二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计--课程设计.docx

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除装订处机械设计课程设计计算说明书设计题目 二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 专 业 班 级 学 生 姓 名 学 号 指 导 教 师 完 成 日 期 装订处目录一、设计任务书1二、选择电动机2三、传动装置的运动学和动力学参数计算4四、传动零件的设计计算54.1闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算54.2闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算8五、轴的设计计算125.1高速轴（I轴)的设计125.2中间轴（II轴）的设计145.3低速轴（轴）的设计16六、轴承的校核19七、键联接的选择及校核计算22八、联轴器的选择24九、润滑与密封24十、减速器附件的选择25十一、设计小结25十二、参考文献25一、设计任务书1.传动方案示意图 图一、传动方案简图 2.原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）13501.5295 3.工作条件机器的工作环境:有粉尘，最高温度35，机器的载荷平稳;连续单向运转，两班制，每班8小时，使用期限10年（每年工作300天）。其他设计要求:1、允许带运输速度误差士5%； 2、小批量生产；3、工作机效率5%二、选择电动机1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选取Y系列三相异步电动机2.选择电动机的功率工作机所需的功率为: 该公式中Pw代表工作机所需的功率因为此处工作条件有粉尘，根据文献【1】表2-4可查出，各传动机的效率1=0.96为带式运输机与卷筒的效率2=0.99为弹性联轴器的效率3=0.98为一对7级精度圆锥滚子轴承的效率4=0.99为一对滚动轴承的效率5=0.97为闭式7级精度直齿圆锥齿的传动效率 传动装置总效率=0.960.980.97=0.87电动机所需的功率Pd=Pw/=2.13/0.85kw=2.51kw 3.电动机转速的选择电动机通常采用的同步转速是1000r/min和1500r/min两种，现对两种转速进行比较由文献【2】表16-3可知，同步转速是1000r/min的电动机，其满载转速nw是960 r/min同步转速是1500r/min的电动机，其满载转速nw是1430 r/min工作机的转速为: 总传动比i=nm/nw ,其中nm为电动机的满载转速现将两种电动机的有关数据列于下表作比较方案电机类型额定功率kw同步转速r/min满载转速r/min总传动比iY132S-6310009609.88Y100L2-43750143014.72由上表可知，方案总传动比过大，为了使传动装置结构紧凑，选用方案较合理。 4.电动机的型号的确定 根据电动机功率和同步转速，选定电动机型号为Y132S-6，查文献【2】表16-3和表16-4，知电动机有关参数如下电动机的额定功率 P=3kw电动机的满载转速 nw=960r/min电动机的外伸轴直径 D=388mm电动机的外伸轴长度 E=80mm三、传动装置的运动学和动力学参数计算1.总传动比及其分配i=nm/nw=960/97.16=9.88根据机械设计手册推荐的齿轮传动比范围，圆柱齿轮i2=35，锥齿轮i1=23，i= i1i2 为了避免圆锥齿轮过大，制造困难，推荐，且，则直齿轮圆锥齿轮传动比=2.47,直齿轮圆柱齿轮传动比=4。2.传动装置中各轴的转速n0=nm=960r/min n1=n0=960r/min n2=n1/i1=388.66r/min，n3=n2/i2=97.165r/min n4=n3=97.165r/min3.传动装置中各轴的功率现在圆锥圆柱齿轮减速器内有三根轴，从电动机到工作机有五根轴，依次标记为0，1，2，3，4。P0=2.51kw p1=p0=2.41kw p2=p0=2.27kw,p3=p0=2.13kw p4=p3=1.67kw4. 传动装置中各轴的输入转矩 T0=Td=9550Pd/nm=24970Nmm T1=9550P1/n1=23970Nmm T2=9550P2/n2=55780Nmm,T3=9550P3/n3=209350Nmm T4=9550P4/n4=164140Nmm四、传动零件的设计计算4.1闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算a.选材:1）运输机为一般工作机，速度不高，故选用选用7级精度。2）选择材料。由文献【1】表101，选择小锥齿轮材料选用40Cr，调质处理，硬度为280HBS，大锥齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS,二者的硬度差为40HBS。 3) 初选小锥齿轮齿数为。由文献【1】图1025d按齿面硬度查的小锥齿轮接触疲劳强度和大锥齿轮接触疲劳强度Hlim1=600 Mpa，Hlim2=550 Mpa由文献【1】表1024C查的小锥齿轮接触疲劳强度和大锥齿轮接Flim1=500 Mpa，Flim2=380 Mpa。，b.计算小齿轮分度圆直径(1)计算应力循环次数N:N1=60n1jLh=6096012830010=2.7648 N2=N1/u=2.7648/3=9.228 (2)查文献【1】图10一23得解除疲劳寿命系数KHN1=0.89, KHN2=0.93,得取安全系数S=1，=0.89600=534 =0.93550=511.5 ，.计算取=511.5Mpac.按齿面接触强度设计小齿轮大端模数(由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计):z1=24，则z2=z1i1=242.47=59实际传动比u=z2/z1=59/24=2.46，且u=tan2=cot1=2.462=68，1=22则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cos1=25.88 zm2=z2/cos2=157.49d.查文献【1】表10-5，有ZE=189.8，取KHt=1.3，ZH=2.5又因T1=23970Nmm，R=0.3计算小锥齿轮分度圆直径: 带入数据可得 f.齿轮参数计算:(1)圆周速度:v=dmn1/（601000）=3.1449.81960/60000=2.50 m/s当量齿轮的齿宽系数d b=Rd1tu2+12 =45.00mmd =b/dm=0.77 (2)计算齿轮的动载系数KH由文献【1】表10-2得使用系数KA=1.25根据v=2.19m/s，齿轮7级精度，由文献【1】图10-8得动载荷系数Kv=1.08直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数由文献【1】表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮悬臂时，齿向载荷系数 齿轮的载荷系数K=KAKvKHKH= 1.251.0811.738=2.3463 (3)按实际载荷系数算得分度圆直径为 相应的齿轮模数m=d1/z1=69.144/24=2.3463g.按齿轮弯曲疲劳强度设计 取KFt=1.3(1）由文献【1】图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1=500Mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim2=380Mpa(2）由文献【1】图10-22查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0. 85，KFN2=0.88.