机械课程设计二级圆锥圆柱齿轮减速器机械设计说明书_(最终) 2

1、机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书设计题目：二级圆锥-圆柱齿轮减速器班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定 3二、电动机的选择 3三、运动、动力学参数计算 5四、传动零件的设计计算 6五、轴的设计 11六、轴承的选择和计算 24七、键连接的校核计算 26 八、联轴器选择 27九、箱体设计 28十、减速器附件 28十一、密封润滑 29十二、设计小结 30十三、参考文献 31计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器工作条件：输送机连续单向运转工作时有轻微震动，空载启动，卷筒效率为0.96，输送带工作速度误差为5%；每

2、年按300个工作日计算，使用期限为10年，大修期4年，单班制工作；在专门工厂小批量生产（1） 原始数据：运输机工作周转矩：T=1800Nm；带速V=1.30m/s；滚筒直径D=360mm二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）工作机所需功率：P=Tn/9550,因为 ，把数据带入式子中得n=68.97r/min,所以P=1800*68.97/9550=13.00kW(2)1）传动装置的总效率：总=滚筒4轴承圆柱齿轮联轴器圆锥齿轮 =0.960.990.980.990.97=0.862)电动机的输出功率：Pd= P/总=13.00/0.86=15.13

3、kW3、确定电动机转速：计算工作机轴工作转速：nw=601000V/D=6010001.30/360=68.97r/min 按表14-2推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动的一级减速器传动比范围分别为23和35，则总传动比范围为Id=615。故电动机转速的可选范围为nd=Idnw=（615）68.97=413.81034.6r/min符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。4、确定电动机型号由上可见，电动机同步转速可选750和1000r/min,可得到两种不同的传动比方案方案电动机型号额定功率P/kW电动机转速电动机重量/kg传动装置的传动比同步转速满载转速传动比圆锥传动比圆

4、柱传动比1Y200L1-618.51000970220143.542Y225S-818.575073026610.62.663.99综合各方面因素选择第一种方案，即选电动机型号为Y225S-8机。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速(r/min)中心高mm轴伸尺寸Y225S-818.573022560*140三、运动参数及动力参数计算计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i=nm/nw=730/68.97=10.582、分配各级传动比:取i直=1.52 i锥锥齿轮啮合的传动比：i1=0.25i=2.66圆柱齿轮啮合的传动比：i2=i/ i1=10.58/2.66=3.991.

5、计算各轴转速（r/min）nI=n=730nII=nI/i1=730/2.66=274.4nIII=nII/i2=274.4/4=68.8nIV= nIII=68.82.计算各轴的功率（kW）PI=Pd联轴器=15.130.99=14.98PII=PI轴承圆锥齿轮=14.980.990.98=14.3PIII=PII轴承圆柱齿轮=14.30.990.98=13.9PIV= P*轴承*联轴器=13.90.990.99=13. 83.计算各轴扭矩（Nm）Td=9550* Pd/ nm =955015.13/730=198TI=9550*PI/nI=194TII=9550*PII/nII=497.7

6、TIII=9550*PIII/nIII=1929.4TW=9550* PW/nW=1910.1Td、TI、TII、TIII、TW=依次为电动机轴，和工作机轴的输入转矩。参数 轴名电动机轴轴轴轴工作机轴转速r/min730730274.468.868.8功率P/kW15.1314.9814.313.913.8转矩/n*m198196497.71929.41910.1传动比12.663.9911效率0.990.970.970.984.验证带速V= nIII=1.296m/s误差为=-0.0035%,合适四、传动零件的设计计算1. 圆锥齿轮的设计计算已知输入功率P1=P=14.98Kw,小齿轮的转速

7、为730r/min，齿数比为u=2.66，由电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作300天），单班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。（1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力1）该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度（GB10095-88）2)选择小齿轮材料为35SiMn钢调质，硬度为229286HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为229286HBS，按齿面硬度中间值，有图5-29b按碳钢查MQ线得 Flim1=290Mpa Flim2 =220Mpa同理由图5-32b查得 Hlim1=700Mpa Hlim2 =580Mpa3）有式（5-29），（5-30）分别求得

