圆锥圆柱减速器(机械设计课程设计)-(-最终版)

西安电子科技大学课程设计报告班 级： 041012 组 员： 王 典 04101184 王东旭 04101185刘瑞明 04101186李志辉 04101187薛 敏 04101188田艳妮 04101189 指导教师： 陈永琴 材 料 目 录序号 名称 数量1 课程设计任务书 12 课程设计计算说明书 13 零件图 34 减速器装配图 11西 安 电 子 科 技 大 学机械设计课程设计任务书设计题目: 圆锥圆柱式减速器设计 院 系： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名: 指导教师: 机械设计课程设计任务书一、 设计题目（圆锥圆柱式）设计一链板式输送机的传动机构，其传动简图如下：21 电动机2 联轴器3 减速器4 链传动5 输送链二、 已知数据输送机链条总拉力 F= 6000 (N)输送机链条速度 V= 0.8 ( )sm输送机链轮节圆直径 D= 300 (mm)输送链链轮轴上效率 （包括链轮与轴承的功率损失）96.0w工作年限 5 年， 每日工作 2 班输送链速度允许误差为 三、工作条件：连续单向运转，有轻微振动，灰尘较多，小批量生产。四、 设计工作量1 零件工作图 13 张（各零部件三维模型）2 减速器装配图一张（三维装配模型、运动仿真模拟）3 设计计算说明书一份设计计算说明书 目录一、设计方案的布置 2X X1234 5Fv3二、电动机的选择 3三、计算总传动比及分配各级的传动比 4四、运动参数及动力参数计算 5五、传动零件的设计计算 71、圆锥齿轮传动设计计算2、圆柱齿轮设计计算六、轴的设计计算 151、输入轴的设计2、中间轴的设计3、输出轴的设计4、轴的校核（以中间轴为例）七、滚动轴承的选择及校核计算 26八、箱体的设计 九、联轴器的选择 28十、润滑与密封 28十一、总结 十二、参考文献 29十三、附录（零件及装配图）28设计计算说明书1、设计方案的布置设计一链板式输送机的传动机构，其传动简图如下：X X1234 5Fv1.电动机2.联轴器3.减速器4.链传动5.输送链二、电动机的选择1. 电动机的类型：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. 功率的确定2.1 工作机所需功率 (kw):wP=Fv/(1000 )=60000.8/(10000.96)= 5kww2.2 电动机至工作机的总效率 ：通过查机械课程设计手册表 1-7 确定各级传动的机械效率：八级精度圆锥齿轮传动（油润滑）：0.95八级精度圆柱齿轮传动（油润滑）：0.97滚子链传动效率：0.96=5kwwP2弹性柱销联轴器：0.993圆柱滚子轴承：0.98= 13245=0.9930.9830.950.970.96=0.8268（ 为联轴器的效率， 为轴承的效率， 为圆锥齿轮传动的效率， 为1234圆柱齿轮的传动效率， 为链传动的效率）52.3 所需电动机的功率 (kw):dP= /=5Kw/0.8268=6.0474kwdPw2.4 电动机额定功率: dm由表 16-1 选取电动机的额定功率为 7.5kw.3. 确定电动机的型号工作机转速 =60v1000/(D)=51r/min wn电动机转速的选择 选用常用同步转速 1000r/min,1500r/min 两种作对比。总传动比 i= / ,其中为 电动机的满载转速。dnwdn现将两种电动机的有关数据列于如下表比较。方案 电动机型号额定功率/kw同步转速/（r/min）满载转速/（r/min）总传动比iI Y160M6 7.5 1000 970 19.02II Y132M4 7.5 1500 1440 28.235由上表可知方案 I 总传动比过小，为了能合理的分配传动比，使传动装置结构紧凑决定选用方案 II。电动机型号的确定 根据电动机功率和同步转速，选定电动机型号为Y132M4。查表 12-1 知电动机座中心高为 132mm， ，中机座，4 为电动机的极数。 电动机型号 额定功率(kw)满载转速(r/min)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M4 7.5 1440 2.2 2.3=0.8268=6.0474kwdP=51r/minwn电动机型号：Y132M42三、计算总传动比及分配各级的传动比1.总传动比：= / =1440/51=28.235总imnw2.分配传动比的基本原则：在设计两级或多级减速器时，合理地将传动比分配到各级非常重要。因它直接影响减速器的尺寸、重量、润滑方式和维护等。分配传动比的基本原则是：(1)使各级传动的承载能力接近相等（一般指齿面接触强度）(2)使各级传动的大齿轮浸入油中的深度大致相等，以使润滑简便。(3)使减速器获得最小的外形尺寸和重量。对圆锥圆柱齿轮减速器的传动比进行分配时，要尽量避免圆锥齿轮尺寸过大、制造困难，因而高速机圆锥齿轮的传动比 不宜太大，通常取 =0.251i1i，且 3。2i13.初定链传动的传动比： = =3.1373i链减速器的传动比： =i/ =28.235/3.137=9减锥齿轮的传动比： = =0.5 3=1.51i减i25.0柱齿轮的传动比： =9/1.5=6四、运动参数及动力参数计算1. 各轴的转速 n(r/min)高速轴的转速： = =1440 r/min1nd中间轴的转速： = / =1440/1.5=960 r/min2i=28.235总i=1.51i=62=3.1373i2低速轴的转速： = / =960/6=160 r/min3n2i滚筒轴的转速： = / =160/3.137=51r/min42. 