(3）计算弯曲疲劳强度的许用应力，取安全系数S=1.7=250=197 (4)计算载荷系数KH=KF=1.738K=KAKVKFKF=1.251.0811.738 =2.3463 (5)查取齿形系数 由文献【1】图10-17查得齿形系数YFa1=2.62,YFa2=2.11由文献【1】图10-18查得应力校正系数YSa1=1.59,YSa2=1.89计算小齿轮的并加以比较大齿轮的大于小齿轮取=0.0202将数据带入可知mt1.237(6)按照齿根弯曲疲劳强度计算模数，就近选择标准模数m=2mm 按照接触疲劳强度计算得分度圆直径d1=43.548mm则小齿轮齿数z1=d1/m=21.774 z2=uz1=87f. 计算大小锥齿的基本几何尺寸:模数:m=2mm分度圆直径:dl=mzl=235=70 mm，d2=mz2=287=174mm齿顶圆直径:dal=dl+2mcos1=70+4cos22=73.708mm da2=d2+2mcos2=174+4cos68=178mm 齿根圆直径:df1=d1-2.4mcos1=70-4.8cos18.44=65.551mm df2=d2-2.4mcos2=174-4.8cos71.56=169.201mm 齿轮锥距: 将其圆整为R=94mm大端圆周速度:v=d1nl/60000=3.1470960/60000=3.5168 m/s 齿轮宽度:b=Rd1tu2+12 =45.00mm=0.370174702+12 =54.271mm取b1=b2=54mm分度圆平均直径:dml=dl(l-0.5R)=70（1-0.50.3）=59.5mm dm2=d2(1-0.5R)=174（1-0.50.3）=147.9mm i.大小锥齿轮的结构设计 因为da1160mm,小齿轮做成实心式结构因为da2，.计算取=523pac.按齿面接触强度设计小齿轮模数(由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计):取齿数z1=20，则z2=z1i2=204=80实际传动比u=z2/z1=80/20=4,由文献【1】表10-5有ZE=189.8，取KHt=1.3，T2=55780. 8，u= 4.46，由文献【1】表107齿宽系数d=1 带入上述数据可得d.齿轮参数计算:(1)圆周速度:v=dmn1/（601000）=3.1453.02388.66/60000=1.08m/s (2)计算齿宽bb=ddlt=153.02=53.02mm (3)计算齿宽与齿高之比b/h模数mt=dlt/zl=53.02/20=2.651 h=2.25mt=5.965b/h=53.02/5.965=8.89(4)计算载荷系数KF根据v=1.08m/s，齿轮7级精度由文献【1】图10-8得Kv=1.02由文献【1】表10-2得使用系数KA=l.25,对于直齿圆柱齿轮=l由文献【1】表10-4插值法得7级精度小齿轮相对支承非对称布置=1.314结合b/h=8.89，查得文献【1】图10-13得=1.32齿轮的载荷系数KH=KAKvKHKH=1.251.0211.314=1.675按齿轮的实际载荷系数所算得的分度圆直径 相应的齿轮模数m=dl/z1=43.548/20=2.1774 e.按齿轮弯曲强度设计 取KFt=1.3 (1)由文献【1】图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1=500Mpa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim2=380 Mpa(2)由文献【1】图10-22查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.87(3)计算弯曲疲劳强度的许用应力，取安全系数S=1.4=303.57=236.14 (4)计算载荷系数K=KAKVKFKF=1.251.0211.32 =1.683 (5)查取齿形系数由文献【1】图10-17查得YFa1=2.65,YFa2=2.23(6)查得应力校正系数由文献【1】图1018查得YSa1=1.58,YSa2=1.76(7) 计算小齿轮的并加以比较大齿轮的大于小齿轮取=0.0166将数据带入可知mt1.819 (8)对按照齿根弯曲疲劳强度计算模数，就近选择标准模数m=2mm 按照接触疲劳强度计算得分度圆直径d1=43.548mm，则小齿轮齿数z1=d1/m=21.77422 z2=uz1=87f.计算大小齿轮的基本几何尺寸模数:模数:m=2分度圆直径:dl=mzl=222=44mm，d2=mz2=287=174mm齿顶圆直径:dal=d1+2ha*m=44+212=48mm da2=d2+2ha*m=174+212=178mm 齿根圆直径:df1=dl-2(ha*+C*)m=44-4(1+0.25)=39mm df2=d2-2(ha*+C*)m=1744(1+0.25)=169mm 齿轮中心距:a=(dl+d2)/2=109mm齿宽:b=Rd1t=144=44mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽（510）mm，即b1=b+（510）mm=44+（510）mm=4954mm，即b1=50mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b=44mmg.大小锥齿轮的结构设计 因为da1160mm,小齿轮做成实心式结构，因为da2500mm,大齿轮做成腹板式结构。齿轮参数名称圆锥齿轮/mm圆柱齿轮/mm模数mn=2mn=2法向压力角n=20 n=20 分度圆直径d1=70d1=44d2=174d2=174齿顶圆直径da1=73.708da1=48da2=178da2=178齿根圆直径df1=65.551df1=39df2=169.201df2=169分度圆锥角1=22 2=68 齿宽b1=54b1=50b2=54b2=44锥距R=94五、轴的设计计算5.1高速轴（I轴)的设计 1、求高速轴上的功率、转速和转矩 =2.41kw =960r/min =23970Nmm 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 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），取，得 mm 高速轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了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型号。联轴器的计算转矩，由于转矩变化很小，故取，则 =1.3X55780=72514Nmm 选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.m，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。取=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。4、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1） 为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=57mm2） 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，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为40mm90mm25mm所以而=25mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，查得30308型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=20mm，4）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油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取（2）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按查得平键截面，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，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；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k5。