最新二级圆锥齿轮设计说明书 有图 可QQ给我.doc

工程技术学院课程设计课 程： 二级圆锥圆柱齿轮减速器 专 业： 机械设计制造及其自动化 年 级： 组 员： 指导教师： 日 期： 2012年7月 目录一、设计目的3二、设计书明书31、设计课题32、工作条件：33、传动方案34、原始数据4三、电动机的设计计算4、整理数据4、电动机的选择5计算传动比及分配5、传动比5、计算各轴转速5、各轴的输入功率6、各轴的扭矩6四、传动件的设计计算、6 高速级锥齿轮的传动件的设计计算6低速级直齿轮设计10六、轴的设计计算11（一）高速轴的设计及计算11中间轴的设计计算15(三)、低速轴的设计计算21。润滑油的选择与计算24致谢25参考文献：27一、设计目的 1、综合运用先修课理论，培养分析和解决工程实际问题的能力。 2、学习简单机械传动装置的设计原理和过程。 3、进行机械设计基本技能训练。（计算、绘图、使用技术资料）二、设计书明书1、设计课题带式输送机用减速器（采用二级圆锥圆柱齿轮）2、工作条件：主要完成由输送带运送机器零、部件的工作。该机室内工作，单向运转，工作有轻微振动。两班制，要求使用期限十年。输送带速度允许误差 5 %。在中小型机械厂小批量生产。3、传动方案：电机联轴器二级圆锥圆柱齿轮减速器链传动输送机图1 传动方案简图 电机 联轴器 二级圆锥圆柱齿轮减速器 链传动 滚筒 输送带表1 原始技术数据分组T(N.m)1200130014001500160017001800分组号12345674、原始数据：带式输送机滚筒轴上的阻力矩为T(N.m)， 本组所选择是第二组 T=1300N.m滚筒的转速n=40rmin。三、电动机的设计计算、整理数据 工作条件：有轻微的冲击，工作经常满载，原动机为电动机，两班制，要求使用期限十年，输送带速度允许误差 5 %，在中小型机械厂小批量生产。 由课本推介传动比，取圆柱圆锥齿轮传动二级减速器传动比范围I=822，链传动为I=3，总传动比范围I=2426。故电动机转速为n电=(2466)40rmin=9602640rmin、电动机的选择 电动机类型的选择:卧式封闭Y系列三相异步电动机 电动机功率选择:轴承=0.99 圆齿=0.95 链=0.96 卷筒=0.95联轴器=0.99 圆锥=0.95=4轴承 *圆齿*圆锥*联轴器*链*卷筒 带入数值得=0.78由式P=TN9550=13001500955060得P=4.4kw电动机转速为1500rmin，P=4.4kw，查表选型号为Y132s-4的电动机计算传动比及分配、传动比 总传动比;i=n电动机n卷筒=37.5 根据指导书：分配传动比为 锥齿轮=2.5 圆柱齿轮=6 链=2.5、计算各轴转速轴：n=n电动机=1500rmin轴：n电动机2.5=600rmin轴：n6=100rmin轴：n=n=100rmin、各轴的输入功率P=4.4联轴器=4.36kwP=P圆锥轴承=4.10kwP=P圆柱轴承=3.85kwP=P链卷筒=3.52kw、各轴的扭矩T=9550Nm=27.76NmT=9550Nm=65.26NmT=9550Nm=368.63MmT=9550Nm=336.16Nm四、传动件的设计计算、 高速级锥齿轮的传动件的设计计算考虑到带式运输机为一般机械，大，小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，小齿轮齿面硬度为250HBS大齿轮面硬度为220HBS，选择精度7级。1） 初选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮为Z2=55.2=2.292） 小齿轮传递的转矩T=9.55106=9.55106=27.76103Nm3） 初选载荷系数 K=KaKvKK查表:Ka=1.25,Kv=1.2,K=1,K=1 所以载荷系数K=1.54） 齿宽系数:R=0.305） 弹性系数:ZE=189.8 6）区域载荷系数：ZE=2.57）确定接触许用应力：H=ZNHlim/SH,查表得 Hlim1=600Mpa，hlim2=350Mpa 小齿轮与大齿轮应力循环次数分别为：N1=60nijlh=6015001103002=5.4108N2=60nijlh=2.36108 查表：接触疲劳寿命系数ZHN1=1.15 ZHN1=1.3安全系数Sn=1.0 则有H3=ZHN1Hlim1/Sn=1.15600/1=690H4=ZHN2Hlim2/Sn=1.3350/1=455取H=455Mpa8） 计算小齿轮分度圆直径D1t2.92 =2.92 =98.9mm计算载荷系数：查表得KA=1.25齿宽中点分度圆直径为Dm1t=d1t（1-0.5R）=98.9（1-0.50.3）=84.065mm故齿轮的圆周速度V=6.599m/s9） 确定齿数 Z1=24 Z2=uZ1=2.2924=55则u=2.291 =0.04% 在允许的范围内10） 大端模数m，m=3.502mm查表得标准模数m=3.5mm所以得出大端分度圆直径为 d1=mZ1=3.524mm=84mm d2=mZ2=3.555mm=192.5mm11） 锥齿距为 R=d1/2=84/2=104.95mm12） 齿宽为b=RR=0.3104.95=31.485mm 取b=3513） 齿顶高 ha*m=13.5mm=3.5mm齿根高 