各轴的输入功率 P（kw）高速轴的输入功率：P1 =Pd =6.0051kw1中间轴的输入功率：P2 =P1 =5.591kw23低速轴的输入功率：P3=P2 =5.315kw4滚筒轴的输入功率：P4=P3 =5kw523. 各轴的输入转矩 T(Nm)高速轴的输入转矩： 39.825Nm11/90nPT中间轴的输入转矩： 55.619Nm225低速轴的输入转矩： 317.239Nm33/滚筒轴的输入转矩： 936.275Nm4490nT4. 各轴的运动和动力参数项目 转速(r/min) 功率(kw) 扭矩(N*m) 传动比高速轴 I 1440 6.0051 39.825 1中间轴 960 5.591 55.619 1.5低速轴 160 5.315 317.239 6滚子链 51 5 936.275 3.137五、传动零件的设计计算（一） 圆锥齿轮传动的设计计算已知数据：传动比 u= =1.5，功率 P=6.0051kw1i小齿轮 =1440r/min，扭矩 =39.825 Nmn1T=1440r/min1n=960r/min2=160r/min3=51r/min4nP1=6.0051kW=5.591kW2P=5.315kW3=5kW4=39.825Nm1T=55.619Nm2=317.239N3m=936.275N4Tm2大齿轮 =960r/min，扭矩 =55.619 Nm2n2T1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.1 选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制 齿形角190236/TGB，顶隙系数 5，齿顶高系数 ，螺旋角 ，轴20*0.2c*ahm夹角 ，不变位，齿高用顶隙收缩齿。91.2 根据课本表 10-1，材料选择，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。1.3 根据课本表 10-8，选择 8 级精度。2. 按齿面接触疲劳强度设计公式： 2.921td32125.0uKTZRRHE2.1 参数确定 试选载荷系数 =1.3tK计算小齿轮传递的扭矩 =39.825Nm1T选取齿宽系数 =1/3（锥齿轮 =0.250.35）RR由课本表 10-6 查得材料弹性影响系数 。1289.EZMPa由图 10-21d 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限 Hlim2=550MPa。计算应力循环次数91 10523.36824060NhjLn29由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数1.0HNK94.02HNK计算接触疲劳许用应力MpaS569.1lim1HN17042li2 22.2 试算小齿轮的分度圆直径代入 中的较小值得H2.92 =79.39 mm 1td32125.0uKTZRE2.3 计算圆周速度 vmtm 6.39.7)15.0(1 )06/(nd=（3.1415966.161440）/（601000）=5m/s3.修正分度圆直径齿轮的使用系数载荷状态轻微冲击，查表 10-2 得 =1。AK由图 10-8 查得动载系数 =1.27。VK由表 10-3 查得齿间载荷分配系数 = =1。HF依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表 10-9 得轴承系数=1.25beHK由公式 = =1.5 =1.51.25=1.875 接触强度载荷系数FbeHK= =11.271.875=2.38AV按实际的载荷系数修正所得的分度圆直径为：=79.39 =97.12 mm31/ttd3.1824.选择齿轮及计算相关参数选取 =24， = i=241.5=361z21z实际传动比:u=i= / =36/24=1.5模数 m= / =97.12/24=4.047mm，1d参考机械原理就近取模数 m=4.实际分度圆直径 =m =424=96 mm1z=m =436=144 mm2d分锥角 69.3/arctn1u=90 - =56.3121锥顶距 mm87215.2dR2齿宽 b= R= 87=29 mmR31名称 代号 小圆锥齿轮 大圆锥齿轮齿数 z 24 36模数 m 4分锥角 33.69 56.31分度圆直径 d 96 144齿顶高 ah4齿根高 f 4.8锥距 R 87齿宽 b 295.弯曲疲劳强度校核5.1 校核 弯 曲强度公式如下：=FRSaFFbmYKT)5.01( FNSK/lim5.2 参数确定：弯曲强度载荷系数 K= =2.38 AVF=39.825 Nm1T齿形系数 =1.62FaY应力校正系数 =2.53s齿宽 b=29 mm模数 m=4取 =0.85 1NK8.02n=500Mpa limMpa302lim疲劳强度安全系数 S=1.251.5，取 S=1.45.3 计算：pabYKTRSaFF 724.83)5.01()(111 MN 50/8./lim=241z=362m = 4 mm=96 mm1d=144mm22 MPaSKFNF 86.234.1/380./lim2 所以，符合 F满足弯曲强度要求，所选参数合适，设计合理。（二）圆柱齿轮传动的设计计算已知数据：传动比 i=6功率 P=5.591kw小齿轮 =960 r/min，扭矩 = 55.619Nm1n1T大齿轮 =160r/min，扭矩=317.239Nm21.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.1 选用闭式直齿圆柱齿轮传动。