推钢机减速器设计说明书圆锥圆柱齿轮两级减速

1、机械设计课程设计说明书题目：推钢机圆锥-圆柱两级减速器学院：工程学院专业：机械设计制造及其自动化姓名：赵兰浩指导教师：杨新华时间:2011-1-13中国海洋大学s目录一、设计任务书-3二、传动系统方案的分析-4三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算-4四、传动零件的设计计算-65、 轴的设计计算-错误！未定义书签。6、 轴承的校核-20七、键联接的选择及校核计算-218、 联轴器的选择-23九、润滑与密封-23十、减速器附件的选择-2411、 设计小结-错误！未定义书签。十二、参考文献-24 十三、曲柄滑块的设计-26设计计算及说明结果一、 设计任务书1-1 步进式推钢机工作原理图热轧

2、车间加热炉前步进式推钢机简图，如图1-1所示。电动机通过传动装置驱动推头往复移动，工作时推头推动工件前移一个工作行程，将钢材推进加热炉，然后推头返回，并推动新的钢坯前移。图1-1 步进式推钢机简图1-2 已知条件题号推头阻力F/N推头行程s/mm往复次数n/(1/min)538003701) 辊道高度H=8001000mm;行程速度变化系数K=1.2;机构最小传动角不小于40°，往复次数误差不大于±5%；2) 工作情况：两班制，电动机连续单向运转，载荷有轻微冲击，室内工作；3) 使用年限：10年；检修间隔三年一大修，两年一中修，半年一小修；4) 生产条件：一般机械厂，单件生

3、产；5) 动力来源：电力，三相交流，电压380/2201-3 设计内容1） 拟定工作机构和传动系统方案；2） 运动机构的运动学和动力学分析；3） 设计绘制推钢机的系统总图一张；4） 设计绘制减速器装配图一张；5） 设计绘制零件工作图一张；6） 编写设计说明书一份。1-4 设计说明书工作内容1、 传动系统方案的分析；2、 电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；3、 传动零件的设计计算；4、 轴的设计计算；5、 轴承的选择和计算及轴承寿命校核；6、 键联接的选择及校核；7、 联轴器的选择8、 润滑方式、润滑油牌号及其密封装置的选择；9、设计小结；10、参考资料。二、 传动系统方案的分析传动方

4、案是圆锥圆柱式两级减速器，但是由于输出轴的转速太低，无法达到这么大的传动比，所以在圆锥圆柱式二级减速器前面加上一个行星轮减速器，这样就可以达到很大的传动比，从而满足题目的要求。具体的系统总图如图二所示。三、 电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算3-1电动机的选择1、 电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。由于输出功率很小，所以选择小功率型异步电动机，YS系列。2、 电动机容量选择：（1） 推头运动的速度：V=0.8*370/2.2=9.04mm/s;（2） 工作机所需功率 F工作阻力工作机线速度3、 电动机到工作机主动轴之间的总效率两级圆锥圆柱齿轮减速器

5、传动效率取行星圆柱齿轮减速效率取滚动轴承效率取联轴器效率取电动机效率取4、 确定电机的额定功率由于在运行过程中速度会发生变化，所以选择YS6314型三相异步电动机，其功率为120W,效率为，转速为1400r/mim 。 3-2 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1、 传动装置的总传动比2、 分配各级传动比由于高速级为圆锥齿轮其传动比应该小一些，低速级为圆柱齿轮传动比可以选择的大一些。所以取这样行星轮的传动比为3、 行星轮齿数分别是：z1=145 z2=20 z3=146 z2=20 3-3 计算传动装置的运动和动力参数1、 各轴的转速（从高速级到低速级一次为1、2/）2、 各轴的输入功率

6、3、 各轴转矩将计算结果汇总列表如下项目高速级轴（轴1）中间轴（轴2）低速级轴（轴3）转速（r/min）功率（w）转矩（）传动比四、 传动零件的设计计算4-1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为、小齿轮转速为、齿数比为。工作寿命10年（设每年工作300天），二班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88）（2） 材料选择由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料

7、硬度相差40HBS。（3） 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数初选螺旋角。2、 按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算（1） 确定公式内的各计算数值1） 已知轻微冲击，使用系数2） 由速度得=13） 由由教材表10-3得=4） 查教材图表（图10-30）选取区域系数5） 查教材表10-6选取弹性影响系数=188.9 6） 查教材图表（图10-26）得=0.85 =0.78 7） 由教材公式10-13计算应力值环数N=60nj =60××1×（2×8×300×10）×10h Nh8） 查教材10-19图得：K= 1.23 K9） 由教材

