圆锥圆柱齿轮减速器课程设计

机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)1目录设计任务书 3传动方案的拟订及说明 3电动机的选择 3计算传动装置的运动和动力参数 5传动件的设计计算 7轴的设计计算 滚动轴承的选择及计算 键联接的选择及校核计算 联轴器的选择 减速器附件的选择 润滑与密封 设计小结 参考资料目录 机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)2设计计算及说明结果圆周力(牵引力)F=2100N,带速v=1.3m/s,卷筒直径D=320mm,输送温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命10年(设每年工作300天),一班制。二、传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为13。根据总传动比数值，可拟定以下传动方51e4图一三、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(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)3设计计算及说明结果2)电动机容量(1)卷筒的输出功率Pa(2)电动机输出功率Pa传动装置的总效率式中7、72….为从电动机至卷筒轴的各传动机构和由《机械设计(机械设计基础)课程设计》表2-4查得：V带传动7¹=0.96;滚动轴承7²=0.988;圆柱齿轮传动P³=0.97;圆锥齿轮传动7⁴=0.96;弹性联轴器7⁵=0.99;卷筒轴滑动轴承7⁶=0.96;则故由《机械设计(机械设计基础)课程设计》表20-1选取电动机额定功率3)电动机的转速推算电动机转速可选范围，由《机械设计(机械设计基础)课程设计》表2-1查得V带传动常用传动比范围ii'=2～4,单级圆柱齿轮传动比范围iz¹=3～6,圆锥齿轮传动比范围is'=2～3,则电动机转速可选范围为； 4设计计算及说明结果na¹=na●iieiz·i₃'=931.2~5587.初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号电动机转速电动机质1424传动装置的传动比总传动比二级减速器4定电动机的型号为Y132M1-64)电动机的技术数据和外形，安装尺寸由《机械设计(机械设计基础)课程设计》表20-1、表20-2查得主要数据，并记录备用。计算传动装置的运动和动力参数1)传动装置总传动比2)分配各级传动比因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以圆锥圆柱齿轮减速器传动比机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)5设计计算及说明结果3)各轴转速(轴号见图一)轴1轴2轴3轴4轴5转速(r/min)功率(kw)转矩(N*m)传动比11效率机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)6设计计算及说明结果五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计1)圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度3)选小齿轮齿数Z1=25,大齿轮齿数z2=3.1×25=77.5,取整22=78。1)试选载荷系数K;=1.8机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)7设计计算及说明结果变极限GHlim1=600MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限CHlim2=550MP5)由《机械设计(第八版)》表10-6查得材料的弹性影响系数6)计算应力循环次数7)由《机械设计(第八版)》图10-19取接触疲劳寿命系数8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,得1)试算小齿轮分度圆直径dv,代入[o]中较小的值2)计算圆周速度v机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)8设计计算及说明结果3)计算载荷系数根据v=3.23m/s,7级精度，由《机械设计(第八版)》图10-8查得动载系数Kv=1.12直齿轮KHa=Kra=1由《机械设计(第八版)》表10-2查得使用系数Ka=1.2:承系数Knphe=1.25,则Knp=Krp=1.5Kghe=1.5×1.25=1.875接触强度载荷系数K=K₄K.KnaKnp=1.25×1.12×1×1.875=2.6254)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得5)计算模数m取标准值m=3mm6)计算齿轮相关参数)圆整并确定齿宽b=φRR=0.33×122.86=40.54mn9圆整取b₂=49mm,b₁=53mm结果1)确定弯曲强度载荷系数K=KAK.KFaKrβ=1.25×1.12×1×12)计算当量齿数3)由《机械设计(第八版)》表10-5查得齿形系数4)由《机械设计(第八版)》图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限GrE₁=500MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限GFE:=380MPa5)由《机械设计(第八版)》图10-18取弯曲疲劳寿命系数Krx:=0.886)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得7)校核弯曲强度设计计算及说明结果根据弯曲强度条件公式进行校核满足弯曲强度，所选参数合适。已知输入功率P₃=3.16kw,小齿轮转速310r/min,齿数比u=4,由电动机驱动，工作寿命10年(设每年工作300天),一班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、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7级精度2)材料选择由《机械设计(第八版)》表10-1选择大小齿轮材料均为45钢(调质),小齿轮齿面硬度为250HBS,大齿轮齿面硬度为220HBS。3)选小齿轮齿数Z1=23,大齿轮齿数22=4×23=924)选取螺旋角。