一级圆锥齿轮减速器设计计算说明书.docx

机械课程设计计算说明书设计题目：一级圆锥齿轮减速器班 级：学 号： 姓 名： 指导老师：目录一、 设计任务 第3页二、 电动机的选择 第4页三、 圆锥齿轮的设计计算 第6页四、 轴的设计计算 第10页五、 键的校核 第18页六、 润滑方式及密封形式的选择 第19 页七、 减速器箱体设计 第20页八、 设计总结 第21页参考文献 第22页第一章设计任务1.设计题目 用于带式运输机的一级圆锥齿轮减速器。传动装置简图如右图所 示。给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为2800N，运输带速度为1.8m/s，运输机滚筒直径为320mm。（1）带式运输机数据见数据表格。（2）工作条件两班制工作，空载启动，单向连续运转，载荷平稳。运输带速度允许速度误差为5%。（3） 使用期限 工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。（4） 生产批量 小批量生产。2.设计任务1)选择电动机型号；2)确定链传动的主要参数及尺寸；3)设计减速器；4)选择联轴器。3.具体作业1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3)设计说明书一份。第二章 电动机的选择2-1选择电动机类型和结构型式由电动机工作电源，工作条件荷载和特点选择三相异步电动机。 2-2选择电动机容量 标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，发热大而过早损坏；容量过大，则增大成本，并且由于效率和功率因数低而造成浪费。 由于工作所给的运输带工作压力F=2800N，运输带工作速度V=1.8m/s得工作所需功率为： pw=FV/1000=5.04KW电动机至工作机之间传动装置的总效率为：=123345=0.9930.970.9930.960.970.870所需电动机的功率为：Pd=Pw/=5.040.870=5.79kw式中：1=0.993联轴器的效率； 2=0.97圆锥齿轮效率； 3=0.99滚动轴承的效率； 4=0.96链轮传动的效率; 5=0.97传动滚筒的效率。因为电动机的额定功率P额略大于Pd，选同步转速750r/min，选Y160L-8型三相异步电动机，其P额=7.5kw，nm =720 r/min2-3确定电动机的转速，总传动比与各级传动比工作机的转速nw=60vD=601.80.32=107.43r/min传动装置的总传动比为：i=nmnw=720107.43=6.7式中nm电动机的满载转速，r/min； nw工作机的转速，r/min。二级传动中，总传动比为6.7减速器传动比i01=3，则链式传动传动比i02=ii01=6.73=2.232-4 计算传动装置的运动和运动参数1）各轴转速：传动装置从电动机到工作机有三轴，依次为1，2，3轴，则： 电动机轴n0=nm=720r/min 高速轴n1=nm=720r/min 低速轴 n2=n1i01=7203=240r/min 滚筒轴 n3=n2i02=2402.23=107.6r/min2）各轴输入功率： 电动机轴P0=Pd=5.79KW高速轴P1=P01=5.790.993=5.75KW低速轴 P2=P123=5.750.970.99=5.52KW滚筒轴 P3=P234=5.520.990.96=5.25KW3）各轴转矩： 电动机轴 T0=95505.79720=76.80N.m高速轴 T1=95505.75720=76.27N.m;低速轴 T2=95505.52240=219.65N.m;滚筒轴 T3=95505.25107.6=465.96N.m。运动和动力参数的计算如下表2-1所示：输入功率P/KW转速n/(r/min)转矩T/N.m传动比/i效率电动机轴5.7972076.8010.993高速轴5.7572076.2730.96低速轴5.52240219.652.230.95滚筒轴5.25107.6465.96 第三章 圆锥齿轮的设计计算1 选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数：（1） 选择材料及热处理 小圆锥选用40Cr，调质处理，调质硬度为280HBS； 大圆锥选用45#钢，调质处理，调质硬度为240HBS。(2)选齿轮 小齿轮选=24，大齿轮选=72； 大小圆锥均选用7级精度。轴交角为90度的直齿圆锥齿轮传动u=3=tan=cot，得2=71.6，1 =18.4。2.按齿面接触疲劳强度计算：d12.923(ZEH)2KT1R(1-0.5R)2u1） 定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3.（1） 小圆锥齿轮的转矩T1=7.627N.mm；（2） 查机械设计教材可知锥齿轮传动的齿宽系数R=13；（3） 从表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa；（4） 有图10-21d按齿面硬度查得大小齿轮的解除疲劳强度极限=600MPa，=550MPa；（5） 计算应力的循环次数： =60=6072012830010=2.07109 =2.071093=0.69109（6） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得=/S=0.9600=540MPa；=/S=0.95550=522.5MPa；2） 试算小齿轮分度圆直径d1t2.923(ZEH)2KT1R(1-0.5R)2u=77.834mm 试算锥距 Rt=d1tu2+12=123.066mm 计算锥齿轮平均分度圆处的圆周速度为 V=d1n1601000=77.834720601000=2.93m/s 平均分度圆圆周处的速度Vm=2.445m/s 根据Vm=2.445m/s，7级精度由图10-8查得动载荷系数=1.14， 查表10-2得KA=1 ,查教材可得KH=KF=1,KH=KF=1.875 计算载荷系数K=KAKVKHKH=11.1411.875=2.1375 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 d1=d1t3KKt=91.866mm 计算模数 m=d1z1=3.83mm 3.