（3）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 5、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为= 15.78MPa前已选定轴的材料为45钢（调质），查得，故安全。5.2中间轴（II轴）的设计 1、求高速轴上的功率P、转速n和转矩T kw =388.66r/min =55780Nmm 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 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（调质），取，得 ，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和 4、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，选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。3）已知圆柱直齿轮齿宽b1=40，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。则取mm （2）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，查得平键截面，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，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；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k6。（3）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取5、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，扭转切应力为脉动循环变应力，取，计算应力为 =1.62MPa 前已选定轴的材料为（调质），查得，故安全。5.3低速轴（轴）的设计 1、求低速轴上的功率、转速和转矩 =2.13kw =97.165r/min =164140Nmm 2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 而 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），取，得低速轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了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型号。联轴器的计算转矩，由于转矩变化很小，故取，则 =1.3164140=213382Nmm选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.M，半联轴器的孔径，所以取mm，半联轴器长度L=100mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。 4、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1）为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径mm，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度mm，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段的长度应比略短些，现取mm。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mm，选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为100mm90mm15mm，因而可以。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由文献【2】表13-1查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取50mm。3） 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为62mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取37mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以38mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为mm。轴环宽度，取mm。4） 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油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故mm5） 齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。可求得62mm mm （2）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，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m5。（3）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 5、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，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=11.04MPa前已选定轴的材料为45钢（调质），查得，故安全。六、轴承的校核6.1高速轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为40mm90mm25mm，轴向力 ， ，Y=1.7，X=0.4 载荷水平面H垂直面V支反力F则 则则则，则 故合格。6.2中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306。轴向力 ， ，Y=1.9，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 则 则 则 则 则故合格。6.3低速轴轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310. 轴向力 ， ，Y=1.7，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 则 则 则 则 则 故合格。七、键联接的选择及校核计算7.1高速轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故单键即可。 2、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。7.