二级圆锥圆柱齿轮减速器机械设计说明书(最新)(1)

1、机械设计课程设计说明书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题目八：设计谷物清选机斗式升运器的传动装置设计计算及说明一、传动方案拟定设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器 1.工作条件：单班制。连续单向运转。载荷平稳，室外工作。2使用期限：10年3生产条件：中，小型规模机械厂4动力来源：电力。三相交流（220/380V）5生产批量：10台6原始数据：驱动机工作功率PWkw）：2.1；

2、 料斗升运速度V（m/s）：1.8驱动轮直径D=200mm二、电动机选择1、电动机类型和结构形式的选择： Y系列三相异步电动机2、选择电动机的容量：（1）工作机所需功率：P=2.1kw (2)1）传动装置的总效率：总=圆柱齿轮×3轴承×2联轴器×圆锥齿轮 =0.98×0.993×0.992×0.97=0.9042)电动机的输出功率：Pd= P/总=2.1/0.904=2.323kw3、确定电动机转速：计算工作机轴工作转速：因为 ，把数据带入式子中得n=171.97r/minnw=171.97r/min 采用二级圆锥圆柱齿轮减速器（传动

3、比范围3×23×5=625），故电动机转速的可选范围为nd=（625）×171.97=1031.824299.25r/min4、确定电动机型号由上可见，电动机同步转速可选1500r/min, 电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速(r/min)Y100L2-431430三、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=1430/171.97=8.322、分配各级传动比:高速级齿轮啮合的传动比： 低速级齿轮啮合的传动比：i柱=i/ i锥=41.计算各轴转速（r/min）nI=1430nII=nI/i1=1430/2.08=687.5

4、nIII=nII/i2=687.5/4=171.92.计算各轴的功率（kW）PI=Pd·联轴器轴承锥齿轮=2.32×0.99×0.99×0.98=2.26PII=PI·轴承·圆柱齿轮=2.26×0.99×0.98=2.19PIII=PII·轴承·联轴器=2.19×0.99×0.99=2.153.计算各轴扭矩（N·m）Td=9550* Pe/ nm =9550×2.36/1430=15.8TI=9550*PI/nI=15.1TII=9550*PII/nII=

5、30.4TIII=9550*PIII/nIII=119.4Td、TI、TII、TIII =依次为电动机轴，轴参数 轴名轴轴轴转速r/min1430687.5171.9功率P/kW2.262.192.15转矩/n*m15.130.4119.4 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=2.26Kw,小齿轮的转速为1430r/min，齿数比为u=2.08，由电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作300天），单班制，连续单向运转，载荷平稳，室外工作。（1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力1）选择材料和热处理办法，确定许用应力 参考表6-1初选材料。小齿轮：40Cr，调质

6、，241286HBW；大齿轮：42SiMn，调质，217269HBW。根据小齿轮齿面硬度260HBW和大齿轮齿面硬度240HBW，按图6-6MQ线查得齿面接触疲劳极限应力：Hlim1=720Mpa Hlim2 =680Mpa 按图6-7MQ线查得齿轮弯曲疲劳极限应力为：Fe1=590MPa Fe2=570MPa,按无限寿命计算，查图6-8a，b知Zn1= Zn2=0.95,Yn1= Yn2=0.9查表6-3，取最小安全系数；于是(2)分析失效、确定设计准则 由于要设计的齿轮传动是闭式传动，且大齿轮是软面论，最大可能的失效是齿面疲劳；但如模数过小，也可能发生齿轮疲劳折断。因此，本齿轮传动可按齿面

7、接触疲劳承载能力进行设计，确定主要参数，再验算齿轮的弯曲疲劳承载能力。(3)按齿面接触疲劳承载能力计算齿轮主要参数因属减速传动，u=i低=2.08确定计算载荷小齿轮转矩 查表6-7 考虑本齿轮传动是直齿圆柱齿轮传动，电动机驱动，载荷平稳，轴承相对齿轮不对称布置，取载荷系数K=1.5则区域系数查图6-13，标准齿轮ZH=2.5，弹性系数查表6-8齿宽系数查表6-11,；因小齿轮的许用齿面接触疲劳应力值较小，故将代入，于是得取z1=25，z2=52，m=3d1=75mm，d2=156mmR1= d1/2sin25.67680=86.21R2 = d2/2sin64.32310=86.67（4）选择

8、齿轮精度等级齿轮圆周速度查表6-9。并考虑该齿轮传动的用途，选择7级精度。 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限应力

9、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（4）校核

10、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 N·m2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 N·m查

11、机械设计课程设计P298，取HL弹性柱销联轴器，其额定转矩315 N·m，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

12、轴肩定位，查表18-4，3030轴承轴肩定位高度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l56<T =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

13、寸,齿轮键长L=B-（510）=57.5mm配合均用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=196N·m,则圆周力：Ft1=2000T1/dm1=4117.6N径向力：Fr1=Ft1·=1404.1N轴向力：Fa1=Ft1·tan=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

14、的支反力FBy =-704.3 NFCy=-FBy=2108.4N(3) 求弯矩，绘制弯矩图（如下图）MCx=-Ft·CD=-347.7N·mMCy1 =FBy·BC=-64.1 N·mMCy2=-Fa·dm/2=-24.9 N·m(4)合成弯矩：=353.6 N·m=348.6 N·m(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: N·m N·m6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

