圆锥齿轮减速器课程设计

1目录一、设计任务2二、传动方案的拟订3三、电动机的选择4四、传动比的计算与分配4五、各轴的转速，功率和扭矩4六、V带的设计计算5七、传动零件的计算和轴系零件的选择8八、轴的计算17九、轴承的选择与校核27十、键的选择与校核34十一、密封和润滑35十二、小结36十三、参考资料36附图372课程设计任务书内容及任务一、设计的主要技术参数运输链牵引力F4KN输送速度V07M/S链轮节圆直径D280MM工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差5二、设计任务传动系统的总体设计；传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写。三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务（1）减速机装配图1张；（2）零件工作图23张；（3）设计说明书1份（60008000字）。起止日期工作内容12241225传动系统总体设计12251227传动零件的设计计算；122816减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书进度安排17交图纸并答辩主要参考资料1濮良贵，纪名刚机械设计北京高等教育出版社，20012金清肃机械设计课程设计武汉华中科技大学出版社，2007指导老师（签字）年月日系（教研室）主任（签字）年月日计算与说明主要结果3二、传动方案的拟定1,由于V带的传动工作平稳性好,具有过载保护作用,并具有缓冲吸振能力,所以选用V带传动2,圆锥齿轮传动结构紧凑且宽度尺寸较小传递的效率也高,所以减速器选择选择圆锥与圆柱齿轮3,考虑到制造成本与实用性,圆锥与圆柱齿轮都选用直齿传动方案简图如下计算与说明重要结果4三、设计方案分析I选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，长期工作，因此可选用鼠笼型异步电动机，电机结构简单，工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起动性能。II确定电动机功率和型号运输带机构输出的功率28KW07M/S40NVFPW传动系得总的效率824096594543211联轴器的效率,取0992滚动轴承效率,取0983锥齿轮的闭式8级精度传动效率,取0954圆柱直齿轮的效率,取0965V带传动效率,取097电机所需的功率为34KW820PWD由题意知，直齿锥形齿轮放在第一级，不宜传输过大的转矩，同功率的电机如下（Y112M2，Y1124，Y32M6，Y160M18），选择Y132M16比较合理，额定功率P4KW,满载转速960/MIN四、传动比的计算与分配运输机的转速（R/MIN）NW60VD0760/314263103477总传动比I960/4772012取V带轮传动比I13取高速级锥形齿轮传动比I22直齿圆柱齿轮传动比I3336五、各轴的转速，功率和转速1，各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（R/MIN）。N1960N2960/I1320N3384/I2160N414529/I34762PW28KW08242PD34KWNW477I2012I13I22I3336N1960N2320N3160N44762计算与说明重要结果52，各轴的输入功率（KW）P1P52409709838P2P13238095098354P3P242354096098333P4P31233309809932323，各轴输入扭矩的的计算NMMT1955038/3201031134103T29550354/16010321129103T39550333/476210366782103将以上算得的运动和动力参数列表如下I轴II轴III轴转速（R/MIN）3201604762输入功率P（KW）38354333输入扭矩T（NMM）113400211290667820传动比（I）2336效率（）095096六、V带传动的设计计算设计V带传动时的已知条件包括带的工作条件是连续单向运转，载荷平稳，传动位置与总体尺寸限制自定，所需传递的功率为3KW，小带轮的转速为960R/MIN，传动比为25。设计步骤1确定计算功率PKP13452KWCAA式中P计算功率，KWCAK工作情况系数，见表87；AP所需传动的额定功率，KWP138P2354P3333P43232T11134103T221129103T366782103P52KWCA62根据计算功率P和小带轮转速N，CA1从【】图811中选取普通V带的型号为A型。3确定带轮的基准直径D并验算带速1初选小带轮的基准直径D1计算与说明重要结果7根据V带的带型，参考【】表86和表88确定小带轮的基准直径D，应使D（D）。11MIN所以选D125MM12）验算带速V根据【】式子（813）计算带的速度。带速不宜过低或过高，一般应使V（530M/S）。而V960125314/（601000）628M/S3）计算大带轮的基准直径由DID计算，D250MM212D4确定中心距A，并选择V带的基准长度LD根据【】式子（820），初定中心距A500MM0由【】式子（822）计算所需的基准长度L2A（DD）1596MM0D21212D204A（由【】表82选带的基准长度L1600MM0D按【】式子（823）计算实际中心距AAA500252MM00DL21596中心距的变化范围为207MM297MM。5验算小带轮上的包角1180（DD）1801251021A035700573215135906计算带的根数Z1）计算单根V带的额定功率PRD125MM1V628M/SD250MM2A500MM0L1596MM0DA252MM151351计算与说明重要结果8由D125MM和N960R/MIN，11查【】表84A得P139KW0根据N960R/MIN。