初选螺旋角β=142、按齿面接触强度设计设计计算及说明结果由设计计算公式进行试算，即(1)确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数K,=1.6N₁=4.464×10^8N₂=1.116×10^82)计算小齿轮的转矩3)选齿宽系数φa=14)由《机械设计(第八版)》图10-30选取区域系数Zn=2.43:5)由《机械设计(第八版)》图10-26查得Ea=0.765,Ea₂=0.866,则7)计算应力循环次数N₁=60nsjLn=60×310×1×(1×8×300×10)=4.464×108)由《机械设计(第八版)》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强KHn₁=0.95,Khv₂=0.98设计计算及说明结果10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,得(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径dv,由计算公式得2)计算圆周速度v3)计算齿宽b及模数mmb=φu·di=1×54.23=54.2h=2.25●mm=2.25×2.29=54)计算纵向重合度&βεg=0.318uZ₁tanβ=0.3185)计算载荷系数Eβ=1.824设计计算及说明结果根据v=0.88m/s,7级精度，由《机械设计(第八版)》图10-8查得动载系数Kv=1.02由《机械设计(第八版)》表10-3查得Kna=Kra=1.4由《机械设计(第八版)》表10-2查得使用系数Ka=1.2:由《机械设计(第八版)》表10-13查得Krg=1.3'由《机械设计(第八版)》表10-4查得Knp=1.42接触强度载荷系数K=K₄K.KnoKnp=1.25×1.02×1.4×1.42=2.536)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得7)计算模数m取mn=3mm8)几何尺寸计算(2)按圆整后的中心距修正螺旋角 因β值改变不多，故参数&a、Zn等不必修正(3)计算大小齿轮的分度圆直径β=13°59'56”设计计算及说明(4)计算齿轮宽度圆整后取B₂=71mmB₁=76mm3、校核齿根弯曲疲劳强度1)确定弯曲强度载荷系数K=K₄KKFaKrβ=1.25×1.02×1.4×1.34=2.393)计算当量齿数4)由《机械设计(第八版)》表10-5查得齿形系数应力校正系数B₁=76mmB₂=71mmK=2.39 Ysa₁=1.59Ysa₂查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE₁=440MPa,大齿轮的弯曲疲劳强度极限GFE₂=425MPa6)由《机械设计(第八版)》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFx=0.88设计计算及说明结果7)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得8)校核弯曲强度六、轴的设计计算输入轴设计机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)1、求输入轴上的功率P2、转速n2和转矩T:2、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设计计算及说明结果而F,=F;·tana·cosδi=1045×tan20°×cos72°13Fa=F·tana·sinδi=1045×tan20°×sin72°1圆周力F、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图二所示机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)TFTFMNNN图二设计计算及说明结果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),根据《机械设计(第八版)》表15-3,取Ao=112,得输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d¹2,为了使所选的轴直径di²与联轴器的孔径相适应，故需同机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)联轴器的计算转矩Ta=KAT2,查《机械设计(第八版)》表14-1,由于转矩变化很小，故取K₄=1.3,则查《机械设计(机械设计基础)课程设计》表17-4,选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N●mm,半联轴器的孔径dι=20mm,故取dt-2=20mm,半联轴器长度L=52mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为38m4、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案(见图三)1图三1设计计算及说明结果(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度参照工作要求并根据d2-3=27mm,由《机械设计(机械设计基础)课程设机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)寸为d×D×T=30mm×72mm×20.75mm,d3-4=ds-6=30mm,而表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度h=3.53)取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6-7=25mm;为使套筒可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度，故取Is-6=19mm4)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7=30mm,故取5)锥齿轮轮毂宽度为64.86mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮取16-7=70mm。圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d⁶-7由《机械设计(第八版)》表6-1查得平键截面b×h=8mm×7mm,键槽用键槽铣刀加工，长为50mm,同时为保设计计算及说明结果(4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2×45°5、求轴上的载荷 水平面H水平面H垂直面V支反力F扭矩T6、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α=0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢(调质),由《机械设计(第八版)》表15-1查得6、精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面5右侧受应力最大(2)截面5右侧结果设计计算及说明结果抗弯截面系数W=2700mm^3W=2700mm^3抗扭截面系数Wr=0.2d^3=0.2×30^3=54为截面5右侧弯矩M为 截面5上的扭矩T2为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力M=64840N·mmM=64840N·mmT₂=32730N·mm截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数αo及αr按《机械设计(第八版)》附表3-2查取。因,经插值后查得又由《机械设计(第八版)》附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为设计计算及说明结果ka=1+qo(ao-1)=1+0.82×(1.93-kx=1+q(ar-1)=1+0.85×(1.55-1由《机械设计(第八版)》附图3-2的尺寸系数&o=0.71,扭转尺寸系数&r=0.87。