圆锥减速器设计--课程设计计算说明书.docx

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除xx建筑工程学院课程设计计算说明书题目名称： 机械设计课程设计 学 院： 机械工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 学 号： xx 学生姓名： xx 指导教师： xx 职 称： 教授 xx年 x月 x 日目 录一、传动方案的选择4二、电动机的选择4三、计算总传动比及分配各级的传动比5四、运动参数及动力参数计算5五、圆锥齿轮设计7六、圆柱斜齿轮设计11七、高速轴的设计及轴承和键校核15八、中间轴的设计及轴承和键校核20九、低速轴的设计及轴承和键校核25十、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算29 十一、润滑与密封30十二、参考资料目录30十三、设计小结31此文档仅供学习与交流机械设计课程设计指导书一、课程设计目的：1、培养学生综合运用机械设计课程及其它选修课程的理论知识和生产实际知识解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练使所学的理论知识得以巩固和提高。2、学识和掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立设计的能力，为后续课程的学识打下良好的基础。3、进行机械设计工作基本技能的训练，包括设计计算、绘图、查阅和使用标准规范、手册、图册等相关技术资料等。二、课程设计的题目：题目 7-3 三、课程设计的内容：、传动装置的总体设计。、传动件及轴系零部件的设计计算。、减速器装配图及零件工作图设计。、设计计算说明书的编写。四、每个同学应该完成的工作：）减速器装配图张（）(绘图)。2）零件（一根轴和一个齿轮或涡轮）工作图两张（A3）（Auto CAD绘图）。3）设计说明书一份，7000-10000字。用黑色碳素笔书写，要求字迹书写工整，格式规范。或者采用A4纸打印，要求使用公式编辑器编辑，AUTO CAD或者WORD绘图。并在设计说明书的最后写出参考资料和500-800字的设计小结。五、课程设计的步骤：1）设计准备 认真研究设计任务书，明确设计要求和条件；认真阅读减速器参考图，拆装减速器，从而熟悉设计的对象。2）传动装置的总体设计 根据设计要求拟定传动总体布置方案，选择原动机，计算传动装置的运动和动力参数。3）传动件和轴的设计计算。4）装配图的设计 计算和选择支撑零件；绘制装配草图，完成装配工作图。5）零件工作图的设计。6）整理和编写设计计算说明书。7）设计总结和答辩。、注意问题：1）在参考原有资料的同时，注重创新。2）正确使用标准和规范。3）以理论计算为依据，全面考虑设计对象的结构、工艺、经济性等要求。4）注重计算和画图的关系。5）设计中要严肃认真，独立思考，切忌抄袭照搬，有错就改。注意进度，保质保量按时完成设计任务。七、设计时间:设计时间2周：18周至19周，19周的周五下午4:30交设计成果。八、评定成绩五级：优、良、中、及格、不及格设计项目计算依据与说明计算结果与单位（一）传动方案拟定（二） 电动机的选择电动机类型电动机容量设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器工作条件：空载起动，经常满载运行，工作有震动，不反转。单班制工作。运输机卷筒直径D=320mm,运输机容许速度误差为5%。减速器为小批生产，使用年限10年。（1） 原始数据：运输机拉力2200F/N；带速V=1.5m/s；滚筒直径D=320mm Y系列三相异步电动机工作机所需功率：pw=FwVW1000W=2.21031.410000.96=3.21kw其中，带式输送机的效率=0.96（查表10-1）。电动机的输出效率。其中为发动机至滚筒主动轴传动装置的总效率，包括一对圆锥齿轮传动，一对圆柱齿轮传动，三对滚动轴承，两对联轴器。值计算如下:由表10-1查的圆锥齿轮=0.96，滚动轴承=0.99圆柱齿轮=0.97，联轴器=0.99因此:设计项目计算依据与说明计算结果与单位电动机转速（三）计算总传动比和各级传动比总传动比各级传动比（四）传动装置的运动和动力参数=0.886所以根据选取电动机的额定功率使并有表10-78查的电动机的额定功率为计算滚筒转速：r/min 查表3-1圆锥齿轮传动比圆柱齿轮传动比则总传动比的范围为电动机转速范围应为有750r/min和1000r/min的综合比较选择1000r/min的。根据同步转速查表10-78确定电动机型号Y132M1-6,其满载转速圆锥齿轮，圆柱齿轮，设计项目计算依据与说明计算结果与单位各轴转速各轴功率各轴转矩计算结果参数 轴名电动机轴轴轴轴工作机轴转速r/min96096032083.5583.55功率P/kW43.963.763.613.57转矩/n*m39.739.4112.2412.6408.1传动比1133.831效率0.990.950.960.98设计项目计算依据与说明计算结果与单位（五）圆锥齿轮设计选定齿轮精度等级,材料及齿数。