课程设计--圆锥-圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计课程名称 :机械设计课程设计题目名称 :圆锥 - 圆柱齿轮减速器学院: 机械工程学院专业班级 :机械设计制造及其自动化姓名:指导教师 :目录一、设计任务书3二、选择电动机 3 三、计算传动装置的运动和动力参数 4 四、传动件的设计计算 81圆锥直齿轮设计 .8圆柱斜齿轮设计 12五、轴的设计计算17输入轴设计 17中间轴设计 23输出轴设计 32六、滚动轴承的选择及计算.38输入轴滚动轴承计算 38中间轴滚动轴承计算 39输出轴轴滚动轴承计算 40七、键联接的选择及校核计算 .42输入轴键计算 42中间轴键计算 42输出轴键计算 43八、联轴器的选择 .43九、减速器附件的选择

2、 .44十、润滑与密封 .44十一、设计小结 .44十二、参考文献 .452设计计算及说明结果一、设计任务书1. 设计题目：链式运输机减速器设计一链式运输机减速器，运输器工作平稳，经常满载，不反转；两班工作制，使用期 5 年。曳引链速度容许误差 5%。减速器由一般厂中小批量生产。2. 传动方案简图3. 原始数据题号原始数据A1曳引链拉力 F（ N ）9000曳引链速度 v（ m/s）0.30曳引链链轮齿数 Z8曳引链节距 P（ mm）80二、选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y 系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量3(1)链式运输机的输出功率

3、PPFv9000 0.3010002.7kw1000(2)电动机输出功率 PdPPd传动装置的总效率12345367式中1 、2 为从电动机至运输链轮的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计指导书表2-4 查得：弹性柱销联轴器1=0.99 ；8 级精度一般圆锥齿轮传动（油润滑，含轴承）2 =0.96 ；8 级精度一般圆柱齿轮传动 （油润滑， 含轴承）3 =0.97；滚子链（正常润滑）4 =0.96；两个滚动轴承 （一对，稀油润滑）5 =0.99；滚筒轴6 =0.98 ，滚筒7 =0.96则0.990.960.970.960.9930.980.960.8080.808故PdP2.73.34k

4、w0.808Pd 3.34kw(3) 电动机额定功率 Ped由机械设计课程设计指导书表 2-1 选取电动机额定功率Ped4.0kw 。3）电动机的转速计算链轮输出转速601000v60 1000 0.30nw 28.125r / minnwp28.125r / minz8 80推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计指导书表2-3 查得圆锥齿轮传动比范围i1 '2 4 ，单级圆柱齿轮传动比范围 i 2 '3 5，4链轮传动常用传动比范围i 3 '2 6 ，则电动机转速可选范围为：nd 'ni1 ' i 2 ' i 3 '337.5 33

5、75r / min初选同步转速分别为1000r/min 和 1500r/min 的两种电动机进行比较，考虑综合因素， 选择同步转速为1000r/min 的 Y 系列电动机Y132M1-6参数表如下表：额定电动机转电动机型功率速(r/min)电动机尺寸启动 /最大转矩号（同步满载）Y132M1-641000960475X280X312.254）电动机的技术数据和外形 ,安装尺寸由机械设计课程设计指导书表20-8 查得主要数据，并记录备用。三、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比nm96034.133i 34.133i28.125n2）分配各级传动比，选择齿数A. 锥齿轮传动比、齿数的

6、确定因为是圆锥圆柱齿轮减速器，为使大圆锥齿轮尺寸不致过大，应使高速级圆锥齿轮传动比i134,因为采取油润滑，为了保证两级传动的大齿轮浸油深度相近时i1 3.5 4.2 ，取 i13.8i13.8由于选择闭式传动，小齿轮齿数在20-40 之间，为了保证不使同一对轮齿固定啮合，小齿轮齿数尽量为奇数，选小圆锥齿轮齿数z1 21，则z1215z2 z1 i180z280齿数比 u13.8095u13.8095B链轮传动比、齿数的确定根据机械设计（第八版），为了减少动载荷， z525， 取z525为了不发生脱链， z6不宜过大，又因为链接数通常为偶数，因此z6 最好是奇数，由链轮齿数优先序列选择z6 =