hf=（ha*+c*）m=（1+0.25）3.5mm=4.375mm全齿高 h=ha+hf=3.5+4.375=7.785mm顶隙 c=c*m=0.253.5mm=0.875mm齿顶圆直径为 d3=d1+2ha=84+23.5=91mm d4=d2+2ha=192.5+23.5=199.5mm齿根圆直径为 dt3=d1-2hf=84-24.375=75.25mm Dt4=d2-2hf=192.5-24.375=183.75mm 14）齿轮的结构：齿轮1齿顶圆直径为91mm160mm设计成实心式结构齿轮2齿顶圆直径为160mm199.5mm500mm设计成腹板式结构15）校验查图（10-21）得:Hlim1=600Mpa，查图（10-20）得FE1=410MpaHlim2=350Mpa, 查图（10-20）得FE2=380Mpa 由参考书查得 SH=1 SF=1.5H1=600/1Mpa=600MpaH2=350/1Mpa=350MpaF1=410/1.5Mpa=273.3MpaF2=380/1.5Mpa=253.3Mpa 齿形系数由设计手册查得 YFa1=2.65，YSa1=1.58，YFa2=2.32，YSa2=1.7 校验：F1=35.2MpaHlim1F2=F1=35.3=33.3Hlim2低速级直齿轮设计带式输送机为一般机构故选择低速级齿轮选用7级精度制造，取载荷系数为K=1.3，齿宽系数d=0.8，小齿轮转距为T1=0.65105查得弹性影响系数ZE=1881） 试算小直齿轮分度圆直径 dm2Dm22.32=2.32=61.8mm齿数取标准Z1=25，则Z2=625=150模数 m=Dm2/Z1=61.8/25=2.5齿宽 b3=dd1=0.861.8mm=49.44mm，取标准值60mm，b4=55mm查表10-1 取m=2.5得：d3=Z1m=252.5=63mmd4=Z2m=1502.5=375mm2） 中心距：a=218.75mm验算齿轮弯矩强度：查表10-5得齿形系数YFa1=2.62 YFa2=2.14 应力校正系数 YSa1=1.5 YSa2=1.833）校验：齿轮弯曲疲劳强度F1=85.98MpaF1F2=85.67MpaF2 校验合格4） 计算齿轮的圆周速度V：V=1.9m/s5） 齿顶高 齿根高和齿高的计算ha=ha*m=12.5=2.5mmhf=（ha*+c*）m=（1+0.25）2.5=3.13mmh=2（ha*+c*）m=2.252.5=5.63mm齿顶圆直径为：齿d1=d3+2ha=68mm齿d2=d4+2ha=380mm6）齿轮的结构：齿轮3齿顶圆直径为68mm160mm 设计成实心式结构的齿轮齿轮4齿顶圆直径为160mm380mm500mm设计成加强肋板式结构，加强肋的厚度C10.8C（C=3.5m），计算得C1=0.842.5=8mm六、轴的设计计算（一）高速轴的设计及计算1）已知条件：高速轴传递的功率p1=4.36kw,转矩T1=27.76n*m，转速n1=1500r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=84mm，齿宽中点处分度圆直径dm1=（1-0.5）d1=84*(1-0.5*0.3)=63mm，齿轮宽度b=35mm2） 选择轴的材料：因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理3） 初算轴径：查表9-8得A=106126，取中间值A=114，则d116.27+16.27*（0.030.05）mm=16.2717.08mm =16.27mm4） 轴的结构设计（1） 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计（2） 联轴器与轴段 轴段 上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取载荷系数KA=1.3，计算转矩为Tc=KAT1=1.3*27.26Nm=36.09Nm由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型联轴器符合要求：公称转矩为250Nmm，许用转速8500r/min，轴孔范围为1224mm。考虑到d116.76mm，取联轴器孔直径为20mm，轴孔长度L联=52mm，Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX1 20*52GB/T50142003，相应的轴段 的直径d1=20mm。其长度略小于孔宽度，取L1=50mm（3）轴承与轴段和的设计 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位轴径过大，故此处选用轴套定位，轴套内径为22mm，外径既要满足密封要求，又要满足轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承30205，由表9-9得轴承内径d=25mm，外径D=52mm，宽度B=15mm，T=16.25mm，内圈定位直径da=31mm，外径定位Da=46mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=12.6mm，故d2=25mm，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取14mm,轴承端盖为41mm，故L2=55mm。