按齿面接触疲劳强度设计(1) 确定公式内参数值。初选载荷系数Kt计算小齿轮传递转矩T1初选齿宽系数R材料弹性系数ZE需用接触应力H1,2,小齿轮接触疲劳极限1，大齿轮接触疲劳强度极限2应力循环次数接触疲劳寿命系数KHN1,KHN2。安全系数SH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.由表41选取小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度为240HBS;大齿轮材料为45钢，正火，齿面硬度为200HBS，选取小齿轮齿数Z1=25，大齿轮齿数Z2=iZ1=325=75。根据设计式（4-26）计算： d1t2.923KtT11-0.5R2RUZEH2初选Kt=1.3T1 =9.551063.76960=3.74104(N.mm)选取R=13由表4-4查的材料弹性系数ZE=189.8(Mpa)由表4-14（a）查得1=590（Mpa）由表4-15（a）查得2=390（Mpa)由式（4-9）计算，得N1 =60n1th=6019608130010=1.38109N2 =N1i=1.381093=4.6108由图4-18查得KHN1=0.92 KHN2=0.95Z1=25 Z2=75 。Kt=1.3T1 =3.74104(N.mm)R=13 ZE=189.8(Mpa)1=590(Mpa)2=390(Mpa)N1=1.38109N2=4.6108KHN1=0.92KHN2=0.95设计项目计算依据与说明计算结果与单位计算接触疲劳许用应力H1,2(2）计算试计算小齿轮分度圆直径d1t计算平均直径dm1t计算平均圆周速度Vm计算载荷系数K。使用系数KA,动载系数KV,齿向载荷系数K,齿间载荷系数K.载荷系数K按实际载荷系数校正分度圆直径d1计算模数2、主要参数与几何尺寸计算参照表4-5选取SH=11=KHN1Hlim1SH=0.925901=542.8H2=KHN1lim2SH0.955901=370.5d1t2.923KtT11-0.5R2RUZEH2 d1t2.9231.33.741041-0.5132133189.8370.52=72.5dm1t=d1t(1-0.5R)=72.5(1-0.513)=60.42(mm)Vm=dm1tn1601000=60.42960601000=3.04(ms)查表4-2，KA=1.25按九级精度和速度Vm查图4-8，选取KV=1.24由小齿轮悬臂布置，选取KH=KF=1.51.25=1.875KH=KF=1K=KAKVKHKH=1.251.1711.875=2.74d1 d1t3kKt=72.532.741.3=94.3m=d1z1=92.9625=3.8(mm)由标准模数系列表4-9，选m=4(mm)SH=1H1=542.82=370.5d1t=72.5（mm）dm1t=60.42(mm)Vm=3.04(ms)KA=1.25KV=1.24KH=KF=1.51.25=1.875 KH=KF=1K=2.74d1=94.3mmm=4(mm)设计项目计算依据与说明计算结果与单位计算分度圆直径d1,d2.计算锥距尺寸计算齿宽b计算分度圆锥角1，2.3、校核齿根弯曲疲劳强度 （1）确定公式内各计算参数值（2）、齿形系数YFa1YFa2 。当量齿数Zv1、Zv2。应力修正系数Ysa1、Ysa1许用弯曲应力F1、F2.寿命系数KFN1、KFN2极限应力Flim1、Flim2.安全系数SF许用弯曲应力F1、F2.3、校核齿根弯曲疲劳强度d1=mz1=425=100(mm)d2=mz2=475=300(mm)R=d12u2+1=10029+1=158.1(mm)b=RR=13158.1=52.7取b1=b2=52(mm)2=tanh-1u=tan-13=71o341=90o-2=18o26根据式（4-27）得F=4KT1YFaYsaR（1-0.5R）2Z12m3u2+1FZv1=Z1cos1=25cos18O26=26.4Zv2=Z2cos2=75cos71o34=237.