7、57z6572.28il2.28il25z5C.圆柱齿轮传动比、齿数的确定圆柱齿轮减速器传动比i 23.9396i 2i34.1333.9396i1il3.8z3232.28选小圆柱齿轮齿数 z323， z4z3 i 291z491齿数比 u 3.9565u23.95652D校核实际传动比实际传动比iu1u2il34.36i34.36校核运输连论的转速误差工作链轮的实际转速'nw144027.9395r / minnwi34.36转速误差nwnw nw'符合要求nw0.66% 5%3）各轴转速（轴号见图一）6轴：nn 960r / min11m轴：n2n1960252r / m

8、in2u13.8095轴：n3n196063.693r / min3u1 u23.8095 3.9565卷筒轴： 4n196027.9395r / minni34.364）各轴输入功率按电动机额定功率Ped 计算各轴输入功率，即1轴：P1Ped13.96kw2轴：P2Ped1253.76 kw3轴：P3Ped23 3.614kw125卷筒轴： P4Ped3.232kw5）各轴转矩轴：T19550P139.39431n10 N mm1轴：P23T9550142.492 10 Nmm22n2轴：T39550P33mm3n3541.876 10 N卷筒轴： T 4P43mm95501104.730

9、10 Nn4项目轴 1轴 2轴 3卷筒轴转速(r/min)96025263.69327.9395功率(kw)3.963.763.6143.232转矩(N*m)39.39142.49541.881104.73传动比13.80953.95652.28效率0.94090.90350.85870.808n1960r / minn2252r / minn363.693r / minn427.9395r / minP13.96kwP23.76kwP33.614kwP43.232kwT139.394 103 N mmT 2142.492103 NmmT 3541.876103NmmT 41104.73010

10、3 Nmm7四、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率P13.96kw ，小齿轮转速960r/min ，齿数比 u1 =3.8095 ，由电动机驱动，运输器工作平稳，经常满载，不反转；两班工作制，使用期 5 年。减速器由一般厂中小批量生产。选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用8 级精度(GB10095-88)2） 材料选择由机械设计（第八版）表 10-1 选择小齿轮、大齿轮材料均为 40Cr (调质，表面淬火)，齿面硬度为48 55HRC 。3） z1 21， z2 80z1211、 按齿面接触强度设计z280由设计计算公式进行试算，即d1t

11、2.92 3 (ZE) 2KT 1HR0.5R)2 u(1（1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数Kt1.52） 计算小齿轮的转矩T139394NmmR0.333） 选齿宽系数R0.3384）由机械设计（第八版） 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1600MPa ，H lim 2550MPa 。H lim 15 ）由机械设计（第八版）表 10-6查得材料的弹性影响系数H lim 2600 MPa550MPaZE189.8MPa 0.5ZE189.8MPa 0.56） 计算应力循环次数（两班制按15 个小时算）N 1 60n1 jL h60 960

12、 1(5 36515) 1.577 10 9N 11.5771091.577 10 9108N 24.1410 8N 24.143.80957) 由机械设计（第八版）图 10-19取接触疲劳寿命系数K HN10.90KHN 10.90, KHN 2 0.94KHN20.948) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得KHN1H lim 1H1600540MPaH10.90SH2KHN 2H lim 2550517MPaH20.94S540MPa517MPa（2）计算1） 试算小齿轮分度圆直径d1t ，代入H中较小的值d1tZEKT 12.923()2R(1 0.5R)2u

13、H2.92 3 (189.8) 21.5 39394d1t60.93mm60.93mm5170.33(10.50.33)23.80952） 计算圆周速度 vvd1tn260.93 9603.06 m / s100060100060v3.06m / s3） 计算载荷系数根据 v3.06m / s ， 8 级精度，由机械设计（第八版）图 10-8 查得9动载系数 Kv1.18齿间载荷分配系数可取KHKF1由机械设计（第八版）表 10-2 查得使用系数KA1根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得 K H be=1.25，则 KHKF1.5KH be 1.5 1.251.875

14、接触强度载荷系数KKAKvKH KH2.21K2.214） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得1d1t 3K32.21d169.33mmd60.9369.33mmKt1.55） 计算模数md169.333.3mmm21z1m 3.3mm取标准值 m3mm6） 计算齿轮相关参数d1mz321631d2mz380240mmd163mm2arccosu3.8095d 2240mm11arccos14.7114.7190u 23.8095 2 112175.29275.29Rd1u 21633.8095 21R124.06mm22124.06mm7） 圆整并确定齿宽 bRR0.33 124.0

