 . 9 5Z Z 取 4 根 7.计算预紧力 202 . 55 0 0 ( 1 )caP qvF vz K 由设计手册604P 表 14-10得 0 .1 0 /q kg m 206 . 6 2 . 55 0 0 ( 1 ) 0 . 1 0 1 9 9 . 77 . 0 4 4 0 . 9 5 7 . 0 4 NF 8.计算作用在轴上的压轴力pF六 圆锥齿轮的设计 6.1、齿轮类型、精度等级、材料 1）带式运输机为一般工作器，速度不高，选用 7 级精； 2）材料选择：大小齿轮均用 20Cr，小齿轮调质， 5 8 6 3H RC ，大齿轮淬 火， 5 8 6 3H RC ； 3）齿数 取 1 22z 2 54z 2、初步计算 131 21951eHPKTdu载荷系数 1.5K 齿数比 6.2iu 试验齿轮的接触疲劳极限 lim 1300H M P a 估算时的安全系数 1.1HS 齿轮使用接触许用应力 l i m 1300 11821 . 1HHPHM P a M P aS 估算结果 mmde 84.7111826.292.1205.11951 321 3、几何计算 分锥角 。zz 15.225422a r c t a na r c t a n211 nts 8 0221a r c t a n 6 7 . 8 0zz 大端模数 117 3 . 2 8 3 . 3 322eedm m m m mz 取 3.5em mm 大端分度圆直径 11 2 2 3 . 5 7 7eed z m m m m m 22 5 4 3 . 5 1 8 9eed z m m m m m 平均分度圆直径 11 ( 1 0 . 5 ) 6 5 . 4 5m e Rd d m m 2 1 6 0 .6 5md m m平均模数 ( 1 0 . 5 ) 2 . 9 7 5m e Rm m m m 设计计算及说明 外锥距 1 0177 1 0 2 . 1 2 22 s i n 2 s i n 2 2 . 1 5eedR m m m m 齿宽 0 . 3 1 0 2 . 1 2 2 3 0 . 6 3 6 6Reb R m m m m 取 31b mm 大端齿顶高 11( 1 ) 1 3 . 5 3 . 5aeh x m m m m m 2 3.5ah mm大端齿根高 *11( 1 ) ( 1 0 . 2 0 ) 3 . 5 4 . 2f e eh c x m m m m m *22( 1 ) ( 1 0 . 2 0 ) 3 . 5 4 . 2f e eh c x m m m m m 齿顶角 12af21af齿根角 1 01 a r c t a n 2 . 3 5 5fef ehR 2 02 a r c t a n 2 . 3 5 5fefehR 顶锥角 0 0 01 1 1 2 2 . 1 5 2 . 3 5 5 2 4 . 5 0 5aa 0 0 02 2 2 6 7 . 8 0 2 . 3 5 5 7 0 . 1 5 5aa 根锥角 0 0 01 1 1 2 2 . 1 5 2 . 3 5 5 1 9 . 7 9 5ff nts 9 0 0 02 2 2 6 7 . 8 0 2 . 3 5 5 6 5 . 4 5 5ff 大端赤顶圆直径 01 1 1 12 c o s ( 7 7 2 3 . 5 c o s 2 2 . 1 5 ) 8 3 . 4 8 3a e e ad d h m m m m 02 2 2 22 c o s ( 1 8 9 2 3 . 5 c o s 6 7 . 8 0 ) 1 9 1 . 6 4 5a e e ad d h m m m m 安装距 1 1 0 7 .2 2 8A m m2 9 3 .9 5 2A m m冠顶距 0111 189s i n ( 3 . 5 s i n 2 2 . 1 5 ) 9 3 . 1 822ekadA h m m m m 0212 77s i n ( 3 . 5 s i n 6 7 . 8 0 ) 3 5 . 2 5 922ekadA h m m m m 当量齿数 11 0122 2 3 . 7 5c o s c o s 2 2 . 1 5vzz 设计计算及说明 22 0254 1 4 2 . 9 2c o s c o s 6 7 . 8 0vzz 4、接触强度校核 2110 . 8 5t A t H HH E H K H PmF K K K K u z z z zb d u 分度圆 切向力 112000 2 0 0 0 1 0 2 . 9 2 36956 5 . 4 5t mTF N Nd 动载荷系数 2112 2( ) 11 0 0 10 . 8 5ttAtzvK uKKKF ub 221 6 . 3 3 5 4 1 . 4 2 8 2 . 4 5( 0 . 