由图4-20，取YFa1=2.62 YFa2=2.12由图4-21，取Ysa1=1.6 Ysa1=1.88由图4-26，取KFN1=0.86 KFN2=0.9 由图4-22（a）取Flim1=200(Mpa)由图4-23（a）取Flim2=170(Mpa)参照表4-5，取SF=1.3F2=KFN2Flim2SF=0.91201.3=117.7F1=KFN1Flim1SF=0.862001.3=132.3d1=100(mm)d2=300(mm)R=158.1(mm)b1=b2=52(mm)2=71o341= 18o26Zv1=26.4Zv2=237.2YFa1=2.62 YFa2=2.12Ysa1=1.6 ， Ysa1=1.88KFN1=0.86 KFN2=0.9Flim1=200(Mpa)Flim2=170(Mpa)SF=1.3F2=117.7(Mpa)F1=132.3(Mpa)设计项目计算依据与说明计算结果与单位F1=4KT1YFaYsaR（1-0.5R）2Z12m3u2+1=42.863.741042.621.6131-0.5132252332+1 =58.69(Mpa)F2=F1YFa2Ysa2YFa1Ysa1 =58.692.121.882.621.6 =55.80 (Mpa)F1=32.53(Mpa) F2=31.02Mpa F1F1 F2F2 弯曲强度足够设计项目计算依据与说明计算结果与单位（六）斜齿圆柱齿轮设计选定齿轮精度等级,材料及齿数。1，按齿面接触疲劳强度设计(1) 确定公式内的各计算参数。试选初选螺旋角。计算小齿轮转矩选择齿宽系数确定节点区域系数确定弹性系数小大齿轮接触疲劳强度极限分别为应力循环次数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.由表41选取小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度为240HBS;大齿轮材料为45钢，正火，齿面硬度为200HBS，选取小齿轮齿数Z1=25，大齿轮齿数Z2=3.8325=95。根据式（4-18）试算，即初选取齿宽系数=1由图4-13得=2.43由表4-4得=189.8（）由图4-14（a）查得=590MPa由图4-15（a）查得=390MPa=1=2.43=189.8=590MPa=390MPa设计项目计算依据与说明计算结果与单位确定疲劳寿命系数安全系数确定许用接触应力端面重合度（2） 计算试计算小齿轮分度圆直径计算圆周速度查图4-18查的接触疲劳寿命系数=0.92=0.94参照表4-5 SH=1取=366.6（Mpa）由式（4-19）得=0.92 =0.94 SH=1=366.6(Mpa)设计项目计算依据与说明计算结果与单位计算齿宽计算载荷系数K使用系数动载荷系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数K按实际载荷系数 校正分度圆直径2,确定主要参数与几何尺寸模数中心距a按圆整后的中心距修正螺旋角计算分度圆直径mm=1.25按8级精度和速度查图8-1取=1.01由表4-3知由图4-11（a）取=1.09考虑圆锥大齿轮和轴承不发生碰撞干涉，取3.5取圆整a=220mm=1.25=1.01=1.09K=2.1m=3.5mma=220mm设计项目计算依据与说明计算结果与单位计算齿宽b3校核齿根弯曲疲劳强度（1） 确定公式内各参数值齿形系数当量齿数应力修正系数求螺旋角系数纵向重合度许用弯曲应力取, 根据式（4-20）得校核公式为：由图4-20取由图4-21取查图4-32得F1=27.6MpaF2=27.36mpaF1F1F2F2抗弯强度足够设计项目计算依据与说明计算结果与单位(七)输入轴设计1输入轴设计上的转矩分度圆直径2作用在小锥齿轮上的力3确定材料4结构设计5确定轴的直径和长度选取轴的材料为45钢，调质处理，查表7-1强度极限=640MPa许用弯曲应力按式(7-2)初步估算轴的最小直径，查表7-2取=115于是设计项目计算依据与说明计算结果与单位因为有一个键槽直径增加5因轴段用于安装联轴器故须同时选取联轴器型号，据联轴器计算扭矩的计算公式：其中=1.5查GB/T5014-1995选HL3型弹性柱销联轴器所以轴段直径取为了保证轴挡圈压紧联轴器轴段长度应比联轴器的长度稍长取l1=58mm。为了满足联轴器的轴向定位要求轴段右端需要设计一个轴肩轴肩高度可取0.35-5mm。另轴段上有端盖和密封圈，按密封件标准查机械设计手册选毛毡圈。根据60JB/ZQ4606-1997，所以取初步选择滚动轴承因轴承同时受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选择标准精度单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为所以而这对轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度为5，则。取安装齿轮处的轴段的直径为使封油环压紧轴承取l5=22mm ，轴承端盖的总宽度为20mm,取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离取，锥齿轮轮毂宽度为65m为使封油环压紧齿轮，取封油环宽度H=10mm，且使轴端挡圈压紧齿轮取,取l4=88mm 。l1=58mml5=22mml4=88mm设计项目计算依据与说明计算结果与单位（3）轴上的周向定位（4）轴上的圆角和倒角尺寸4.