8、Fp1=Flim1 YSTYNYx/SFmin=446MpaFp2=Flim2 YSTYNYx/SFmin=338MpaHp2=Hlim2 YSTZNZW/SHmin=580Mpa由于为闭式齿面硬度中，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根的弯曲强度。（2）按接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算 即d11017kT1Z/Hp (1-0.5R)RuH21/31)小齿轮的名义转矩 T1= TI=194Nm2）选取载荷系数K=1.31.6同小齿轮悬臂设置，取k=1.53)选取齿宽系数，取4)选取重合度系数，取Z5)初算小齿轮大端分度圆直径 d6)确定齿数和模数 选

9、取取=75大端模数m=mm，取m=47）计算主要尺寸 (3) 校核齿根弯曲疲劳强度 1)计算从重合度系数 因为重合度，所以 。 2)确定的大值 由图5-26查得。则 因为，所以选择大齿轮进行校核3)校核大齿轮的齿根弯曲疲劳强度 故齿根弯曲疲劳强度足够，所选参数合适。 2.圆柱直齿轮的设计计算 已知：输入功率，小齿轮转速为274.4r/min，齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作300天）单班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运转。 (1)选择齿轮材料，确定许用应力 根据题设条件看，大小齿轮均采用20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度5662HRC。 由图5-29c查得弯曲疲劳强度极

10、限应力 由图5-32c查得接触疲劳强度极限应力(2)按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m 1)确定弯曲应力 采用国标时， 因为齿轮的循环次数所以取；则=600Mpa2)小齿轮的名义转矩 3)选取载荷系数K=1.64）初步选定齿轮的参数 5)确定复合齿形系数,因大小齿轮选用同一材料及热处理，则相同，故按小齿轮的复合齿形系数带入即可由机械设计基础第四版P88，图5-26可查得：6）确定重合度系数 因为重合度 所以 将上述各参数代入m式中得 按表5-1，取标准模数。则中心距 7）计算传动的几何尺寸： 齿宽： （3）校核齿面的接触强度 1) 重合度系数2) 钢制齿轮把上面各值代入式中可算得： 符合要求（

11、4）校核齿根弯曲强度故，轴强度满足要求。五、轴的设计计算输入轴的设计计算1已知：P1 =14.98kw, n1 =730r/min,T1 =196 Nm2选择材料并按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS， =650Mp根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115dmin=115mm=31.38mm考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则d=31.38(1+5%)mm=33mm3.初步选择联轴器要使轴径d12与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号查课本P297,查kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 Nm查机械设计课程设计P298，取

12、HL弹性柱销联轴器，其额定转矩315 Nm，半联轴器的孔径d1 =35mm,故取d12 =35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm.4.轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案如下图：（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=42mm选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用系列圆锥滚子轴承。参考d2-3=42mm。查机械设计课程设计P311，表18-4.选取标准精度约为03.尺寸系列30309.尺寸：故d3-4= d5-6=45mm，而l3-4=26mm 此两对轴承均系采用轴肩定位，查表18-4，3030轴承轴肩

13、定位高度h=4.5mm因此取d4-5=54mm。取安装齿轮处的直径d67=42mm，使套筒可靠的压在轴承上，故l56T =27.25mm，l56=26mm。轴承端盖总宽度为20mm，由于装拆及添加润滑油的要求，轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm，故l23=20+30=50mm。取l45=120mm.圆锥齿轮的轮毂宽度lh=（1.21.5）ds，取lh=63mm，齿轮端面与箱壁间距取15mm，故l67=78mm。轴上零件的周向定位半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面尺寸,齿轮键长L=B-（510）=57.5mm配合

14、均用H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6轴圆角：5.轴强度的计算及校核求平均节圆直径:已知d1=28mmdm1= d1(1-0.5R)=4mm锥齿轮受力：已知T1=196Nm,则圆周力：Ft1=2000T1/dm1=4117.6N径向力：Fr1=Ft1=1404.1N轴向力：Fa1=Ft1tan=524.1N轴承的支反力(1) 绘制轴受力简图（如下图）（2）轴承支反力水平面上的支反力：+ =Ft=4117.6N解得：=-255.6 N, =6684.0N垂直面上的支反力FBy =-704.3 NFCy=-FBy=2108.4N(3) 求弯矩，绘