0 1 9 3 ) 1 1 . 1 1 31 3 6 9 5 1 0 0 2 . 4 5 10 . 8 5 3 1 使用系数 1AK 载荷分布系数 1 . 5 1 . 5 1 . 2 5 1 . 8 7 5H H b eKK 载荷分配系数 1.1HK 节点区域系数 2.5Hz nts 10 弹性系数 189.8Ez 重合度、螺旋角系数 0.867z 锥齿轮系数 1Kz 计算 21 1 . 1 1 3 1 . 8 7 5 1 . 1 3 6 9 5 2 . 4 5 1 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 6 7 10 . 8 5 3 1 6 5 . 4 5 2 . 4 5H 948MPa 许用接触应力 l i ml i mHH P N L X wHz z z zS 试验齿轮接触疲劳极限 lim 1300H M P a 设计计算及说明 寿命系数 0.98Nz 润滑油膜影响系数 0.985Lz 最小安全系数 lim 1HS 尺寸系数 1Xz 工作硬化系数 1wz 许用接触应力值 1300 1 0 . 9 8 5 1 1 1 2 8 0 . 51HP M P a M P a 由上可知 H HP可用 5、按弯曲强度校核 0 . 8 5t A t F FF F SmF K K K K YYbm 复合齿形系数 1 4.67FSY 2 4.5FSY 重合度和螺旋角系数 0.68Y 其余项同前，并 ,F H F HK K K K 计算 nts 11 11 1 . 1 1 3 1 . 8 7 5 1 . 1 3 6 9 5 4 . 6 7 0 . 6 8 3 4 40 . 8 5 3 1 2 . 9 7 5F M P a 22114 . 53 4 4 3 3 14 . 6 7FSFF FSY M P aY 许用弯曲应力 m i nFEF P N R XFY Y Y YS 齿根基本强度 630FE M Pa 寿命 系数 0.98NY 相对齿根圆角敏感系数 1Y相对齿根表面状况系数 1RY 设计计算及说明 尺寸系数 1XY 最小安全系数 min 1FS 许用弯曲应力值 650 * 1 * 1 * 1 * 1 4 6 4 . 2 91 . 4FP M P a M P a 由上可知 12F F FP 可用 七、轴的设计与校核 7.1 高速轴 最小轴径的设计 1.选材、热处理 选 45 钢 调质 170HBS 217HBS 640B M P a 355S M P a 2.初算轴径 低速轴的最小直径 72.3741728.5120 331101 npAd单键槽增大 5%-7% 37.72 （ 1+6%） =39.98mm 此轴承受的转矩为 2 2 8 4 . 8 1 NmT g 与之相联的联轴器需满足此转矩。 nts 12 综上 取 1d =40mm 结构设计 图 2 7.2 低速轴 21.37170 07.5120 332202 npAdmm 取 2d =40mm 设计计算及说明 1. 查 设 计 手 册 选 联 轴 器 为 YLD8 联轴器 40 8440 60JB ( / 5 8 4 3 1 9 8 6 )G B T 为轴向夹紧，须取与配合的轴长度略小一些。 取轴径 d =40mm，轴段长 L =42mm。 2.定位轴肩（）选取 40，并留出尺寸 46mm。 3.为装配方便取轴承内径 45k6，选轴承 7209E 正装，尺寸 d D T= 45mm 85mm 19mm 4.齿轮距箱体 124mm 5.与齿轮相联处取 47mm 6.套筒、端盖定位 L= 28mm 7.3绘制弯矩（ M x）、扭矩（ T x）图 1.求弯矩 （ 1）水平面内 以 D 点为固定点 M (1 7 6 9 6 ) 9 6tHBFF 3141tFN nts 13 6 7 5 .9 8HBFN 以 A 点 为 固 定 点 1 4 8 ( 1 7 6 1 4 8 ) ( 1 4 8 1 7 6 9 6 ) 0tH B H DF F F 1 2 3 9 .3 1HDFN 523 1 9 1 5 . 2 9 1 7 6 9 6 1 . 1 9 1 01 7 6 9 6tH F L LM N m mL （ 2）在垂直面内 0BM 41 2 2 0 . 4 1 3 0 0 3 . 3 1 1 022aa FDM N m m 设计计算及说明 扭矩 对塑性材料，应用第三强度理论，在 DE 段截面内 221 MTW 其中 330WD查表 15-1 得许用弯曲应力 1 60M Pa 22 1332 1 7 1 4 7 0 . 3 1 4 0 3 0 0 5 3 . 