轴的强度校核（1） 水平反力（2）水平面上弯矩（3）垂直反力（4） 垂直面上弯矩（5） 总弯矩M圆锥齿轮的周向定位采用A型平键连接半联轴器采用A型平键连接。圆锥齿轮配合选H7n6,半联轴器配合为H7k6。取轴端倒角为轴肩处的倒角取抗弯扭合成应力，校核轴的强度查机械设计手册30308圆锥滚子轴承a=19.5，故轴的支撑跨距，锥齿轮受力点距右边轴承距离A型平键连接A型平键连接设计项目计算依据与说明计算结果与单位5.对键强度校核许用挤压力轴承的校核从轴的弯矩图和扭矩图可以看出右端轴承支点截面为危险截面取=0.6轴的计算应力为已选钢的材料为45钢（调质），由表7-1可知材料许用应力故安全。查表8-2 p=110Mpal=L-b=40mm k=0.5h=3.5p1=2T1k1ld1=2394003.54030=18.8110Mpap2=2T1k2ld6=2394003.54030=18.8e Fa2Fr2=0.272.4104h故合格。0.07d，取则轴环。已知圆柱直齿轮齿宽为使为使套筒端面可压紧轴段故此处取齿轮距箱体内壁的距离约为16mm,大斜齿轮距大锥齿轮距离为C=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁S=8mm，则取为使圆锥齿轮啮合时锥顶大概在轴的中点处则取圆锥齿轮的周向定位采用平键连接由表8-1查得平键截面圆锥齿轮键槽长40mm,圆柱斜齿轮键槽长为90mm,为了保证齿轮与轴有很好的对中性，故选择齿轮与轴配合设计项目计算依据与说明计算结果与单位7确定轴上圆角和倒角尺寸8轴上强度校核(1) 求轴上载荷水平反力垂直反力垂直面上弯矩水平面上弯矩联轴器倒角为轴肩处倒角可取按弯扭合成应力校核轴的强度，查机械设计手册30307圆锥滚子轴承，a=17mm故轴的支撑跨距FNV1=Ft2L2+L3+Ft1L3L1+L2+L3=1483.46NFNV2=Ft2+Ft1-FNV1=2449.8+897.6-1483.46=1863.94N设计项目计算依据与说明计算结果与单位总弯矩9对键强度校核许用挤压应力强度条件10轴承校核T=112200N.mm从轴的弯矩图和扭矩图可以看出截面C处是轴的危险截面，根据式（7-5），取得轴的计算应力为已选钢的材料为45钢（调质），由表7-1可知材料许用应力故安全。对键强度校核查表8-2，p=110Mpal1=L1-b=40-12=28mml2=L2-b=90-12=78mmK=0.5h=4mmp1=2T2Kl1d1=211220042840=50110Mpap2=2T2kl2d1=211220047840=17.9e Fa1Fr1=0.182.4104h故合格轴承合格。设计项目计算依据与说明计算结果与单位（九）输出轴设计1.求输出轴上的功率P、转速n、转矩T2求作用在齿轮上的力3.轴的结构设计(1)初步确定轴的最小直径P=3.61kw n=83.55rmin T=412.6N.m已知大斜齿轮的分度圆直径为d=348.2mmFt=2Td=2412600348.2=2370NFr=Fttan/cos=2370tan20ocos17o1513=903.3NFa=Fttan=2370tan17o1513=736N先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，查表7-2取A0=115，于是得dmin=A03pn=11533.6183.55=40.35mm因为轴的界面上有一个键槽，所以将直径增大5%dmin=40.351.05=42.37mm因轴段7安装联轴器需同时选取联轴器型号。根据联轴器计算扭矩。公式：Tca=KaT2得，Tca=KaT2=1.5412600=618900Nmm其中，取KA=1.5，查GB/T50142003，选HL4型弹性柱销联轴器。半联轴器孔经选d6=50mm,半联轴器长度L=84mm.为了满足半联轴器固定取d5=55mm,为了保证挡圈压紧半联轴器，取L6=82mm.初步选择滚动轴承，因受轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求由表10-39初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312，其尺寸为dDT=6013033.5,需要安装封油环宽度为10mm,则L4=43mm，d4=60mm.P=3.61kw P=83.55r/minT=412.6N.mFt=2370NFr=903.3NFa=736Nd6=50mmL=84mmd5=55mmL6=82mmL4=43mmd4=60mm设计项目计算依据与说明计算结果与单位（3）轴上的周向定位确定轴上圆角和倒角尺寸。5、轴的强度校核水平反力FNH1 FNH2水平面上弯矩MH垂直面上反力FNV1 FNV2垂直面上弯矩Mv齿轮左端采用套筒定位，右端采用轴间定位，由齿轮宽度95mm为使套筒压缩齿轮取L2=93mm d2=65mm,齿轮距内壁距离为a=16mm,则套筒长度为16mm.