轴按磨削加工，由《机械设计(第八版)》附图3-4得表面质量系数为βo=β;=0.92 又取碳钢的特性系数故可知安全。中间轴设计P₃=3.16kwKσ=2.57设计计算及说明结果2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径而机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)Fa=Fntanβ=2738×tan13°5dm₂=dz(1-0.5φk)=m;Zz(1-0.5φr)=3×78×(1-而F₁=2738NF₂=996NFr₂=11lNcosδ₁=996×tan20°×cos7结果MN机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)设计计算及说明结果4、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案(见下图图五)世(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度子轴承，参照工作要求并根据d₁-2=ds-6>25.59mm,由《机械设计(机械圆锥滚子轴承30306,其尺寸为d×D×T=30mm×72mm×20.75mm,2)取安装齿轮的轴段dz-3=d4-s=35mm,锥齿轮左端与左轴承之间采用 设计计算及说明结果 设计计算及说明载荷水平面H垂直面V弯矩M总弯矩6、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α=0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为40C,(调质),由《机械设计(第八版)》表15-1查得7、精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面5左右侧受应力最大(2)截面5右侧抗弯截面系数抗扭截面系数Wr=0.2d^3=0.2×30^3=54结果W=2700mm^3机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)设计计算及说明结果截面5右侧弯矩M为截面5上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力附表3-2查取。因经插值后查得又由《机械设计(第八版)》附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为ka=1+qo(ao-1)=1+0.82×k;=1+q-(ar-1)=1+0.85×由《机械设计(第八版)》附图3-2的尺寸系数Eo=0.71,扭转尺寸系数轴按磨削加工，由《机械设计(第八版)》附图3-4得表面质量系数为 设计计算及说明结果βo=β;=0.92又取合金钢的特性系数计算安全系数Se值(3)截面5左侧抗弯截面系数抗扭截面系数Wr=0.2d^3=0.2×35^3=85截面5左侧弯矩M为M=94581N·mmM=94581N·mm机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)设计计算及说明结果截面5上的扭矩T2为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的Eo,由《机械设计(第八版)》附表3-8用插值法求出，并取,于是得轴按磨削加工，由《机械设计(第八版)》附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为计算安全系数Sea值 设计计算及说明结果输出轴设计1、求输出轴上的功率P4、转速n4和转矩T4P₄=3.02kwn₄=77.6r/2、求作用在齿轮上的力而Fa=F;tanβ=2613.2×tan13°59圆周力F、径向力F,及轴向力Fa的方向如图六所示设计计算及说明结果FF-T图六机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)设计计算及说明结果器，其公称转矩为630000N·mm,半联轴器的孔径d₁=40mm,故取 设计计算及说明结果图六(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d2-3=47mm,左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径D=48mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm,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L1略短些，现取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d2-3=47mm,由《机械设计(机械设计基础)课程设计》表15-7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30310,其尺寸为左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计(机械设计基础)课程》机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)设计计算及说明结果表15-7查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5mm,因此取d4-s=60mm;齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为71mm,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16-7=67mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=4mm,则轴环处的直径为ds-6=63mm。轴环宽度b≥1.4h,取ls-6=8mm。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l=30mm,故取5)箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取14-5=74.5mm,17-8=63.75mm(3)轴上的周向定位表6-1查得平键截面b×h=16mm×10mm,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m6;同样，半联轴器与轴的连接，选用平键12mm×8mm×70mm,半联轴器与轴的配合为m6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处(4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2×45°5、求轴上的载荷 设计计算及说明载荷水平面H垂直面V支反力F总弯矩扭矩T6、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α=0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢(调质),由《机械设计(第八版)》表15-1查得7、精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面截面7右侧受应力最大(2)截面7右侧抗弯截面系数抗扭截面系数Wr=0.2d^3=0.2×50^3=250结果机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)设计计算及说明结果截面7上的扭矩T₂为T4=37166N·mm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢,调质处理。