15、, =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（10-2）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<<机械设计课程设计>>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

16、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h>0.07d,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l45<lh，取 =46mm。以箱体小圆锥齿轮中心线为对称轴，取(3) 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

17、的键剖面尺寸mm，齿轮键长L=B-（510）=50mm配合均用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 (4) 轴圆角：245度 4. 轴强度的计算及校核 1.（1）小直齿轮分度圆直径:已知d1=80mm，圆周力：Ft1=2000T2/d1=12442.5N径向力：Fr1=Ft1·tan=4528.7N(2) 锥齿轮受力： 已知T2=497.7N·m ,dm2= d2(1-0.5)= 255mm则圆周力：Ft2=2000T2/dm2=3903.5N径向力：Fr2=Ft1·tancos=496.87N轴向力：Fa1=Ft

18、2·tan=1331.1N（3）求轴承的支反力轴承的受力简图水平面上,竖直面上的支反力平衡则： 对A求矩=-8145.3N, =-8200.7N, (4)画弯矩图2. B.处的弯矩：C处的弯矩：3.合成弯矩：4.转矩5. 因单向回转，视转矩脉动循环,已知，查表12-1=65MPa,则剖面B处的当量弯矩: 剖面C处的当量弯矩图： (7) 判断危险截面并验算强度 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=1128.1MPa, ，W=0.1 所以其强度合适。输出轴设计（轴） 已知：输出轴功率为P=13.9kW，转速为68.8r/min,转矩为

19、1929.4N·m,大圆柱齿轮的直径为320 mm，齿宽为4mm。 1.选择轴的材料 选取轴的材料为45钢（调质）， 2. 按扭矩初算联轴器处的最小直径 先据表12-2，按45钢（调质）取C=110,则： ，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=65.7×(1+5%)mm=69mm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TA=1.5, 设计扭矩：Tc=TA T3=1.51929.4=2893.5N·m,查机械设计课程设计P298，取HL6弹性柱销联轴器，额定扭矩为3150N·m其半联轴器的孔径d =70m

20、m,长度为132mm。故取d1-2 =70mm，l1-2=130mm3. 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 1）为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=77mm, 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挡圈直径D=78mm 2）选取轴承型号：圆锥滚子轴承30316型号，dDT=80mm170mm42.5mm所以取3）根据轴承采用轴肩定位，轴肩高度h=6mm,选4）齿轮与右轴承间采用套筒定位，套筒直径为92mm,齿轮的轮毂宽度故取为

21、60mm,轴肩h>0.07d,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，视转矩为脉动循环，则剖面C的当量弯矩: N·m=1161.5 N·m6）判断危险剖面：

22、C截面：24.2MPa< A截面直径最小也为危险截面：33.9MPa< 满足强度要求六轴承的选择与计算1 输入轴的轴承：30309圆锥滚子轴承e=0.35,Y=1.7轴承内部轴向力：=7008.5N滚子轴承2.中间轴轴承30310圆锥滚子轴承e=0.35,Y=1.7轴承内部轴向力：=7008.5N滚子轴承3.输出轴轴承30316圆锥滚子轴承e=0.35,Y=1.7轴承内部轴向力：滚子轴承七键的计算校核1.输入轴上的键联轴器处：小锥齿轮处：2.轴的键的校核计算：大锥齿轮处：小直齿轮处：3.输出轴键的校核：直齿轮处的键：联轴器处键的校核：八减速器箱体结构尺寸名称符号结果机座壁厚8机盖壁

23、厚8机座凸缘厚度b=1.512机盖凸缘厚度12机座凸底缘厚度20地脚螺钉直径=0.036a+12=19.2M20地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径M16机盖与机座连接螺栓直径M10联接螺栓d2的间距l=150200180轴承端盖螺钉直径M8窥视孔盖螺钉直径M8定位销直径8df、d1、d2到外机壁距离C1(27,23,17)27,23,17d1、d2至凸缘边缘距离C2(21,15)21,15轴承旁凸台半径R1= C2(21,15)21,15凸台高度h=20mm外机壁至轴承座端面距离l1=C1 +C2+（812）=444846大齿轮顶圆与内机壁距离11.2 12齿轮端面与内机壁距离210机盖、机座

24、肋厚m10.85，m20.857轴承端盖外径D2=1.25D+10135,148,223轴承端盖凸缘厚度t=(11.2)d39轴承旁联接螺栓距离SD2135,148,223十减速器附件的选择 由机械设计课程设计选择通气塞M16×1.5,A型压配式圆形油压表A32JB/T7941.1-1995,外六角螺塞及封油垫M14×1.5,箱座吊耳，吊环螺钉M16（GB/T825-1988），启盖螺钉M8。十一.齿轮的密封与润滑 齿轮采用润滑油润滑，由机械设计基础课程设计选名称为工业闭式齿轮油(GB-5903-1995)，代号为L-CKC220润滑剂。因为齿轮的速度小于12m/s，所以圆

25、锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。因为大圆锥齿轮的线速度为4.87m/s>2m/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，我们真正感受到

26、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 主要结果T=1800N·m V=1.30m/sD=36