则L1=16+10+34=60mm d1=60mm齿轮右轴间定位d3=75mm,由轴周长L=274mm.则L3=274+22-60-93-43=100mm.轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆便于对轴承添加润滑的要求，就得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,故取L5=50mm.齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。齿轮处:181180联轴器：14970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H7n6 半联轴器与轴配合为H7K6.轴端倒角245o，轴肩处的倒角可按R1.6R2适当选取按弯扭合成应力校核轴的强度，查机械设计手册3031 2圆锥滚子轴承，a=26.5,故取的支撑跨距： L1=79mm L2=158mmFNH1=FrL2-Fad12L1+L2=903.3158-7363481279+158=61.35NFNH2=FrL1+Fad12L1+L2=903.399+736348.21279+158=841.8NMH=FH1L1+Fad2=61.3579+736348.212=132998.4 N.mmFNV1=FtL1L1+L2=23707979+158=1930NFNV2=FtL2L1+L2=237015879+158=1580NMv=FNV1L1=193079=152470N.mmL1=60mmL2=93mmd2=65mmd1=60mmd3=75mmL5=50mmFNH1=61.35NFNH2=841.8NMH=132998.4FNV1=1930NFNV2=1580NMv=152470N.mm设计项目计算依据与说明计算结果与单位总弯矩扭矩T（2）校核轴的强度6.对键强度校核许用挤压应力强度条件7.轴承校核M=MH2+MV2=132998.42+1524702=202326N.mmT=421600N.mm从轴的弯矩图和扭矩图中可以看出齿轮处为危险截面，根据式（7-5）取=0.6，得轴的计算应力为 ca1=Mca1W=M12+（T)2W=2023262+(0.6412600)223700=16.2Mpa轴材料为45钢调质，查表7-1，可知材料许用应力B=640Mpa,-1=60Mpa,因此ca1-1，满足轴的强度要求。查表8-2，p=110Mpa,l1=80-18=62mm l2=70-14=56mmk1=0.5h=5.5mm k2=0.4h=4.5p1=2Tk1l1d1=24126005.56265=46.5Mpa110Mpap2=2Tk2l2d2=24126004.55250=88.1Mpa110Mpa初步选择滚动轴承为单列圆锥滚子轴承30312，轴向力Fa=736N e=0.35, Y=1.7 X=0.4则Fr1=FNH12+FNV12=61.532+19302=1931N则Fr2=FNH22+FNV22=841.82+15802=1790N则Fd1=Fr12Y=193121.7=567.9N Fd2=Fr22Y=179021.7=526.5N则Fa1=567.9N Fa2=526.5+736=1262NM=20232.6N.mm满足强度要求。键满足强度要求。设计项目计算依据与说明计算结果与单位则Fa2Fr2=0.7e Fa1Fr1=0.2942.4104h故合格mLh2.4104h轴承合格。（十）铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=10mm,取10mm机盖壁厚10.02a+3=9mm,取9mm机座凸缘厚度b1.5=15mm机盖凸缘厚度b11.5=14mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm取30mm地脚螺钉直径df0.036a+12=12.288mm取16mm地脚螺钉数目nn=6轴承旁连接螺栓直径d10.75df=16mm取16mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=8.7610.52mm取10mm连接螺栓d2的间距l150200mm轴承端盖螺钉直径d310mm,10mm,12mm窥视孔盖螺钉直径d4取M8定位销直径d(0.70.8)df=12.2714.02mm取M12df、d2、d3至外机壁距离c126mm,22mm,16mmd1、d2至凸缘边缘距离c224mm,20mm,14mm轴承旁凸台半径R1R1=C2=20mm凸台高度h外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(58)=44内机壁至轴承座端面距离L2+c1+c2+(58)=52大齿轮顶圆与内机壁距离11.2=