I2和A型带，1查【】表84B得P011KW查【】表85得K0925,【】表82得K099，于是LP（PP）KKRL113901109250991144KW2）计算V带的根数ZZ4545RCAP5214取5根7计算单根V带的初拉力的最小值（F）0MIN由【】表83得A型带的单位长度质量Q01KG/M（F）500QV0MINZVKPCA522500016281802N096482应使带的实际初拉力F（F）。0MIN8计算压轴力FP压轴力的最小值为（F）2Z（F）P0SIN251802SINNMIN11532O1746NP139KW0P011KWK0925K099LP1144KWRZ5F01802NMINF1746NP计算与说明重要结果9七、传动零件设计计算和轴系零件的选择1，传动零件设计计算。因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效形式主要是点蚀。（1）要求分析1）使用条件分析对于锥形齿轮主动轮有传动功率P138KW主动轮转速N2320齿数比12圆周速度估计V4M/S2）设计任务确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案；包括一组基本参数12,DMZ主要基本尺寸等A2,选择齿轮材料，热处理方式及计算许用应力1）选择齿轮材料，热处理方式按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，可选用软面齿轮，也可选用硬齿面齿轮，本例选用软齿面齿轮并具体选用小齿轮45钢。调质处理，硬度为230255HBS；大齿轮45钢。正火处理，硬度为190217HBS。2）确定许用应力A确定极限应力和LIMHLIF齿面硬度小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS。查1图1021得580MPA,550MPALI1LIM2H查1图1020得450MPA,380MPALIMFLIFB计算应力循环次数N，确定寿命系数KHN,KFNN160N2JT609601381030041472108N2N1/I241472108/220736108查1图1019得KHN11,KHN21580MPA,LIM1H550MPALI2450MPALIM1F380MPALI2N141472108N220736108计算与说明重要结果10C计算接触许用应力取MIN1HSMIN4F由许用应力接触疲劳应力公式HP1HLIM1KHN1/SHMIN5801/1580MPAHP2HLIM2KHN2/SHMIN5501/1550MPA查1图1018得KFE11KFE21FP1FLIM1KFE1/SFLIM450085/1427321MPAFP2FLIM2KFE2/SFLIM380088/1423885MPA（2）初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1）选择齿轮的类型根据齿轮的工作条件可选用直齿圆锥齿轮，也可选用斜齿轮圆锥齿轮，本例选择直齿圆锥齿轮（考虑到制造成本和实用性）2）选择齿轮精度等级按估计的圆周速度和功能条件要求选择8级精度。3）初选参数初选21216,63ZI0,RX4）初步计算齿轮的主要尺寸因电动驱动，有轻微震动，查1表102得。1AK取12,1VKK则载荷系数K24AV因为为直齿圆锥齿轮，取变位系数X0。查1表106得材料的系数由式（1026），可初189EZMPA步计算出齿轮的分度圆直径M等主要参数。1,D2131223312905840EHPRZKTDUMAMIN1HSI4FHP1580MPAHP2550MPAFP127321MPAFP223885MPA1203RXA4102DM计算与说明重要结果11验算圆周速度MV110505312867RDDMV234867/6NMS与估计值近似，且不超过速度允许值。确定主要传动参数大端模数MM102396DZ取模数M4MM。大端分度圆直径1410MZM245208DZ2104163RU取整B35MM。369B5）验算轮齿弯曲强度条件因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数算。其中COSVZ1220891U222COS45U169108VZ23710VZ查1表105齿形系数15FAY24FA应力修正系数6S175S1867MD5/VS410DM2863R5B1COS0892451VZ27153FAY2416SA275Y计算与说明重要结果12齿轮的工作应力1105TFASFRKYBM12TTD113105242637FASFMRFPKYB2215240316059ASFFPY直齿轮圆锥齿轮的设计结果如下小齿轮大齿轮齿数Z2652直径D（MM）104208模数M44锥距R（MM）1163齿宽B（MM）35直齿圆柱齿轮的设计1运输机为一般工作机器，速度不高故选用8级精度2小齿轮45号钢调质处理,齿面硬度取230HBS大齿轮45号钢正火处理,齿面硬度取190HBS1）选择小齿轮的齿数Z20，1大齿轮齿数33620672，取682Z2Z1按照齿面接触强度设计2103/FNM22105/FZ201Z682计算与说明重要结果13由设计计算公式【】式（109A）进行试算，即D232T1321HEDZUKT（1）确定公式内的各计算数值1试选载荷系数K13T2计算小齿轮传递的转矩1373NMNPT510916054395103由【】表107选取齿宽系数1D4由【】表106查得材料的弹性影响系数Z1898MPAE215由【】图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限660MPA；大齿轮的接触疲劳强度极限1LIMH550MPA。2LIMH6由【】式1012计算应力循环次数。