630ca M P a M P a 安全，可用 5、精确校核轴的疲劳强度 从弯矩土可知， DE 中间出弯矩最大；从扭矩图可知扭矩处处相等，在水平面内受力都较对应处垂直面内的小，所以若垂直面的校核通过，那么水平面内也没有问题，所以只需校核 DE 段。 截面 DE 段处 3 3 30 . 1 0 . 1 3 0 2 7 0 0W d m m nts 14 3 3 30 . 2 0 . 2 3 0 5 4 0 0TW d m m 1 7 1 4 7 0 . 3M N m m g 1 4 0 .3T N m g 1 7 1 4 7 0 . 3 6 3 . 52700M M P a M P aW 140300 2 5 . 9 85400TT M P a M P aW 查表 15-1 得 640D MPa ，1 275M Pa ，1 155MPa 由附表 3-1，其中 1 0 .0 3 330rd ， 40 1 .1 435Dd ，经插值后得 2.04 1.49 由附图 3-1 得 0.71q 0.78q 设计计算及说明 故 1 ( 1 ) 1 . 7 4kq 1 ( 1 ) 1 . 3 8kq 由附图 3-2 查得 尺寸及截面形状系数 0.85 由附图 3-3 查得 扭转剪切尺寸系数 0.9 轴按磨削加工，有附图 3-4 得表面质量系数 0 .9 2轴表面未经强化处理，即 1q 按下式计算综合系数 1 1 1 . 7 4 1 1( 1 ) ( 1 ) 2 . 1 30 . 8 5 0 . 9 2 1qkK 1 1 1 . 3 8 1 1( 1 ) ( 1 ) 1 . 6 20 . 9 0 . 9 2 1qkK 由书查得材料特性系数 0.1 0.2 :取 0.15 0 . 5 0 . 0 5 0 . 1 :取 0.08 于是安全系数caS值为 nts 15 仅有法向应力时 1 275 2 . 0 32 . 1 3 * 6 3 . 5 0 . 1 * 0mS k 1 155 3 . 51 . 7 6 * 2 5 . 9 8 0 . 0 8 * 2 5 . 9 8mS k 则 2 2 2 22 . 0 3 * 3 . 5 1 . 7 52 . 0 3 3 . 5caSSSSS 材料均匀，载荷与应力计算准确是取 1.3 1.5S : 材料不够均匀，载荷计算精确较低 1.5 1.8S : 所以取 S=1.6 caSS安全 本题无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，可略去静强度校核。 设计计算及说明 五、键的选择与校核 根据个轴受力及扭转力矩，在齿轮处选择圆头平键，查表取得 b*h*L=10X8X40 校核 32 * 1 0ppT k b l 键与轮毂键槽的接触高度 0 . 5 0 . 5 * 8 4kh 圆头平键工作长度 30l L b 轴直径 30d 查表得 100p N P a则 32 * 1 4 0 . 3 * 1 0 7 7 . 93 0 * 3 0 * 4ppM P a 可用 查 6-121 得轴径 38-44 键的公称尺寸 b=12 h=8 l=28-140（取 40） c 或 r=0.4-0.6 键槽的尺寸 键槽深 基本尺寸 =5 公差 =+0.2-0 查 6-121 得轴径 58-65 键的公称尺寸 b=18 h=11 l=50-200 (取 60) c 或 r=0.4-0.6 键槽的尺寸 键槽深基本尺寸 =7 公差 =+0.2-0 六、联轴器的选择 选用 HL3 型弹性柱销联轴器 七、减速器的润滑 nts 16 1）齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度 12m/s,所以用浸油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入油里约 0.7 个齿高，但不小于 10mm，低速齿轮浸入油高度约为一个齿高，也不小于 10mm， 2）滚动轴承的润滑 因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 1.5 2 /ms : ，所以采用飞溅润滑，通过箱壁的油槽传输。 八、减速器箱体材料及结构尺寸 材料 HT200 箱体壁厚 0 . 0 2 5 5 . 4 2 8a m m m m 取 8mm 箱盖壁厚1 0 . 0 2 4 . 5 6 8a m m m m 取1 8mm 箱体凸缘厚度 箱座 1 .5 1 2b m m 箱盖111 .5 1 2b m m箱底座2 2 .5 2 0b m m加强肋厚度 箱座 0 . 8 5 6 . 8m m m 箱盖 110 . 8 5 6 . 8m m m地脚螺钉直径 120 . 0 1 8 ( ) 1 7 . 4 1 2f m md d d m m m m 取 12fd m地脚螺钉数目 8n 轴承旁连接螺栓直径