二级圆锥圆柱齿轮减速器-机械设计论文课程设计论文计算说明书

PAGEPAGE3机械设计课程设计PAGEPAGE3xxx文理学院2009机械设计制造极其自动化专业机械设计课程设计计算说明书题目二级圆锥圆柱齿轮减速器专业班级学号学生姓名指导教师xxx文理学院2011年12月29日西安文理学院机械设计课程设计任务书学生姓名专业班级机械设计制造及其自动化学号指导教师职称教研室机械题目设计带式运输机传动装置编号Z-10传动系统图：原始数据：运输带工作拉力运输带工作速度卷筒直径25001.5270工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限10年，运输带速度允许误差为±5%要求完成：1.减速器装配图1张（A2）。2.零件工作图2张（箱体和轴）。3.设计说明书1份，6000-8000字。开始日期2011年12月5日完成日期2011年12月29日目录1.传动方案 51.1.拟订传动方案 52.选择电动机 62.1.电动机类型和结构形式 62.2.电动机容量 62.3.电动机的转速 73.计算传动装置的运动和动力参数 83.1.传动装置的总传动比 83.2.分配各级传动比 83.3.计算传动装置的运动和动力参数 83.3.1.各轴转速 83.3.2.各轴输入功率 93.3.3.各轴输入转矩 94.传动件的设计计算 114.1.高速级直齿锥齿轮的设计 114.1.1.选定齿轮精度等级，材料，齿数和模数 114.1.2.按齿面接触强度设计 114.1.3.按齿根弯曲疲劳强度设计 134.1.4.几何尺寸计算 154.2.低速级斜齿圆柱齿轮的设计 164.2.1.选定齿轮精度等级，材料，齿数和模数 164.2.2.按齿面接触强度设计 174.2.3.按齿根弯曲疲劳强度设计 194.2.4.几何尺寸计算 205.轴径的设计计算与轴承的选择 225.1.轴径初算 225.1.1.各轴的最小轴径的初算 225.1.2.轴承润滑方式的选择 235.2.各输入轴的设计计算及其轴承的选择 235.2.2.高速轴的设计与轴承的选择 235.2.2.中间轴的设计与轴承的选择 245.2.3.低速轴计与轴承的选择 255.2.4强度计算 275.2.5联轴器的选择 296.滚动轴承的选择及校核 316.1.I轴滚动轴承的选择及校核计算 316.2.Ⅱ轴滚动轴承的选择及校核计算 326.3.Ⅲ轴滚动轴承的选择及校核计算 347.键的选择及校核 377.1.各轴键联接的选择及校核计算 377.1.1I轴强度计算 377.1.2II轴强度计算 387.1.3III轴强度计算 388.二级齿轮减速器箱体部分结构尺寸 409.附件的设计 4110.润滑与密封 43设计小结 441.传动方案1.1.拟订传动方案外传动为V带传动减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器此减速器为圆锥圆柱齿轮减速器已知条件约束，该工作机有轻微振动。减速器部分应用最广泛的一种——圆锥圆柱齿轮减速器，其中支撑轴承选择深沟球轴承，齿轮选用8级精度的一般齿轮传动。减速器于工作轴之间采用弹性柱销联轴器，原因是它加工制造容易，装拆方便，成本低，有缓冲减振的作用。为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的范围的传动机构和传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即：V=1.5m/s；D==60×1000×V/（π×D）=60×1000×1.5/（3.14×270）=106.16一般选用同步转速为1000或1500的电动机作为原动机，因此传动装置的总传动比约为8—13。2.选择电动机2.1.电动机类型和结构形式类型：Y系列一般用途的全封闭自扇冷属于笼型三相异步电动机；按照工作要求和工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机（380V）。2.2.电动机容量型号：工作机所需输入功率：电机所需功率：其中，电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率为；总效率可以参照公式：分别为：联轴器的传动效率；滚动轴承的效率；圆柱齿轮的传动效率；锥齿轮的传动效率；查得：2.3.电动机的转速初算电动机转速可选范围：工作机转速：=60×1000×V/（π×D）=60×1000×1.5/（3.14×270）=电动机可选速度范围：=（×…）n；则：可选电动机最大转速：=1592.4可选电动机最小转速：=849.28可供选择的电动机型号有：Y132M2—6Y132S—4计算两种型号电机的传动比：Y132M2—6：i=960/106.16=9.04Y132S—4：i=1440/106.16=13.56所哟，最终设计选用Y132M—6型号的电动机。