由表15-1查得经插值后查得又由《机械设计(第八版)》附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为k:=1+q-(ar-1)=1+0.85由《机械设计(第八版)》附图3-2的尺寸系数Eo=0.73,扭转尺寸系数轴按磨削加工，由《机械设计(第八版)》附图3-4得表面质量系数为结果 又取碳钢的特性系数9o=0.1,φr=0.0:七、滚动轴承的选择及计算输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由《机械设计(机械设计基础)课程设计》表15-7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,其尺寸为d×D×T=30mm×72mm×20.75mm载荷水平面H垂直面V支反力F则Fr₁=523.58NFr₂=1569.67N结果则机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)则Fd₂=412.04NFa₁=499.44NFa₂=412.04NFa₁=Fa+Fa=137.44+362Fa₂=Fa₂=412.04N则则Pr₁=0.4Fr₁+0.4cotaFa=0.4×523.58+0.4×cot11°51'35"×499.44=则中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由《机械设计(机械设计基础)课程设计》表15-7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,其尺寸为d×D×T=30mm×72mm×20.75mmFa=338N载荷水平面H垂直面V支反力F设计计算及说明结果则Fr₁=1701.30N,Fr₂=2397.57N则Fa₁=446.59NFa₂=402.79N则Fai=Fa₁+Fa=446.59+338=784.59NFa₂=F₂=402.79N则则=0.4×1701.3+0.4×cot11°51'35"×784.59=则输出轴轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由《机械设计(机械设计基础)课程设计》表15-7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30310,其尺寸为d×D×T=50mm×110mm×29.25mmFa=651.5N结果载荷水平面H垂直面V支反力F则Fr₁=965.13N,Fr₂=2002.20N则则Fa₁=Fa+Fa=277.48+651.5=928.98NF₂=F₂=575.63NFr₁=965.13NFa₁=277.48NFa₂=575.63NFa₂=575.63N则则=0.4×965.13+0.4×cot12°57'10"×928.98=则故合格设计计算及说明结果八、键联接的选择及校核计算输入轴键计算机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)该处选用普通平键尺寸为b×h×1=6mm×6mm×28mm,接触长度T=0.25hl'd[or]=0.25×6×22×20T>T₂=32.73N●m,故单键即可。该处选用普通平键尺寸为b×h×1=8mm×7mm×50mm,接触长度T=0.25hl'd[σp]=0.25×7×42×25×T>T₂=32.73N●m,故单键即可。中间轴键计算该处选用普通平键尺寸为b×h×1=10mm×8mm×22mm,接触长度T=0.25hl'd[o]=0.25×8×12×35×T>T₃=97.35N●m,故单键即可。该处选用普通平键尺寸为b×h×1=10mm×8mm×56mm,接触长度T=0.25hl'd[or]=0.25×8×46×35×设计计算及说明结果T>T₃=97.35N●m,故单键即可。输出轴键计算机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)该处选用普通平键尺寸为b×h×1=12mm×8mm×70mm,T=0.25hl'd[or]=0.25×8×58×40×该处选用普通平键尺寸为b×h×1=16mm×10mm×50mm,接触长度接触长度T=0.25hl'd[op]=0.25×10×34×5T>T₄=371.66N●m,故单键即可。联轴器的选择结果十、减速器附件的选择机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)圆形油标A20(GB1160.1-89),外六角油塞及封油垫M14×1.5,箱座吊耳，吊环螺钉M12(GB825-88),启盖螺钉M8。十一、润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由《机械设计(机械设计基础)课程设计》表16-1查得选用N220中负荷工业齿轮油(GB5903-86)。当齿轮圆周速度v≤12m/s时，圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~60mm。由于大圆锥齿轮v=3.23m/s>2m/s,可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。这次关于带式运输机上的两级圆锥圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.《工程材料》、《机械设计(机械设计基础)课程设计》等于一体。巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮设计计算及说明结果结果设计计算及说明结果 机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)2b8结果图一、传动方案简图传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D(mm)1.3工作条件三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输1.4工作量1、传动系统方案的分析；2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；3、传动零件的设计计算；4、轴的设计计算；5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；6、键联接和联轴器的选择及校核；7、减速器箱体，润滑及附件的设计；8、装配图和零件图的设计；9、设计小结；10、参考文献；二、传动系统方案的分析传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方其减速器的传动比为8-15,用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算设计计算及说明3.1电动机的选择机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)(1)工作机所需功率P=FV/1000η。