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d4=25mm，其右侧为齿轮1的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L4=16mm（4） 轴段的设计 该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位轴肩直径，即d3=30mm，该处长度与轴的悬臂梁长度有关，故先确定其悬臂梁长度（5） 齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段采用悬臂结构，d5应小于d4，可初定d5=22mm小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离M由齿轮的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得M=32.9mm，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚C=5mm，齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构需要取为24mm，齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定，为使挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差值为0.75mm，则 L5=34+C+T-L4-0.75=（43.3+5+5+16.25-14-0.75）mm=54.8mm（6） 轴段与轴段的长度 轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承端盖等零件有关。由表4-1可知，下箱座壁厚=0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm，取壁厚，R+a=70.374+184=254.374mm21.63+21.63*（0.030.05）mm=22.2822.7mm4） 结构设计：（1） 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。（2）轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的选择设计同步进行。考虑到齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段及轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据dmin=21.63mm，暂取轴承30206，由表9-9得轴承内径d=25mm，外径D=52mm，宽度B=15mm，内圈定位直径da=31mm，外径定位Da=46mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=12.6mm，故d1=25mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=25mm（3） 齿轮轴段与轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2。为便于齿轮的安装，d2和d4应略大于d1和d5，此时安装齿轮3的轴段可初定d2=d4=30mm由于齿轮的直径比较小，采用实心式，齿轮2轮廓的宽度范围为（1.21.5）d4=26.433mm，取其轮毂宽度，轴段长度应比齿轮2的轮毂略短，b3=60mm，故取L2=58mm，L4=33mm轴段的设计 该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1)d2=1.542.2mm，取其高度h=3mm，故d3=33mm，取轴环宽度b1.4h=5.2,取L3=10mm。此时锥齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置（4） 轴段及轴段的长度 由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱体内壁距离取为，则轴段的长度为轴段的长度为（5） 轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=13.8mm，则由图12-7可得轴的支点与受力点间的距离为由装配图知5） 键连接：齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键87 GB/T10962003，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键87 GB/T109620036） 中间轴的校验：（1） 已知条件：中间轴传递的转矩=65.26Nm,转速，直齿轮3的分度圆直径=62.5mm。（2）齿轮3 的作用力:圆周力为F其方向与力作用点，圆周速度相反。