按齿根弯曲强度设计 由式（10-24）得弯曲强度的设计公式为m34KT1R(1-0.5R)2z12u2+1YFaYSaF（1）计算载荷系数K=11.1411.875=2.1375（2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88；（3）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa；（4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.3，得 （5） 查取齿形系数（按平均分度圆处的当量圆柱查） 由表10-5查得YFa1=2.62，YFa2=2.06，Ysa1=1.59,YSa2=1.97，（6） 计算大小齿轮的并加以比较 YFa1Ysa1F1=2.621.59303.57=0.01372 YFa2Ysa2F2=2.061.97238.86=0.01699大齿轮数值大。（7） 设计计算 m34KT1R(1-0.5R)2z12u2+1YFaYSaF =2.98 对此结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲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的直径有关。取由弯曲强度算得的模数，就近圆整为m=3。按接触算得的分度圆直径=91.866mm，算得小齿轮齿数=30，大齿轮齿数=90。 这样设计的齿轮传动既满足了齿面接触强度又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算：1） 计算分度圆直径 =m=90mm =m=270mm2） 锥度R=d1u2+12=90102=142.3mm3） 锥齿宽度b=R=13142.3=47.4mm。选取宽度B1=B2=45mm。 4)数据整理名称符号公式直齿圆锥小齿轮直齿圆锥大齿轮齿数3090模数mm3传动比ii3分度圆锥度，18.471.6分度圆直径90270齿顶高33齿根高3.63.6齿全高h6.66.6齿顶圆直径，95.69(大端)271.89（大端）齿根圆直径， 83.17267.73齿距p9.42 9.42齿厚s 4.714.71齿槽宽e4.714.71顶隙c 0.6 0.6锥距R142.3142.3齿顶角，齿根角 齿顶圆锥角，齿根圆锥角，当量齿数31.65285.13齿宽b=R4545第四章 轴的设计计算 4-1 轴一的设计(一)、选择轴的材料初选轴的材料为45号钢，调质处理，其机械性能查表可得：。(二)、轴的尺寸计算1、输入轴上的功率5.75KW，转速=720r/min，转矩T1=76.27N.m;2、初步确定轴的最小直径取A0=112 dA03Pn=11235.75720=22.39mm3、轴的结构设计(1)下图为I轴的装配方案：(1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图：4、选择联轴器：根据条件选取确定联轴器转矩Tca=KAT1=1.376.27=99.15N.m结合电动机型号，选用弹性套柱销联轴器，型号TL7联轴器即该端选用的半轴连接器的孔径d1=40mm，故取轴径d1=40mm，半联轴器毂空的长度L=112mm故取l1=112mm5、初步选择滚动轴承轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6309其尺寸为dDB=4510025。从而可以知道：d3=45mm，l3=24mm。6、由经验公式算肩高度：h=0.07d+12=4.155.15mm 故取h=5mm，从而确定d4=50mm取l4=80mm7、根据轴承安装方便的要求，取，均比小2mm,则：d2=d5=43mm根据安装轴承旁螺栓的要求取。根据齿轮与内壁的距离要求，取l5=16mm8、根据齿轮孔的轴径和长度，确定d6=33mm,l6=54mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。9、轴上零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面bh=12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm（标准键长见）。 为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6。齿轮与轴的联接处的平键截面bh=10mm8mm ()，长度为40mm,键槽用键槽铣刀加工。10、确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245，圆角大小见零件图。