15、640.94mmb150 mm圆整取 b245mm ， b150 mmb245mm102、 校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数K K AKvKF KF 1 1.18 1 1.8 2.21K 2.212） 计算当量齿数z1zv1cos1z1zv 2cos221zv121.71cos14.7121.71315.05zv280315.05cos75.293） 由机械设计（第八版）表 10-5 查得齿形系数YFa 12.72YFa 22.06应力校正系数Ysa11.57Ysa21.974） 由机械设计（第八版）图 10-20c 查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1FE 2500MP

16、a5） 由机械设计（第八版）图10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN 1 0.86KFN 2 0.906） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4 ，得KFN1FE 10.86 500F 1F1307.14MPaS1.4F2F2KFN 2FE 20.90500321.43 MPaS1.47）校核弯曲强度307.14 MPa321.43MPa112KTY YFaSaFR)2ZF根据弯曲强度条件公式bm 2(1 0.5进行校核2KT 1YFa 1YSa1F 1b1m 2(10.5 R) 2Z 122.21 39394 2.72 1.57112.85MPa503 2(10.5 0.33) 2

17、212KT 1YFa 2YSa2F 2b2m 2(10.5 R) 2Z 222.21 39394 2.06 1.9731.28MPa45 3 2(1 0.5 0.33) 280满足弯曲强度，所选参数合适。FF1F1112.85MPaF12F 231.28MPaF2圆柱斜齿轮设计已知输入功率 P23.76kw ， 小 齿 轮 转 速 n2252r / min ， 齿 数 比u23.9565，由电动机驱动，工作寿命5 年，两班制，工作平稳，不逆转。1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用8 级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1 选择大小齿轮材

18、料均为 40Cr钢（调质 ,表面淬火），齿面硬度 48-55HRC 。23z13） 选小齿轮齿数 z323 ，大齿轮齿数 z4 91z2914） 选取螺旋角。初选螺旋角143、 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即12d1t 32KT3u 1 ( Z Z) 2tHEduH(1) 确定公式内的各计算数值Kt1.61） 试选载荷系数 Kt 1.62） 计算小齿轮的转矩T 2 142492 Nmm3） 选齿宽系数d14） 由机械设计（第八版） 图 10-30 选取区域系数 ZH2.4335） 由机械设计（第八版）图 10-26 查得10.7，20.82 ，则121.526）由机械设计（第八版

19、）表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa 0.56） 计算应力循环次数N 1 60n3 jL h602521 (5365 15) 4.14 10 8N 1 4.14 10 88.58N 14.14108N 24.8261078.58107u2N 27） 由机械设计（第八版）图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1H lim 21100MPa8）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数KHN 10.92, KHN 20.9810）计算接触疲劳许用应力13取失效概率为1%，安全系数S=1，得KHN 1H lim 10.921100101

20、2MPaH1SKHN 2H lim 20.9811001078MPaH2SH1H2101210781045MPaH22（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t2KtT 2 u 2 1 ZH ZE3u2() 2dH321.61424923.956512.433189.811.52() 2 41.86mm3.956510452） 计算圆周速度 vvd 1tn241.86 25210006010000.55m / s603） 计算齿宽 b 及模数 mntbdd1t141.8641.86mmd1t cos41.86cos14nt1.77 mmmZ 323H11012MPaH2107

21、8MPaH 1045MPad1t41.86mmv0.55m / sb 41.86mm mnt 1.77mm h 3.98mmh2.25 mnt 2.25 1.77 3.98 mmb41.86h10.523.984） 计算纵向重合度bh10.520.318 dZ 3 tan0.318 1 23 tan14 1.821.825） 计算载荷系数根据 v0.55m / s ，8 级精度，由机械设计（第八版）图 10-8 查得动载系数 Kv1.0114由机械设计（第八版）表 10-3查得 KHK F1.4由机械设计（第八版）表 10-2查得使用系数 KA1.25由机械设计（第八版）表 10-4查得 KH