径向力为F=F=2088tan20=759.97N法向力为F=齿轮4上的作用力：从动齿轮4的各个力与主动齿轮3上相应力大小相等，作用力方向相反。（3）计算支承反力. 在水平面上为601.8N在垂直方向上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为（4）画弯矩图 弯矩图如图5所示在水平面上，a-a剖面为=-601.880.6=-4.8510a-a剖面右侧为b-b剖面右侧为在垂直平面上为合成弯矩a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为 b-b剖面左侧为 b-b剖面右侧为 （5） 画转矩图 转矩图如图5所示，T2=65.26Nm（6）校核该轴其抗扭截面系数为 a-a剖面左侧弯曲应力为 a-a剖面右侧弯曲应力为 扭剪应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数则当量应力为 故a-a剖面右侧为安全截面由表查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力强度满足要求。7） 键的校验：取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够。8）中间轴轴承校核：已知条件:Lh=48000h,n=600r/min，轴承型号为30205.通过计算可以知道Fa1=533.1N,Fr1=227.8N查表可以知道X=0.4,Y=1.6,fp=1.2Pr=fp(XFr1+YFa1)Pr=1.2(0.4*227.8+1.6*533.1)=1132.9NLh=106/(60*60)(32200/1132.9)(10/3)=1.7x106h48000h所以满足要求。(三)、低速轴的设计计算1、已知条件：低速轴传递的功率为P3=3.86kw，转矩T3=386.6N*m,转速n3=100r/min,齿轮4分度圆直径d4=375mm，齿轮宽度60mm。1、 选择轴的材料： 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理。2、 初算轴径： 查表得C=106135，取中间值C=114，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径 d1=23+23*（0.03-0.05）=23.6926.15mm3、 轴的设计:（1）、轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。（2）、轴段1与联轴器： 轴段1上安装联轴器，此段，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取载荷系数KA=1.3，计算转矩为按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003或手册，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000N*mm。半联轴器的口径的d1=25mm，故取d1=25mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=62mm。（3）、轴段2的设计： 为了满足半联轴器的定位要求，d1段右端需制出一轴肩，故产下初选d2=32mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=62mm，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L1的实际尺寸应略短一些，取L1=60mm。（4）、初步选择滚动轴承： 因轴承同时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d2=32mm，选用圆锥滚子轴承30207，其尺寸为dDT=35mm72mm18.25mm,故d2=d6=35mm；而此处为轴承加上套筒宽度，L6=18.25+22.35=40.6。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，从手册上查的30207型轴承的定位轴肩h=6mm，因此取d5=47mm。（5）、轴段4的设计： 该段安装齿轮，已知齿轮的的轮毂宽度为60mm，为了齿轮能够更好的定位，该处轴段的长度应略短于轮毂宽度，故取L5=58mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07h,故取h=6mm，则轴环处的直径d4=48mm。轴环宽度b=1.4h,取L4=12mm。（6）、轴段3的设计： 该段轴的左端需对轴段2上的轴承进行定位，需在左端制出一轴肩，故该段轴段的轴径可取为d3=42mm。 由装配图可知该段轴段的长度等于中速轴上的2、3、4段的长度减去该段轴上4、5的长度。所以该段轴段的长度L3=24.2+58+38-12-38-30=40.2mm。 (7)、轴段2的设计： 轴段2上安装轴承，已知轴承的宽度为18.25，端盖厚度为30，则L2=18.25+30=48.25。 润滑油的选择与计算 齿轮选择全损耗系统用油L-AN68润滑油润滑，润滑油深度为1.18dm，箱体底面尺寸为6.6dm*1.94dm，箱体内