1.2 根据课本表 10-1，选择小齿轮材料 40Cr 钢，调质处理，硬度280HBS；大齿轮材料 45 钢，调质处理，硬度 240HBS 。1.3 根据课本表 10-8，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度。1.4 试选小齿轮齿数 =201z则 =u = =620=1202z12i2.按齿面接触疲劳强度设计公式： 32112HEdtt ZuTK2.1 确定参数：试选载荷系数 =1.3t计算小齿轮传递的转矩 =55.619Nm 1T由表 10-7 选取齿宽系数 =1d由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 =189.8EZ21MPa由图 10-30 取出 =2.5HZ由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限2=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限 =550Mpa。1limH 2limH计算应力循环次数=609601（283655）=1.68210hjLnN260 9= /u=1.68210 /6=2.8110198由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ， 。94.01HNK05.12HN计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S=1=0.94600/1=564 MPaSKHNH1lim1=1.05550/1=577.5Mpa2li22.2 计算试算试算小齿轮的分度圆直径，带入 中的较小值得H= mm 32112HEdtt ZuTK3 25648.19.1569. =49.227mm 计算圆周速度= m/s=2.474m/s1062nvt106927.4.3计算齿宽=1 49.227=49.227tdb12.3 修正法面分度圆直径根据 v=2.474m/s，由图 10-8 查得动载荷系数 =1.15；VK直齿轮， = =1HKF由表 10-2 查得使用系数 =1A由表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.453。H由 =8.89， =1.453 查图 10-13 得 =1.35;hbHKFK故载荷系数=201z=12022= =11.1511.35=1.67KAVHF按实际的载荷系数修正所得的分度圆直径：= =53.526mm31ttd3.16749.23.几何尺寸计算3.1 计算模数 m：=53.526/20=2.67631zd选取标准模数：法面模数 m=2.53.2 计算分度圆直径= m=202.5mm =50mm1dz= m=1202.5mm =300mm23.3 计算中心距a=( + )/2=(50+300)/2=175mm1d23.4 计算齿轮宽度b= =150mm=50mmd13.5 低速级齿轮传动的尺寸名称 代号 圆柱小齿轮 圆柱大齿轮齿数 z 20 120法面模数 m 2.5法面压力角 a 20传动比 i 6分度圆直径 d 50 300齿顶圆直径 a55 305齿根圆直径 f 43.75 293.75中心距 a 1752齿宽 b 55 504.按齿根弯曲强度校核4.1 校核公式为： = 213zmYKFdSatFSKFEN14.2 参数确定：计算载荷系数 = =11.1511.35=1.5525KAVF圆周力 =2T/d=255.6191000/50=2224.76NtF齿形系数 =2.8 1aY164.2FaY应力校正系数 =1.55 Ss由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮150FEMPa的弯曲疲劳强度 2380FEMPa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 =0.85, =0.881FNK2FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.44.3 计算MpabmYKFSat92.1 )105.2/(8.5.1047.5 61 pabYFst9.107 )105.2/(164.80.145 6 m =2.5=201z=1202=50mm1d=300mm2a=175mmb=50mm2=0.85500/1.4=303. MpaSKFENF11=0.88380/1.4=238.86 Mpa22所以，符合 F满足弯曲强度要求，所选参数合适，设计合理。六、轴的设计计算1. 输入轴设计1.1 求输入轴上的功率 、转速 和转矩1p1n1T=6.0051kW =1440r/min =39.825 Nm1p 11.2 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mm80)315.(965.01 RmdNTFt 82321.3 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） ，根据课本表 15-3，取 ，得120AmnPd028.145.6331min 规定：当该轴段截面上有一个键槽时，d 增大 5%7%，两个键槽时，d 增大 10%15%。由上图可知，轴上有两个键槽，故直径增大 10%15%，取 =20 mm 12d左右。