F-工作机阻力v-工作机线速度nw-工作机效率可取0.96(2)电动机输出功率P考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为7a为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即η-滚动轴承传动效率取0.99η,-圆锥齿轮传动效率取0.957₃-圆柱齿轮传动效率取0.97η₄-联轴器效率取0.99η₅-卷筒效率取0.96P,=FV1000n-m=2500×1.61000×0.96(3)确定电动机的额定功率P因载荷平稳，电动机额定功率P略大于P,即可。所以可以暂定电动机的额定功率为5.5Kw。3、确定电动机转速卷筒工作转速n。=60×1000V/πD=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/min由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15,故电动机的转速的可选范围为可见同步转速为1000r/min,1500r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min,1500r/min的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大结果表2电动机方案比较表(指导书表19-1)方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)电动机同步满载机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)123.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1、传动装置总传动比2、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约i=0.25i,低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取3.3计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速(各轴的标号均已在图中标出)2、各轴输入功率3、各轴转矩设计计算及说明选Y132M2-6型电动机结果机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)将计算结果汇总列表如下表3轴的运动及动力参数电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴工作机轴转速功率(kw)5转矩传动比11效率η工作寿命10年(设每年工作300天),三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。(GB10095-88)(2)材料选择由《机械设计(第八版)》表10-1小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度相差40HBS。(3)选小齿轮齿数zi=22,则大齿轮齿数zz=4zt=88初选螺旋角2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算设计计算及说明小齿轮：大齿轮：结果机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)(1)确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数k=1.62)查教材图表(图10-30)选取区域系数Z=2.4354)查教材图表(图10-26)得E=0.765E。₂=0.88E。=Ea+E₂=1.6455)由教材公式10-13计算应力值环数N₁=60n,jl,=60×436.36×1×(3×8×300×10)=1.885×6)查教材10-19图得：Km=0.9Km₂=0.957)查取齿轮的接触疲劳强度极限σHiml=650MpaOH8)由教材表10-7查得齿宽系数φ,=19)小齿轮传递的转矩T=95.5×10⁵×P₂/n,=9550X4655/436.36=101.88N.m许用接触应力为(2)设计计算1)按式计算小齿轮分度圆直径d,2)计算圆周速度结果机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)设计计算及说明4)计算齿宽与高之比夕6)计算载荷系数K由教材图表(表10-4)查得K=1.420查教材图表(图10-13)得Kr=1.32所以载荷系数3、按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式n设计(1)确定公式内各计算数值3)计算当量齿数Kga=K₇a机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)设计计算及说明结果4)查取齿形系数查教材图表(表10-5)Y=2.6476,Y=2.187345)查取应力校正系数查教材图表(表10-5)Y=1.5808,Y=1.786336)查教材图表(图10-20c)查得小齿轮弯曲疲劳强度极限σ=520MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限σp₂=400MPa。7)查教材图表(图10-18)取弯曲疲劳寿命系数K=0.85K₂=0.888)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由9)计算大、小齿轮的并加以比较(2)设计计算1)计算模数大齿轮的数值大.选用.算得的分度圆直径d,=61.4mm来计算应有的齿数. 2)计算齿数设计计算及说明结果大齿轮(齿轮2)齿顶圆直径为252mm—大齿轮(齿轮2)齿顶圆直径为252mm—(1)计算中心距(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(3)计算大.小齿轮的分度圆直径(4)计算齿轮宽度B₂=62B₁=67(5)结构设计小齿轮(齿轮1)齿顶圆直径为66mm采用实心结构合辅8p6h%2/105.20011#6斤F5B₁=67B₂=62结果N增#机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)图二、斜齿圆柱齿轮4.2直齿圆锥齿轮传动设计(主要参照教材《机械设计(第八版)》)已知输入功率为P,=4.95kw、小齿轮转速为n,由电动机驱动。