15、制弯矩图（如下图）MCx=-FtCD=-347.7NmMCy1 =FByBC=-64.1 NmMCy2=-Fadm/2=-24.9 Nm(4)合成弯矩：=353.6 Nm=348.6 Nm(5)求当量弯：因单向回转，视转矩为脉动循环，则剖面C的当量弯矩: Nm Nm6断危险截面并验算强度1）剖面C当量弯矩最大，而直径与邻段直径相差不大，故剖面C为危险截面。已知Me= MC 1=372.8MPa, =40.9MPa 2)A处虽只受扭矩但截面最小也为危险截面=27.5MPa 所以其强度足够.中间轴的设计1.已知：2选择材料并按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本P235（10

16、-2）式，并查表10-2，取c=1083.轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案如下图（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力，故 选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，查取30310型，尺寸故d12= d56=50mm， 此两对轴承均系采用套筒定位，查表18-4， 轴定位轴肩高度h=4.5mm,因此取套筒直径为59mm.取安装齿轮处的直径：d23=d45=57mm，锥齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长lh=（1.21.5）ds，取lh=55m为了使套筒可靠的压紧端面，故取 =52mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07

17、d,取h=4mm,则此处轴环的直径d34=63mm.已知圆锥直齿轮的齿宽为b1=48mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮端面，此处轴长l450.07d,取h=7mm,轴环处处的直径=104mm, 1.4h,取=10mm, 5)取箱体小圆锥齿轮的中心线为对称轴，6）轴上的周向定位 齿轮与轴用键连接查机械设计课程设计取，L=B-(510)=55mm.同时保证齿轮与轴有良好对中性，选择齿轮轮毂与轴合为H7/m6,滚动轴承宇宙的轴向定位有过渡配合来保证，轴尺寸公差为m6 7)确定轴的倒角尺寸：2。4.轴的强度校核 1）齿轮上的作用力的大小2）求直反力3）画弯矩图：4）画扭矩图：5）弯扭合成：因单向回转，

18、视转矩为脉动循环，则剖面C的当量弯矩: Nm=1161.5 Nm6）判断危险剖面：C截面：24.2MPa A截面直径最小也为危险截面：33.9MPa2m/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。对箱体进行密封为了防止外界的灰尘，水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的流失。十二.设计小结 通过这次对圆锥圆柱二级减速器的设计，使我们真正的了解了机械设计的概念，在这次设计过程中，反反复复的演算一方面不断的让我们接进正确，另一方面也在考验我们我们的耐心，思维的严密性和做研究的严谨性。我想这也是这次设计我们是哟应该达到的。这些让我感受颇深。通过三个星期的设计实践，

19、我们真正感受到了设计过程的谨密性，为我们以后的工作打下了一定的基础。 机械设计是机械这门学科的基础的基础，是一门综合性较强的技术课程，他融汇了多门学科中的许多知识，例如，机械设计，材料力学，工程力学，机械设计课程设计等，我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识。也让我们认识到，自己还有好多东西还不知道，以后更要加深自己的知识内涵，同时，也非常感谢老师对我们悉心的指导，得已让我们能更好的设计。 参考文献：1. 黄华梁、彭文生编机械设计四版 高等教育出版社20072. 王旭、王积森 机械设计课程设计 机械工业出版社 20033. 朱文坚 机械设计课程设计 科学出版社4. 刘鸿文主编 材料力学 第四版 高等教育出版社 2003 注释及说明T=1800Nm V=1.30m/sD=360mmP=13.00kW总=0.86 Pd=15.13kWnw=68.97r/min电动机型号Y200L16i总=10.6i1=2.66i2=3.99机械设计学习指导57页nI =730r/minnII=274.4r/minnIII=68.8r/minnIV= nII