一级锥齿轮减速器课程设计说明书.doc

机械设计课程设计机械设计课程设计计算说明书设计题目 一级圆锥齿轮减速器 目 录一、 设计任务书及设计方案概括3.二、 电动机的选择及计算4三、 传动装置的运动及动力参数的选择及计算4四、 传动零件的设计计算5五、 轴的设计计算8六、 箱体及附件的结构设计和选14七、 键联接的选择及计算15八、滚动轴承的选择及计算16九、 密封和润滑的设计17十、 联轴器的设计18十一、课程设计总结18文献18一、传动方案拟定设计单级直齿圆锥齿轮减速器和一级链传动. 工作条件：使用年限10年，工作为两班工作制，载荷平稳，环境清洁，运输带允许误差为5%。.原始数据：运输带工作拉力：f=2000n；运输带工作速度：v=1.6m/s；卷筒直径：d=270mm方案拟定：采用链传动与直齿圆锥齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于链传动没有滑动，能保证准确的平均传动比，链传动对制造和安装的精度要求较低，能适用中心距较大的传动。1. 电动机 2.联轴器 3、圆锥齿轮减速器 4.链传动5、卷筒 6、运输带二、电动机选择1.电动机类型和结构的选择：选择y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便。 2.电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：d/ 式(2)：v/1000 由电动机至运输带的传动总效率为：=23 式中：1、2、3、4、5、分别为联轴器10.99、滚动轴承（一对）0.99、锥齿轮减速器传动30.97、链传动40.96、和传动滚筒效率50.96总=0.990.9930.970.960.96=0.859 所以：电机所需的工作功率：pd= fv/1000 =(20001.6)/(10000.859) =3.725 kw因载荷平稳，电动机额定功率ped略大于pd，查电动机技术数据，选电动机额定功率ped为4kw。3.确定电动机转速 滚筒轴工作转速 ： nw=601000v/d=113.18r/min通常，链传动的传动比常用范围25，一级锥齿轮减速器为23，则总传动比范围ia=415，故电动机转速的可选范围 nd=ia*nw=（415）113.18=4521698r/min符合此范围的同步转速有750,1000和1500r/min。即有三种型号的电动机，分别为y112m-2，y112m-4和y132m-6。此三种方案通过将其满载转速，质量，价格和传动比进行比较，y112m-4型电动机最为适合，故选y112m-4型电动机，额定效率4kw，转速1440r/min，额定转矩2.2。 三、传动装置的运动及动力参数的选择及计算分配传动比1、总传动比 ia=nm/nw=1440/113.18=12.722、分配传动装置各级传动比取一级锥齿轮减速器传动比 i1=3则链传动的传动比为 i2=ia/i1=12.72/3=4.24运动和动力参数计算 0轴（电动机轴） p0=pd=3.725 kw n0=nw=1440 r/min t0=9550p0/n0=24.70 n*m 1轴 （高速轴） p1=p012=3.651 kw n1=n0=1440 r/min t1=9550p1/n1=24.2 n*m 2轴 （低速轴） p2=p123=3.506 kw n2=n1/i1=480 r/min t2=9550p2/n2=69.75 n*m3轴 (滚筒轴) p3=p224=3.332 kw n3=n2/i2=113 r/min t1=9550p1/n1=281 n*m各轴数据转速n（r/min）功率p（kw）扭矩t0轴14403.72524.701轴14403.65124.22轴4803.50669.753轴1133.332281四、传动零件的设计计算1、 圆锥齿轮传动的计算 1）、选择齿轮类型、材料、精度及齿数： （1）本方案选用直齿圆锥齿轮（轴交角900）传动; (2)采用硬齿面。大小齿轮选用40cr调质及表面淬火，大、小齿轮的齿面硬度hrc4855。参考机械设计附表8-12，选择锥齿轮精度为8级精度。 （3）齿数的选择 对于封闭式硬齿面齿轮，小齿轮的齿数选择z1=25，大齿轮齿数z2=i1z1=325=75。取标准值z2=70。实际传动比 i0=70/25=2.8，传动比误差：e1=i0-i1i1 =-5.67%齿数比：u=i0=2.8 2）按齿根弯曲疲劳强度进行设计m34kt1r(1-0.5r)2z121+u2yfsf确定上式各项参数。 （1）因为载荷平稳，可选载荷系数kt=1.5（2）计算转轴t1=9550p1/n1=24.2 n*m （3）确定齿宽系数r 根据机械设计表8-3，锥齿轮齿宽选r=0.3. （4）确定复合齿形系数yfs，则 1=arctanz1z2=arctan2575=18.434950 即1=180 266 2=90-18.43495=71.565050 即2=710 3354故当量齿数为zv1=z1cos1=25cos18.43495026 zv2=z12cos2=75cos71.565050237根据当量齿数查附图8-4，得 yfs1=4.17 yfs2=3.97 （5）确定弯矩许用应力，则 n1=60n1jlh=6014401（1036528）=5.04576109 n2=n1i1=5.045761093=1.68192109由附图8-5，查得疲劳寿命系数kfn1=0.80，kfn2=0.82。根据表8-4，按一般可靠度，查得最小安全系数sfmin=1.25。由附图8-8（c），按碳钢ml线及延长线查得小齿轮 fmin1= 525mpa fmin2= 510 mpa则 f1=kkn1fmin1sfmin=0.805251.25=336n /mm2 f2=kkn2fmin2sfmin=0.825101.25=334.56n/mm2因此，有yfs1f1=4.17336=0.01241yfs2f2=3.97334.56=0.01186可见，小锥齿轮的弯曲疲劳强度较弱，所以把yfs1f1=0.01241代人公式进行计算，则m34kt1r(1-0.5r)2z121+u2yfs1f1= 1.615 mm3）修正计算结果 （1）小锥齿轮大头分度圆直径为 d1t=mtz1=1.61525=40.375mm小锥齿轮的平均分度圆直径为 dm1t= d1t（1-0.5r）=40.375（1-0.50.3）=34.319mm锥距为 rt= d1t1+u22 =63.84mm齿宽为 b=rr = 0.363.84 = 19.152 mm平均速度为 vmt=dm1tn1601000 = 2.588 m/s（2）根据工作情况特性，查附表8-2，取ka=1.0；根据速度，查附图8-1，圆锥齿轮8级精度按低一级选取，即按9级精度去kv=1.22；查附表8-3，取kf=1.2。(3)确定齿向载荷分布系数kf。 根据圆柱齿轮kh的计算公式，进行近似计算。由附表8-4，按硬齿面、8级精度、悬臂布置、安装时不做调整查找，则计算公式为kfkh=1.23+0.18(1+6.7d2) d2+0.6110-3b=1.23+0.181+6.7(19.15240.375)2 (19.15240.375)2+0.6110-319.1521.34(4）计算载荷系数k=kakv kfkf=11.221.21.34=1.96 m=mt3kkt =1.61531.961.5=1.76mm因为是闭式齿轮传动，故取m=2.0mm (5）确定锥齿轮的主要尺寸 d1=mz1=225=50mm d2=mz2=275=150mm r=（d12）2+（d22）2 =79.057mm由b=rr=0.379.057=23.717 mm ，取齿宽b1=b2= 24 mm小锥齿轮的平均分度圆直径为 dm1= d1（1-0.5r）=50（1-0.50.3）=42.2mm大锥齿轮的平均分度圆直径为 dm2= d2（1-0.5r）=150（1-0.50.3）=127.5mm齿顶高ha ha= m =2齿根高hf hf=1.2m =2.4齿顶间隙 c=0.2m =0.42、链传动的设计1、选择链轮齿数 、 和确定传动比 ：一般链轮齿数在17114之间，已知传动比i=4.24已知链速v=1.6m/s，所以取z1=16 ，则 z2=i2z1=4.2416=67.84，取z2=69则实际传动比： i2=69/16=4.31传动比误差：e2=i2-i2i2=1.65%则总传动比误差：-5.67%+1.18%=-4.02% 5% 符合要求2、计算当量的单排链的计算功率pc：由机械设计附表7-2、7-3、7-4查得：ka=1.0 ,kz=1.11,km=1.0pc=kakzp2km=3.89 kw3、确定链条型号和节距p：已知 nc=n2=480r/min链条型号：由机械设计p176图9-11查得，应选10a单排滚子链。节距：由机械设计附表7-1查得，节距 p=15.8754、计算链条节数和中心距：初选中心距 a0=（3050）15.875=476.25793.75mm。取a0=500mm=107.75选取 lp=108lp-z1z2-z11.75 所以由机械设计附表7-5查得：f1 =0.24156 所以 =502.35mm 取a=502mm5、计算链速v，确定润滑方式：v=n2z1p601000=2.032m/s根据链的速度，应采用油池润滑或油盘飞溅润滑6、计算压轴力fp： fp=kfpfe =1000p2vkfp 其中kfp=1.15 ，v=2.032m/s 所以fp=1984.2n7、设计结果：选用单排滚子链10a，中心距a=502mm，小链轮齿数z1=16，大链轮齿数z2=69，轴上压力fp=1984.2n。