工作寿命10年(设每年工作300天),三班制，带式输送，工作1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度(2)材料选择由《机械设计(第八版)》表10-1小齿轮材料可选为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料取45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料(3)选小齿轮齿数zi=25,则大齿轮齿数z₂=2.2zi=552、按齿面接触疲劳强度设计(1)、确定公式内的各计算值1)试选载荷系数k=1.82)小齿轮传递的转矩T=95.5×10⁵×P/n₁=49.24KN.Mn3)取齿宽系数φg=0.354)查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限σnml=650Mpa大齿轮的接触疲劳极限im₂=550Mpa6)由教材公式10-13计算应力值环数N₁=60n,jl,=60×960×1×(3×8×300×10=4.1472×7)查教材10-19图得：Km=0.89KnN₂=0.9机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)设计及设计说明结果(2)设计计算1)试算小齿轮的分度圆直径，带入[σ]中的较小值得2)计算圆周速度V3)计算载荷系数查图表(表10-3)得齿间载荷分布系数K=根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得KHg=1.25的得载荷系数K=K,K,KK=2.1564)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得3、按齿根弯曲疲劳强度设计(1)确定公式内各计算数值)计算载荷系数K=K,K,K,K=1X1.15X1X1.875=2.152)计算当量齿数机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)结果3)由教材表10-5查得齿形系数4)由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ₁=520MP。,大齿轮的弯曲疲劳强度极限σ2=400MP。5)由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.83Kx₂=0.856)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得7)计算大小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算.(2)设计计算取M=2.75mm机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)度圆直径d,=90.50mm来计算应有的齿数.设计及设计说明结果计算齿数取z₁=33那么z,=2.2×33=734、计算几何尺寸(6)b=Rφr=38.37圆整取B₂=36mmB,=41mm(7)机构设计小锥齿轮(齿轮1)大端齿顶圆直径为95.76mm采用实心结构其零件图如下大锥齿轮(齿轮2)大端齿顶圆直径为203mm采用腹板式结构"设"合合者*1NMh2斤b030A咄A*轻线E线E11调演发琴，220-250HBS2未注膜息半控R]机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)图三、直齿锥齿轮设计计算及说明结果五、轴的设计计算1、求输入轴上的功率P,、转速n,和转矩TP,=4.95kwn₁=960r/minT,=49.24N2、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Fr=Ft.tan20°cosS圆周力F₁、径向力F-及轴向力Fa的方向如图二所示FI己F53、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《机械设计机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)(第八版)》表15-3,取Ao=112,得结果输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12,为了使所选的轴直径di2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Ta=K₄T₂,查《机械设计(第八版)》表14-1,由于转矩变化很小，故取K₄=1.3,则查《机械设计课程设计》表14-4,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d12=30mm,半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为60m4、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案(见图五)34段45段12段34段45段12段23段67段图五、输入轴轴上零件的装配(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，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径d₃=37mm。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取L₁2=58mm2)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d₂=37mm,由《机械设计课程设计》表13-1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30308,其尺寸为机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)d×D×T=40mm×90mm×25.25mm所以d₄=40mm而L₃₄=25.25mm设计计算及说明结果3)取安装齿轮处的轴段67的直径d。=35mm;为使套简可靠地压紧轴承，565)锥齿轮轮毂宽度为50mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮取L=61mm由于Lp≈2La,故取L=98mm(3)轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d。=35mm由《机械设计(第八版)》表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k(4)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2×45°,轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。轴承与齿轮间的距离为54.25mm。)(见图四)载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)结果扭矩TT,=49.24N.M6、按弯扭合成应力校核轴的强度转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6,轴的计算应力为前已选定轴的材料为45钢(调质),由《机械设计(第八版)》表15-1查得[o-]=60MPa,σ<[σ-],故安全。