电机转速n：1000；电机参数： 额定功率：5.5kw 满载转速：＝960 电机轴直径：d=38mm.3.计算传动装置的运动和动力参数3.1.传动装置的总传动比由电动机满载转速=960；工作机转速=106..16；传动装置总传动比i=/（）i=9.043.2.分配各级传动比为高速级传动比，为低速级传动比，且i= 取，则有：;3.3.计算传动装置的运动和动力参数3.3.1.各轴转速联结电动机的轴为1轴，减速器的高速轴为2轴，低速轴为3轴，联结工作机的轴为4轴.各轴转速为：电机轴：；；高速轴：中间轴：低速轴：工作轴：3.3.2.各轴输入功率3.3.3.各轴输入转矩将以上算得的运动的动力参数列表如下： 轴名参数电动机轴=1\*ROMANI轴=2\*ROMANII轴=3\*ROMANIII轴工作轴转速n(r/min)960960320106.21106.21功率p(kw)4.644.594.234.073.94转矩T(N·m)46.1645.66126.24365.96354.27传动比i1.003.03.0131.00效率0.990.930.960.974.传动件的设计计算4.1.高速级直齿锥齿轮的设计4.1.1.选定齿轮精度等级，材料，齿数和模数设计参数： 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。选材：大齿轮：40Cr（调质），调质处理表面淬火，硬度280HBS；小齿轮：45钢（调质），调质处理表面淬火，硬度240HBS。初选小齿轮齿数，则4.1.2.按齿面接触强度设计.按齿面接触强度设计公式 确定公式内的各项参数值 试选载荷系数 1)计算应力循环次数2)查表的接触疲劳寿命系数3)计算接触疲劳许用应力取安全系数;计算齿轮参数：初选载荷系数2.25；ΨR=1/3(齿宽系数)；1）求小齿轮分度圆直径,代入的均值 2)圆周速度 3)计算齿宽 其中：R== 4) 5)计算载荷系数 根据v=5.17m/s,8级精度,查得动载荷系数 直齿轮,假设,由表查得由表查得使用系数,由表查得,由表查得,故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径, 7)计算模数m8)校核=＜=2.5×189.8×<安全。 4.1.3.按齿根弯曲疲劳强度设计按齿根抗弯强度设计(1)确定公式内的各项参数数值1)查图得大小齿轮的疲劳极限： ; 2)由图9-38查得抗弯疲劳寿命系数:; 3)取抗弯疲劳安全系数，所以: 4)计算载荷系数 5)查取应力校正系数得,插值求得6)查取应力校正系数.由表9-11可查得,插值求得7)计算大,小齿轮的并加以比较小齿轮的数值大.==<安全。==〈=283MPa安全.(2)设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m略大于由齿根弯疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小取决于抗弯强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由抗弯强度算得的模数2.703,并就近圆为标准值,按接触强度算得的分度直径,由:4.1.4.几何尺寸计算1)计算分度圆直径,2)计算锥距=118.58mm3)计算齿轮宽度4)计算节圆锥角4.2.低速级斜齿圆柱齿轮的设计4.2.1.选定齿轮精度等级，材料，齿数和模数设计参数： 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。.选材：大齿轮：40Cr（调质），调质处理表面淬火，硬度280HBS；小齿轮：45钢（调质），调质处理表面淬火，硬度240HBS。初选小齿轮齿数，则初选螺旋角为15度。4.2.2.按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计公式： (1)确定公式内的各项参数值 1)试选载荷系数 1)小齿轮的工作转矩： 2)3)计算应力循环次数查表的接触疲劳寿命系数4)计算接触疲劳许用应力取安全系数;计算齿轮参数1)求小齿轮分度圆直径,代入中较小的值 2)圆周速度 3)计算齿宽 4) 纵向重合度：0.318 5)计算载荷系数 根据v=1.03m/s,8级精度,由图得动载荷系数 直齿轮,由表查得由表查得使用系数,由表查得,由表查得故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径, 7)计算模数m4.2.3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按齿根抗弯强度设计(1)确定公式内的各项参数数值1)查图得大小齿轮的疲劳极限： ; 2)由图查得抗弯疲劳寿命系数:； 3)取抗弯疲劳安全系数， 所以: 4)计算载荷系数 螺旋角影响系数为0.885)查取应力校正系数.