输入轴的最小直径为安装联轴器的直径 ，为了使所选的轴直径12d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。12d联轴器的计算转矩 ，查课本表 14-1，由于转矩变化很小，1TKAca故取 ，则 ，因输入轴3.AKmN725.18.39与电动机相连，转速高，转矩小，选择弹性套柱销联轴器。电动机型号为 Y132M4。查课程设计书确定 LT4 型弹性套柱销联轴器，其公2称转矩为 63 ，半联轴器的孔径 =20mm，故取 =20mm，半联轴mN 1d12d器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm。L5211.4 拟定轴上零件的装配方案1.5 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 。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴237dm2向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 ，由237dm机械设计课程设计表 12-4 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 ，0.5dDT，而 ，这对轴承均采用轴肩进行轴向34560dm342.75lm定位，由机械设计课程设计表 12-4 查得 30306 型轴承的定位轴肩高度 da37543）取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 ；为使挡油环可靠地压紧轴6725dm承，5-6 段应略短于轴承宽度，故取 。5630.7l4）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 ，故取30lm2350lm5）由机械设计手册锥齿轮轮毂宽度为 ，为使套筒端面671.230d可靠地压紧齿轮取 。6754.2lm6） 45lm1.6 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 由机械设计（第八版） 表 6-67d1查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 20mm，同时为87bhm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 ；滚76Hk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k6。=20mm 12d=27 mm3m04d753627ml381221.7 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2452. 中间轴设计2.1 求中间轴上的功率 、转速 和转矩2p2n2T=5.591kW =960r/min =55.619Nm2p2.2 求作用在齿轮上的力已知小圆柱直齿轮的分度圆半径 =50 mm1d=12dTFtkN2476.5069.=2224.76 =810Ntanr 0tan已知大圆锥齿轮的平均分度圆直径mm12)35.1(45.012 RtmdNTFt 927612costanr N87.6cos0tanita 2135i2.3 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） ，根据课本表 15-3，取 ，得120AmnPd15.2096.13320min 中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径 和 ，故d6d.min2.4 拟定轴上零件的装配方案如图ml50237.4l5.306ml247轴全长237.75mm22.5 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）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 = 20.15，由机械设计课程12d56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 30205，其尺寸为 ，mTD25.1625d。 md2562-1这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由 机械设计课程设计 表 12-4md15.20in2查得 30205 型轴承的定位轴肩高度 ，因此取挡油环直径 。3.5hmm322）取安装齿轮的轴段 ，锥齿轮左端与左轴承之间采用d305432挡油环定位，查机械设计手册知锥齿轮轮毂长 ，mdl3)2.1(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，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，故取ml302 0.7h，则轴环处的直径为 。h md3643) 已知圆柱直齿轮齿宽 b=55mm，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 =53mm。45l4）取 。