1、求输出轴上的功率Pm、转速n和转矩Tm2、求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为圆周力F、径向力F,及轴向力Fa的方向如图六所示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),根据《机械设计(第八版)》表15-3,取Ao=112,得机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)输出轴的最小直径为安装联轴器的直径di2,为了使所选的轴直径d12与联轴器的设计计算及说明结果于转矩变化很小，iT则图六、输出轴的载荷图查《机械设计课程设计》表14-4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d₁=40mm,所以取d=40mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。图七、输出轴轴上零件的装配机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)(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段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的设计计算及说明结果直径d₂-3=47mm,1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长轴承，参照工作要求并根据dz-3=47mm,由《机械设计课程设计》表13-1d×D×T=50mm×110mm×29.25mm,d₃-4=d₇-g=50mm,因而可以13-1查得30310型轴承的定位轴肩高度d,=60mm,因此取d₄s=60mm。度h>0.07d,故取h=4mm,则轴环处的直径为ds-6=63mm。轴环宽度b≥1.4h,取ls-6=8mm。5)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(3)轴上的周向定位机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)版)》表6-1查得平键截面b×h=16mm×10mm,键槽用键槽铣刀加工，长为结果H7;同样半联轴器与轴的连接，选用平键12mm×8mm×70mm,半联轴器与轴的配合为矣2,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.取轴端倒角为2×45°,轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩MMH=131655N.mm总弯矩扭矩T6、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α=0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢(调质),由《机械设计(第八版)》表15-1查得机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)7、精确校核轴的疲劳强度(1)判断危险截面结果(2)截面右侧校核抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×63³=25004.7mm³抗扭截面系数Wr=0.2d³=0.2×63³=50009.4mm³截面右侧弯矩M=√Mn²+Mv²=102.713N.m截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力又由《机械设计(第八版)》附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为ko=1+go(ao-1)=1+0.82×kr=1+q-(ar-1)=1+0.85×(机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)结果轴未经表面强化处理，即β₄=1,则综合系数为又取碳钢的特性系数为计算安全系数Sca值(3)截面左侧抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×55³=16637.5mm抗扭截面系数Wt=0.2d³=0.2×55³=33275mm截面右侧弯矩M=√Mn²+Mr²=102.713N.m截面上的弯曲应力机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)截面上的扭转切应力设计计算及说明结果过盈配合处取故有效应力集中系数为又取碳钢的特性系数为计算安全系数Sa值故可知安全1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T2、求作用在齿轮上的力已知小斜齿轮的分度圆直径为机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)Fa₁=Ftanβ=3286×tan14°35'已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径设计计算及说明结果dm₂=d2(1-0.5φr)=mZ2(1-0.5φr)=2.75圆周力Fn、Fn,径向力Fn、Fy:及轴向力Fa、Fa2的方向如图八所示F 图八、中间轴受载荷图机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)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),根据《机械设结果计(第八版)》表15-3,取Ao=110,得间中轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d₁-2和ds-64、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案(见图九)图九、中间轴上零件的装配(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度承，参照工作要求并根据d₁-z=ds-6>24.21mm,由《机械设计课程设计》表13.1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,其尺寸为d×D×T=30mm×72mm×20.75mm,di-2=ds-6=30mm。2)取安装齿轮的轴段dz-3=d4-s=35mm,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L=42mm,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l2-3=38mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=4mm,则轴环处的直径为d3-4=43mm。3)已知圆柱直齿轮齿宽B₁=67mm,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14-s=63mm。机电工程学院机械设计制造及自动化(机械制造)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l₁-2=53.75mm(3)轴上的周向定位结果圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d2-3由《机械设计(第八版)》表6-1查得平