由表可查得,插值求得6)查取应力校正系数.由表可查得,插值求得7)计算大,小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大(2)设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m略大于由齿根弯疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小取决于抗弯强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,可取由抗弯强度算得的模数2.03,并就近圆整为标准值,按接触强度算得的分度直径,取Z1=27，则取Z2=814.2.4.几何尺寸计算几何尺寸计算1)计算分度圆直径,2)计算中心距,圆整后取a=1403)计算齿轮宽度圆整,取4）修正螺旋角，因为差值不大，故参数不必修正。所以，计算得齿轮的参数为：高速级大22532540小757545低速级大209.932714070小69.981755.轴径的设计计算与轴承的选择5.1.轴径初算 轴径可以按照扭转强度进行计算，计算公式为：（轴的材料用40Cr和45号钢，调质处理）式中P——轴所传递的功率（KW）n——轴的转速（r/min）A——由轴的许用应力所确定的常数，与材料有关5.1.1.各轴的最小轴径的初算高速轴：，（40Cr轴，A=100），根据联轴器参数选择；中间轴：，（45钢轴，A=100），具体值在画图时确定；低速轴：，（45钢轴，A=100），根据联轴器参数选择。5.1.2.轴承润滑方式的选择高速级齿轮的圆周速度为： 所以，轴承采用油润滑，高速级小齿轮处用挡油板。5.2.各输入轴的设计计算及其轴承的选择5.2.2.高速轴的设计与轴承的选择1）高速轴上零件的定位，固定和装配两级展开式圆锥圆柱齿轮减速器中可将齿轮安排在箱体两侧，高速轴与小锥齿轮采用悬臂方式安装，齿轮由轴肩定位，套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以套筒轴向定位，轴承两端分别用挡油盖密封与固定。采用过渡配合固定。2）确定轴各段直径和长度（由左向右）=1\*ROMANI段：直径d1=32mm，长=2\*ROMANII段：直径d2=33mm;长=27mm初选用30207型滚子球轴承，其内径d=35mm,外径D=62mm,宽度B=17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定。V段直径d4=30mm长度L4=该轴段安装高速小锥齿轮，齿轮分度圆直径为75mm。5.2.2.中间轴的设计与轴承的选择1）中间轴的零件定位，固定和装配采用非对称方式将大锥齿轮放于轴右端，齿轮的一端用轴肩定位，另一段用套筒固定，传力较方便。阶梯轴通常采用圆角（1~2）。两端轴承常用同一尺寸，以便加工安装与维修，为便于装拆轴承，轴承上轴肩不宜太高。轴承两端分别用端盖密封与固定。2）确定轴的各段直径和长度（由左至右）=1\*ROMANI段：直径，长=2\*ROMANII段：直径;长该轴段安装低速大锥齿轮，齿轮分度圆直径为225mm，安装轴径为35mm。=3\*ROMANIII段：固定=2\*ROMANII段齿轮轴肩直径长该轴段安装低速小齿轮，齿轮分度圆直径为70mm，安装轴径为33mm。初选30206型滚子轴承，其内径为30mm，外径为62mm，宽度为16mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长10mm。=4\*ROMANIV段：直径小轮距箱体内壁10mm。轴承选30206滚子轴承，内径d=30mm,外径D=62mm，宽度B=16mm。5.2.3.低速轴计与轴承的选择1）低速轴的零件定位，固定和装配采用非对称方式将大圆柱齿轮放于轴左端，齿轮的一端用轴肩定位，另一段用套筒固定，采用油润滑，所以需要在轴承与齿轮间安装挡油盖，封闭较好。阶梯轴通常采用圆角（1~2）。两端轴承常用同一尺寸，以便加工安装与拆卸维修，为便于装拆轴承，轴承上轴肩不宜太高。2）确定轴的各段直径和长度（由左至右）=1\*ROMANI段：=2\*ROMANII段：=3\*ROMANIII段：初选30208型号的轴承，内径d=40mm,外径D=80mm挡油盖和轴肩共同固定轴承。