12340,1,lml630m2.6 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 由机械设计（第八版） 23d表 6-1 查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为mhb7820mm，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 ；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按 由机械设76Hm45d计（第八版） 表 6-1 查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀mhb78加工，长为 38mm，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 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保76Hm证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。2.7 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 245d251m3064d526ml3012l34=53mm5ml06轴总长：153mm23. 输出轴的设计3.1 求输出轴上的功率 、转速 和转矩3p3n3T=5.315kW =160r/min =317.239Nm3P3.2 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） ，根据课本表 15-3，取 ，得120AmnPd036.165.330min 当轴段截面上有 2 个键槽时，d 增大 10%15%，则 取整数ind=40mmmind3.3 拟定轴上零件的装配方案如图23.4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 输出轴的最小直径为安装小链轮的直径 ，取 ，小链轮与12dm4021轴配合的毂孔长度为 56mm。为了满足小链轮的轴向定位，1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取 2-3 段的直径 ，左端用轴端挡圈定位，d4732按轴端挡圈直径 ，小链轮与轴配合的毂孔长度 ，为m49D156Lm了保证轴端挡圈只压在小链轮上而不压在轴的端面上，故 1-2 段的长度应比 略短些，现取 。1L1253l2）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 ，由机械设计课程设计md4732表 12-4 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32210，其尺寸为 ，TDd5.905，而 。md58743 ml7.243左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表 12-4 查得32210 型轴承的定位轴肩高度 ，因此取 ；齿轮右端h5. md574和右轴承之间采用挡油环定位，已知齿轮轮毂的宽度为 68mm，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 。l4876.齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 ，故取md576 0.hd，则轴环处的直径为 。轴环宽度 ，取h4md635 1b。568l4）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 ，故取30lm2350lm=40mm12dm473=50mmd5463=55mm7=50mm8dml53120l7.435=8 mm6lm487=36mml轴全长25） 。478.5,36lml3.6 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 244. 轴的校核根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图中可以看出圆柱齿轮位置的中点截面是轴的危险截面。计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的 、 及 的值列于下表HMV载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 FNN76.1252 NFN5.6731V2弯矩 M mH.3mMv8.总弯矩 1756622扭矩 T =55.619NmT294.25mm24.1 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 ，轴的计算应力6.0MPaWTMca 36.12301.59672232 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由课本表 15-1 查得许用弯曲应力 ，因此 ，故安全。Pa601 ca7、滚动轴承的选择及校核计算（以中间为例）1. 中间轴上的轴承计算由轴的设计计算可知，中间轴的滚动轴承为 30205.1.1 已知： kNFNV6735.01kNFNV325.0H176.Hk125.1.2 求两轴承的轴向力NVr 693.02.35.02211 kNFH172 Yr 28.)6.12/(3.95)/(1d N3570F2 18.64daed.21 NFda8.621.3 求轴承当量动载荷 和1P2所以e0.9365.Fr1a.14.01YX， e 所以.78r2a 22，因为轴承运转中有中等冲击，按表 13-6 fp 取 1.5 NFYXfp