五、轴的设计计算 1、齿轮轴的设计（1）确定轴上零件的固定方式（如下图）（2）选择抽的材料为45号钢，调质处理，硬度217255hbs。由机械设计附表14-1查得对称循环弯曲许用应力-1=60mpa。（3）计算最小轴径由表14-1选取c=110，所以d1min=c3p1n1 =11033.6511440 =14.999mm15mm（4）确定轴各段直径和长度从小锥齿轮开始右起第一段，由于齿轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取d1=16mm，又带轮的宽度b=24 mm 则第一段长度l1=24mm右起第二段，该段装有挡油环和滚动轴承，挡油环长度为13mm，轴承选用圆锥滚子轴承，则轴承承受径向力和轴向力为零，选用30205型轴承，其尺寸为255215，那么该段的直径为d2=25mm，长度为l2=28mm右起第三段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，其轴肩高度h=（0.070.1）d3=2.13.0，所以取h=2.5mm，则d3=25+5=30mm，长度取l3= 55mm右起第四段为滚动轴承段，则此段的直径为d4=25mm，长度为l4=15mm.右起第五段，为轴承与轴承端盖的过度段，此段直径 d5 = 36mm。右起第六段，为联轴器接入轴,由于电机y112m1-4的轴的直径为d2=19mm，故选择凸缘联轴器gy2型，选d1=19mm。即d6=19mm。长度取l6= 50mm 。 (5)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=42.2mm 作用在齿轮上的转矩为：t1 =24.2 nm 求圆周力：ftft=2t1/d1=1146.92n 求径向力frfr=fttan=1146.92tan200=417.44nft，fr的方向如下图所示（5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：fha=ft/2 =573.46n fhb=fha=573.46 n 垂直面的支反力： fva=315.84nfvb =fr-fva=101.6 n（6）画弯矩图 右起第四段剖面处的弯矩： 水平面的弯矩：m水平= fha0.08=45.8768 nm 垂直面的弯矩：m垂直= fva0.08=25.2 nm 合成弯矩：m合= m水2+m垂2=52.34nm （7）画转矩图： t= ftd1/2=242.00 nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第二段剖面c处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第二段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以该剖面为危险截面。已知m当=93.87nm ,有:-1=60mpa 则：e= m当/w= m当/(0.1d43)=93.871000/(0.1453)= 10.30mpa-1 右起第一段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= md/w= md/(0.1d13)=50.751000/(0.1283)=33.12 nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下：2、输出轴的设计计算(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度217255hbs轴的输入功率为p2=3.506 kw 转速为n2=480 r/mind2min=c3p2n2 =11033.506480 = 20.34mm ，取d2min=21mm(2) 确定轴各段直径和长度 从右端开始右起第一段， 安装滚动轴承和挡油环。 故d1=25mm, l1=28mm.右起第二段为圆锥齿轮的轴肩，其直径应大于圆锥齿轮的轴孔孔径，取d2=40mm，长度根据箱体的具体参数设计得到，在此取l2=57mm。右起第三段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为127.5mm，则第四段的直径取32mm,齿轮宽为b=24mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为l3=22mm。右起第四段，该段装有挡油环和滚动轴承，挡油环长度为13mm，轴承选用圆锥滚子轴承，则轴承承受径向力和轴向力为零，选用30205型轴承，其尺寸为255215，那么该段的直径为d4=25mm，长度为l4=28mm右起第五段，为轴承与轴承端盖的过度段，此段直径 d5 = 36mm。