(三)、求轴上的载荷及其校核根据轴的结构图，做出轴的计算简图：（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。轴承1和轴承2之间的距离为105mm，轴承2和锥齿轮间的距离为54.5mm1、 计算作用在齿轮上的力圆锥小齿轮因已知高速级小锥齿轮的平均分度圆直径为dm1=75.77mm，而 Ft=2T1dm1=276.270.07577=2023.76NFr1=Fttancos1=2023.76tan20cos18.4=689.93N Fa1=Fttansin1=2023.76tan20sin18.4=234.94N2、 求作用在轴上的支反力FH1=-273.34N FH2=963.27NFN1=-1050.43N FN2=3074.19NFa1=234.94N Fa2=0Fr1=273.342+1050.432=1085.41NFr2=963.272+3074.192=3221.57N3、校核轴承寿命：查手册得6309型深沟球轴承参数Cr=52800N C0r=31800N查表13-6得fp=1.1（1） 计算轴承所承受的轴向载荷因为轴承1固定，轴承2游离，结合受力分析图可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。由此可得轴承2不受轴向力，所以Fa1=234.94N Fa2=0（2） 计算当量动负荷轴承1： FaC0=234.9431800=0.0074，由表13-5，用线性插值法可求得：e1=0.175 FaFr=234.941085.41=0.02165e1由查表13-5，并用线性插值法求得：X1=0.56 Y1=2.36，由此可得P1=fpX1Fr1+Y1Fa1=1.1(0.561085.41+2.36234.94)=1278.52N轴承2：FaC0=0由表13-5，用线性插值法可得:e2=1.6 FaFr=048000所选轴承6309深沟球轴承合格4、做弯矩图和扭矩图如下5、校核轴的强度由弯矩图可知危险截面出现在轴承2处。校核轴上最大弯矩截面的强度：ca=M2+(T)2W=28.702+110.252+(0.676.27)29.1110-6=13.47MPa0.07d6，故取h=4mm，可得d5=58mm，取 l5=8mm d4=50mm l4=142mm各段的直径和长度如下表所示各段标号1234567d/mm40424550585045l/mm70502414287835至此，已初步确定了轴的各段直径和长度（3）、轴上的零件的周向定位齿轮、链轮与轴的周向定位均采用平键联接。查设计手册选链轮与轴周向定位的键的公称尺寸为bh=128，键的长度定为60mm，齿轮与轴周向定位的键的公称尺寸为bh=149，键的长度定为60mm1、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2452.求轴上的载荷根据轴的结构图（图3）作出轴的计算简图（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。轴承1和轴承2之间的距离为261mm，轴承2和锥齿轮间的距离为91.4mm大锥齿轮：因已知大锥齿轮的平均分度圆直径为dm2=227.31mm，而 Ft=2T1dm1=2219.650.2273=1932.69NFr1=Fttancos1=1932.69tan20cos71.6=222.04N Fa1=Fttansin1=1932.69tan20sin71.6=667.48N3、求作用在轴上的支反力FH1=-212.37N FH2=434.41NFV1=675.77N FV2=1256.92NFa1=0 Fa2=667.48NFr1=212.372+675.772=708.35NFr2=434.412+1256.922=1329.87N4、 校核轴承寿命：查手册得6309型深沟球轴承参数Cr=52800N C0r=31800N查表13-6得fp=1.1（1）计算轴承所承受的轴向载荷因为轴承1固定，轴承2游离，结合受力分析图可知，轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”。由此可得轴承1不受轴向力，所以Fa1=0 Fa2=667.48N（2）计算当量动负荷轴承1： FaC0=031800=0，由表13-5，用线性插值法可求得：e1=0.16 FaFr=0684.03=0e2由查表13-5得X2=0.56 Y2=2.2，由此可得P2=fpX2Fr2+Y2Fa2=1.1（0.561329.87+2.2667.48）=2434.50N（3）轴承寿命Lh计算因为P148000所选轴承6309深沟球轴承合格5、做弯矩图和扭矩图如下 6、校核轴的强度由弯矩图可知危险截面出现在轴承2处。校核轴上最大弯矩截面的强度：ca=M2+(T)2W=39.792+114.612+(0.6219.65)29.7210-6=18.43MPa-1=60MPa，故安全。第五章 键的校核5-1轴一键校核（一）键的校核：轴 一左键强度计算： p1=2T1103kld=276.6710346840=14.09MPa60MPa 轴一右键强度计算p2=2T1103kld=276.6710343033=38.72MPa60MPa所以两键均安全。5-2 轴二键校核（一）键的校核轴二左键强度计算：p1=2T2103kld=2220.8410344840=57.5MPa60MPa轴二右键强度计算p2=2T2103kld=2220.841034.54650=42.67MPa1.2 取1=14（19） 齿轮端面与内距离2；