N60NJL6016013830010691210812HN20610269037由【】图1019取接触疲劳寿命系数K095；K0971HN2HN8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095600MPA570MPAH1SNLIM097550MPA5335MPA2K2LIK13TT1373150NM1DZ1898MPAE21660MP1LIMHA550M2LIPAN6281081N157102K0951HK0972N570MPAH15335M2PA计算与说明重要结果14（2）计算1试算小齿轮的分度圆直径D，代入中较小的值。T1HD232T1321HEDZUKT71535MM5237043618922计算圆周速度V。V06M/S1360TDN7531603计算齿宽B。BMT4计算齿宽和齿高之比。H模数M71535/203577MMT1ZT齿高H225M2253577804MMT809B7538045计算载荷系数。根据V06M/S，8级精度，由【】图108查得动载系数K08；直齿轮，KK1；HF由【】表102查得使用系数K10A由【】表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对之承非对称布置时K1411H由889，K1411查【】图1013得HBK14；故载荷系数FKKKKK1081141111288AVHD71535MMT1V06M/SB71535MMM3577MMTH804MM809HBK08VKK1HFK1411HK14FK1128815计算与说明重要结果166按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由【】式1010A得D76566MM13TTK3128757计算模数。M35MM1Z6202按照齿根弯曲强度设计由【】式（105）得弯曲强度的设计公式为M321FSADYZKT（1）确定公式内的各计算数值1由【】图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限450MPA；大齿轮的弯曲强度极限1FE380MPA22由【】图1018取弯曲疲劳寿命系数K085,1FNK088；2FN3计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S14，由【】式（1012）得27321MPAF1FEN1085423886MPA2K234计算载荷系数K。KKKKK108114112AVF5查取齿形系数。由【】图105查得Y265；Y22551FA2FA6查取应力校正系数。由【】图105查得Y158；Y17481SA2SAD76566MM1450MPA1FE380MPA2K0851FNK088227321F1MPA23886F2MPAK112Y2651FAY22552Y1581SAY17482计算与说明重要结果177计算大、小齿轮的并加以比较。FSAY0015321FSAY265873001652FSA14大齿轮的数值大。（2）设计计算M2534MM332170165对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数M的大小主要取决与弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数249并就近进行圆整为标准值M25，按接触强度算得的分度圆直径D72286MM，算出小齿轮齿数1Z221M7653大齿轮齿数Z3362274。2这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面的接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构比较紧凑，避免浪费。3几何尺寸的计算1计算分度圆的直径DZM223577MM1DZM7435259MM22计算中心距A168MM217593计算齿轮宽度BD17777MM取B77MM，B80MM。2001531FSAY2001652FSAM2534MMZ221Z742D77MM1D259MM2A168MMB77B77MM2B80MM118计算与说明主要结果直齿圆柱齿轮的设计结果如下小齿轮大齿轮齿数Z2274直径DMM772模数M2525中心距AMM18125齿宽BMM7572519计算与说明主要结果八、轴的设计低速轴的设计计算1求输出轴上的功率P3、转速N3和转矩T3由前面已经求出3PKW3N4762/MIRMNPT678193950950332求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为2D695M而3T2RTN7814956D6ATA2018TFN圆周力FT径向力FR及法向载荷N的方向如图所示。3初步确定轴的最小直径先近式（152）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取A0118,于是得33MIN01848627PDAM输出轴的最小直径显然是安装在联轴器处的直径，为了使所选的轴直径D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TCAKAT3查表141，考虑到转矩变化小故取KA13,则TCAKAT313667819NMM10017285NMM按照计算转矩TCA应小于联轴器公称转矩，查标准GB501485，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000NMM半联轴器的孔径D155MM,故取D55MM,半联轴器长度L112MM,半联轴器与轴配合的毂孔长度L184MM3432762/IN81965PKWRTDMFT4956NFR1804NDMIN4862MMTCA10017285NMMD5520计算与说明主要结果4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，（2）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要求轴段需制出一轴，故取段的直径D62MM左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D65MM半轴器与轴配合的毂孔长度L184MM,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，故段的长度应比L1略短一些，现取L82MM2初步选择滚动轴承。