右起第六段，为链轮的轴肩，取d6=21mm ，l6=50mm(3) 求齿轮上作用力的大小、方向(略)六、箱体结构及其他附件的设计1、箱体机构设计箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b11机盖凸缘厚度b 111机座底凸缘厚度b 215地脚螺钉直径df15轴承旁联结螺栓直径d18机盖与机座联接螺栓直径d28轴承端盖螺钉直径d36窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d6轴承旁凸台半径r111凸台高度h 据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作外机壁至轴承座端面距离l1 18，30大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m28， 8轴承端盖外径d292轴承端盖凸缘厚度t 7轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以md1和md2互不干涉为准，一般s=d22、减速器附件设计(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。在此选用的窥视盖的规格为4040.(2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。选用标式油标m12。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。在此选用通气塞，规格m121.25。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。在此选用公称直径d=6mm的圆锥销（gb/t 117-2000）(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。在此选用规格为20mm，材料为20钢，经正火处理的a型吊环螺钉（gb/t 825-1998）。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。在此，两个轴承端盖都选用毡圈油封，规格分别为19和21。七键联接设计1输入轴与小锥齿轮联接采用平键联接此段轴径d1=16mm,l1=24mm选用a型平键，键 55 gb1096-2003 l=22mmt1=24.2nm h=5mm所以：p=2 t1/(dkl)=224.21000 /（160.4522） =68.75mpa p =110mpa2、输入轴与联轴器联接采用平键联接此段轴径d1=19mm,l1=50mm选用a型平键，键 66 gb1096-2003 l=36mmt1=24.2nm h=6mm所以：p=2 t1/(dkl)=224.21000 /（190.4636） =29.48mpa p =110mpa3、输出轴与大齿轮2联接用平键联接轴径d3=32mm l3=24mm 选用a型平键键108 gb1096-2003 l=22mm t2=69.75nm h=8mmp=2 t1/(dkl)=269.751000 /（320.4822） =61.92mpa p =110mpa4、输出轴与链轮联接用平键联接轴径d3=21mm l3=50mm 选用a型平键键66 gb1096-2003 l=36mm t2=69.75nm h=6mmp=2 t1/(dkl)=269.751000 /（210.4636） =76.88mpa p1,故计算p2就可以了。 （3）选择轴承型号选择型号为30205的圆锥滚子轴承查表得：cr=32.2kn 预期寿命足够此轴承合格2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷p因该轴承在工作条件下受到fr径向力作用和轴向力，查手册知：派生轴向力fs=0.4fr,且系数x=0.4,y=1.6。经计算得：p1=1562.2n p2=683.72n（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 p1p2,故计算p1就可以了（3）选择轴承型号选择型号为30205的圆锥滚子轴承查表知， cr=32.2kn 预期寿命足够 此轴承合格九、密封和润滑的设计1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1)对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离h不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1kw需油量v0=0.350.7m3。(