=4\*ROMANIV段：Ⅴ段：Ⅵ段：初选30208型滚动球轴承，其内径为40mm，外径为80mm，宽度为18mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长10mm。5.2.4强度计算按弯扭合成强度条件校核(1)力学模型高速小圆锥齿轮求分度圆直径：已知求转矩：已知45700N·m求圆周力：=2/=2×4.57/75=1218.667N求径向力：==1218.667×0.364×0.9489=420.92N求轴向力：计算支承反力：水平支承反力：1218.667-462.096=756.57N垂直支承反力：求弯矩，画弯矩图：计算与画弯矩图：转矩按脉动循环变化处理：M2HM1HM2H0M2VM1M1TMc2Mc2Mca0MMca0Mca1按弯扭合成应力校核轴的强度5.2.5联轴器的选择已知初选弹性柱销联轴器；载荷计算：查得,所以，类型选择：从GB/T5014-1995中，查得用TL6型弹性柱销联轴器，其许用转矩为250Nm。允许最大转速为3800。同理，另一个联轴器也选用该型号。6.滚子轴承的选择及校核6.1.I轴滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：8×300×10=24000小时1)计算输入轴承已知转矩：转速：功率：当量分度圆直径：齿轮上圆周：齿轮上的径向力：=齿轮上的轴向力：=2)初步计算当量动载荷：根据《机械设计》表13-6：根据参考文献[3]表13-5得：X=0.56，Y先假设1.3则：3）根据参考文献[3]13-6，求轴承应有的额定动载荷值：4）根据参考文献[3]表15-3，取，得：根据参考文献[3]15-3，及的值，选用30207轴承，其中：5）验算如下：求轴向相对载荷对应的e和Y的值：因为用线性插值法算Y：X=0.56，Y=2.4验算寿命：合格。6.2.Ⅱ轴滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：8×300×10=24000小时1)计算输入轴承已知转矩：转速：功率：齿轮分度圆直径为69mm齿轮上圆周：齿轮上的径向力：=齿轮上的轴向力：=2)初步计算当量动载荷：根据参考文献[3]表13-6：根据参考文献[3]表13-5得：X=0.44，Y先假设1.3则：3）根据参考文献[3]13-6，求轴承应有的额定动载荷值：4）根据参考文献[3]15-3，取，得：根据参考文献[3]15-3，及的值，选30206轴承，其中：5）验算如下：求轴向相对载荷对应的e和Y的值：因为X=1，Y=0验算寿命：6.3.Ⅲ轴滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：8×300×10=24000小时1)计算输入轴承已知转矩：转速：功率：齿轮分度圆直径为301.6mm齿轮上圆周：齿轮上的径向力：=齿轮上的轴向力：=2)初步计算当量动载荷：根据参考文献[3]表13-6：根据参考文献[3]》表13-5得：X=0.56，Y先假设1.3则：3）根据参考文献[3]13-6，求轴承应有的额定动载荷值：4）根据参考文献[3]15-3，取，得：根据参考文献[4]15-3，及的值，选6208轴承，其中：5）验算如下：求轴向相对载荷对应的e和Y的值：因为X=0.56，Y=1.45验算寿命：∴此轴承合格7.键的选择及校核7.1.各轴键联接的选择及校核计算7.1.1I轴强度计算：1）输入轴与联轴器联接采用平键联接，轴径，选用A型平键，得：键b×h=10mm×8mm=70h=8mm根据课本式得2)输入轴与高速小锥齿轮联接采用键联接轴径，选用C型平键，得键b×h=8mm×7mm=32mm7.1.2II轴强度计算1）中间轴与高速大齿轮联接用平键联接轴径选用A型平键键b×h=10mm×8mm=h=8mm据课本校核公式得中间轴与低速小齿轮联接用平键联接轴径选用A型平键键b×h=10mm×8mmh=8mm=40mm据课本校核公式得7.1.3III轴强度计算低速轴与低速大齿轮联接用平键联接轴径选用A型平键键b×h=12mm×8mm=56mm取h=8mm据参考文献[3]校核公式得输出轴与联轴器联接采用平键联接轴径，=365.96Nm选用A型平键 键b×h=10mm×8mm=70mmh=8mm据参考文献[3]核公式得所以各键强度足够。8.二级齿轮减速器箱体部分结构尺寸箱壁厚度（）箱盖厚度（（0.8~0.85））箱座凸缘厚度（）箱盖凸缘厚度（）箱座底缘厚度（）箱盖肋板厚度（）箱座肋板厚度（）（注：其余附件可以根据箱体尺寸来相应选择并通过理论上的经验公式计算来具体调整选择）9.附件的设计9.1视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，饼有足够的空间，以便于能深入进行检修等操作，窥视孔有盖板，机体上有窥视孔与凸缘一快，有利于机械加工出支撑盖