22、1.450由机械设计（第八版）图 10-13 查得 KF1.40接触强度载荷系数 KK AKvK H K H 1.251.011.4 1.450 2.566）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1d1t 3 K41.86 3 2.5648.96mmKt1.67） 计算模数 mnnd1 cos48.96 cos14mZ 32.06mm23取 mn 2mm8） 几何尺寸计算（1）计算中心距( z3 z4)mn(2391) 2117.49 mma2cos142cos（2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccos ( z3z4)mnarccos (2391) 2142a2117.49因 值基本不

23、变，故参数、 ZH等不必修正（3）计算大小齿轮的分度圆直径K2.56d148.96mmmn2mma 117.49 mm1415z3mn23 247.41mmd 347.41mmd 3cos14cosd 4187.57mmz4mn91 2187.57mmd 4cos14cos（4）计算齿轮宽度bd31 47.4147.41mmd圆整后取 B4 48mmB354mmB354mm3、 校核齿根弯曲疲劳强度B448mm1） 确定弯曲强度载荷系数K KAKvKF K F 1.25 1.01 1.4 1.40 2.47K 2.472） 根据重合度1.82 ，由机械设计（第八版）图 10-28 查得螺旋角影

24、响系数 Y0.863） 计算当量齿数z12325.17zv125.17zv1(cos) 3(cos14 ) 3zv299.61z29199.61zv2) 3(cos14 ) 3(cos4）由机械设计（第八版）表 10-5 查得齿形系数YFa12.62YFa 22.18应力校正系数Ysa11.59Ysa21.796） 由机械设计（第八版）图 20-20c 查得小齿轮大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1FE 2500MPa6）由机械设计（第八版）图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN 1 0.93KFN 2 0.98167） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4 ，得KFN 1FE 10

25、.93500F1332.14 MPaS1.4KFN 2FE 20.98500F2350MPaS1.48） 校核弯曲强度F2KTY (cos) 2YFaYSadz 2mn 3F根据弯曲强度条件公式进行校核2KT2Y (cos)2YYF 1Fa 1 Sa1dz1 2mn 32 2.471424920.86(cos14 ) 22.621.59123 21.52 23310.52MPa2KTY (cos) 2YFa2 YSa2F 1Z2 2m 3dn2 2.47 1424920.86(cos14 ) 2 2.18 1.79191 222.09MPa1.52 2 3满足弯曲强度，所选参数合适。F1332

26、.14 MPaF2350 MPaF 1310.52MPaF 1F 1F 122.09MPaF 2F 2五、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率P1 、转速 n1 和转矩 T1P13.96kwn1960r / minT139394Nmm2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为17dm1d1(10.5 R)mZt 1(10.5 R)321(10.50.33)52.605 mm而Ft2T1239394dm152.605FrFttancosFaFttansin111494.7 NFt1494.7 NFr526.20 N1494.7tan 20cos14.71526.20 NFa1

27、38.14 N1494.7tan 20sin14.71138.14 N圆周力 Ft 、径向力 Fr 及轴向力 Fa 的方向如图二所示图二183、 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），根据机械设计（第八版）表 15-3，取 A0112 ，得 d minA0 3 3.9617.96mm ，输入轴的最960d min17.96mm小直径为安装联轴器的直径d12 ，为了使所选的轴直径d 12 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caAT1 ，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变TK化很小，故取 KA1.3 ，则Tca51212

28、.2 N mmTcaKAT 11.3 3939451212.2N mm查机械设计课程设计表6-8，选 HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为d1220mm160000 N mm ，半联轴器的孔径 d1 20mm ，故取 d12 20mm ，半联轴器长l1 238mm度 L52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。4、 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三19（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，1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取2-3 段的直径 d 2 3 27mmd 2 3 27mm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和

29、轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d 2327mm ，由机械设计课程设计 表 5-12、中初步选取 0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸d 34d 5 6为 dD T30mm 72mm20.75mm ， d 34d56 30mm ， 而30 mml 320.75mm。l 3420.75mm4这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表5-12 查得h3.5mm，因此取 d 4 537mmd 4537mm30306 型轴承的定位轴肩高度6-7 的直径 d 6725mm ；为使挡油环可靠地压紧轴承，d 6725mm3）取安装齿轮处的轴段l 519mml 519 mm。65-6 段应略短于轴承宽度，故取64）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l 30mm ，故取l 250mm3l 2 350mm5）由机械设计手册锥齿轮轮毂宽度为1.2 d6 730mm，为使套筒端面可l 6