因轴承仅受有径向力的作用，故选用深沟滚子球轴承。参照工作要求并根据D62MM,由轴承产品目录中初步选取0尺寸系列、标准精度级的深沟滚字球轴承6013,其尺寸为DDT6510018,故DD65MM而L18MM右端滚动轴承采用轴进行轴向定位。由手册上查得型轴承的定位轴肩高度H6MM,因此，取D77MM3取安装齿轮处的轴段的直径D70MM齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为77MM,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L73MM。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度H007D，故H6MM,则轴环处的直径D79MM轴环宽度B14H,取L12MM4轴承端盖的总宽度为20MM由减速器及轴承端盖的结构设计而定。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L30MM,故取L50MM。5）取齿轮距箱体内壁之距离A16MM,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离C20MM考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段一段距离S，取S8MM,已知滚动轴承宽度T18MM,大锥齿轮轮毂L50MM,则LTSA7773188164MM46MMLLCASL（502016812）MM82MM至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位采用平键连接。按DM由表查得BH20MM12MM,键槽用键槽铣刀加工，长为63MM,同时为了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，选用平键为67NH16MM10MM70MM,半联轴器与轴的配合为滚动轴承与轴的67KH周向定位是由于过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6D62M5DL82MD65D7ML18MMD0L70MMD9L12MM46LL82MM21计算与说明主要结果（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表152，取轴端倒角为245,各轴肩处的国，圆角半径见图5求轴上圆角的结构图（图1526）做出轴的计算图（图1524）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取A值（参看图1523）。对于6013型深沟球轴承，由手册查得A9MM。因此作为简支梁的轴的支承距根据轴的计算。MML213547132简图做出轴的弯矩图和扭矩图（见附图）。从轴的结构图以及弯矩和扭据图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的处值列与下表MVH及，（参看图1524）。载荷水平面H垂直面V支反力FNFNN3041652，NFN1206021，弯矩MMH8MV37581总弯矩MN2493758512扭矩TT6136按弯矩合成应力校核的强度进行校核时，通常只校核上承受最大弯矩和扭据的截面（即危险截面C的强度）。根据式（155）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭据切应力为脉动循环变应力取06,轴的计算应力MPAWTM8137016892489532321CA前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得160MPA。因此所以只需要验证轴承2即可R120Y21PN5048HL31,RCN125RFN307R38计算与说明主要结果（3）计算当量动载荷只受径向力而不受轴向力，所以X1,Y0。查（1）第321页表136得，12PF轴承2的当量动载荷为213078PRPFFN（4）计算轴承寿命HL查（1）第318页表133，可得预期计算寿命20HL因为球轴承，所以。所以66321105858RHHCNPL所以轴承6012合格12PFX1Y02368PN5HL39计算与说明主要结果十、键的选择及计算1、高速圆锥齿轮轴的键联接的选择及计算（1）键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径查25,DM（1）第106页表61选用健，840GB/T1967其中，。BH87（2）键联接的强度校核由工作件查（1）第106页表62，静联接时许用挤压应力。P102MPA对于键84GB/T967535KHM8LLB12408PPPADLMPA故安全。2、中间轴系键联接的选择及计算（1）键联接的选择选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径轮廓长度，查（1）第106页35,DM40LM表61选用健，其中。104GB/T967BH8（2）键联接的强度校核静联接许用挤压应力值与高速圆锥齿轮轴的相同。5084KHM13LLB29673PPTMPADLK故安全。35KM2L81PMPA4KM30L867PMPA40计算与说明主要结果3、低速斜齿圆柱齿轮轴的键联接的选择及计算（1）键联接的选择选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径查（1）第106页表61，选用健65,DM，其中。83GB/T097BH18（2）键联接的强度校核静联接许用挤压应力值与高速圆锥齿轮轴的相同。