8、表10-7查得齿宽系数=110） 由教材表10-4得=1.194 由10-13图查得11） 小齿轮传递的转矩=12） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1, 应用公式（10-12）得:=许用接触应力为13） 故载荷系数×1××（2） 设计计算1） 按式计算小齿轮分度圆直径 =3、按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式设计9、 确定公式内各计算数值1) 计算载荷系数×1××2) 根据纵向重合度=1.02 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数3) 计算当量齿数 =4) 查取齿形系数查教材图表（表10-5）=2

9、.16 ，5) 查取应力校正系数查教材图表（表10-5）=1.81 ，6) 查教材图表（图10-20c）查得小、大齿轮弯曲疲劳强度极限分别为=380MPa ，=500MPa7) 查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=1.0 K8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式得=Mpa =Mpa9) 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大.选用大齿轮的值.10、 设计计算1） 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/

10、T1357-1987圆整为标准模数,取m但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d来计算应有的齿数.4、几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=，圆整为a=171。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos13.54°因值改变不多,故参数,等不必修正.（3） 计算大.小齿轮的分度圆直径 d= d=（4） 计算齿轮宽度 B=直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为、小齿轮转速为、齿数比为。工作寿命10年（设每年工作300天），二班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速

11、器，其速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）.2） 材料选择由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。3） 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数2、 按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式：6) 、确定公式内的各计算值（3） 试选载荷系数（4） 小齿轮传递的转矩（5） 取齿宽系数（6） 查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限600Mpa 大齿轮的接触疲劳极限550Mpa （7） 查表10-6选取弹性影响系数=189.8 （8） 由教材公式10-13计算应力值环数 N=60

12、nj =60××1×（2×8×300×10）×10hN×10h7) 查教材10-19图得：K=1.02 K8) 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=7) 设计计算3、 试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得4、 计算圆周速度Vm/s5、 计算载荷系数系数=1，根据，7级精度查图表（图10-8）得动载系数查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得则×得载荷系数=1××1×6、 按

13、实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得=5）计算模数M3、 按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式： m14） 确定公式内各计算数值（4） 计算载荷系数=1××1×（5） 计算当量齿数（6） 由教材表10-5查得齿形系数应力校正系数4) 由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限5) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.84 K6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得 = =7) 计算大小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.9、 设计计算取M=2mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于

14、由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=82来计算应有的齿数.计算齿数 z=取z=41 那么z×41=1034、计算几何尺寸4、 d=825、 d=2066、 °7、8、 mm9、 =×1/3=37圆整取=37mm =42mm10、 结构设计小锥齿轮大端顶圆直径为86mm，采用实心结构；大锥齿轮大端顶圆直径为210mm，采用腹板结构。五、 轴的设计计算5

15、-1输出轴（3轴）的设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为而圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示3初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查机械设计课程设计表14-4选GY6型凸缘联轴器其工称转矩为900半联轴器的孔径，所以取40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为6

16、0mm。4、 轴的结构设计（1）轴的尺寸设计图-输出轴5、 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，轴左1段需制出一轴肩，故取右2段的直径，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短些，现取。2） 初步选择圆锥滚子轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的圆锥滚子轴承30210型，其尺寸为，mm，因而可以取。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表13-1查得30210型轴承的定位轴肩高度，因

17、此取55mm。3） 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为64mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取63mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。i. 轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故ii. 齿轮距箱体内壁的距离为a=16mm，大锥齿轮与大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。可求得40mm ，70mm （3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用

18、平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时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；同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m5。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按适当选取。5、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30210型的支点距离a=15mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为，。做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力

19、F弯矩M 总弯矩扭矩T =6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力抗弯剖面模量抗扭剖面模量前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。弯矩与扭矩图如下所示：7、精确校核轴的疲劳强度7、 判断危险截面由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只

20、需校核齿轮右端处的截面。8、 右端截面校核抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧弯矩截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为40Cr钢，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取合金钢的特性系数为计算安全系数值故可知安全。六、 轴承的校核6-1输出轴轴滚动轴承计算 1）初步选择的滚动

21、轴承为0基本游隙组，标准精度级的圆锥滚子轴承. 轴向力， Y=1.4,载荷水平面H垂直面V支反力F则则则2） 求当量动载荷由表13-5差值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为，；，取则3） 验算轴承寿命因为，所以按轴承2的手里大小验算则故合格。七、 键联接的选择及校核计算输入轴键计算由于键、轴、轮毂都是钢，查表6-2得取平均值 1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故单键即可。 2、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故合格。中间轴键计算 1、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用

22、普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故合格。2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故合格。输出轴键计算 1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：合格2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故合格。八、 联轴器的选择在轴的计算中已选定了联轴器型号。输出轴查机械设计课程设计表14-4选GY6型凸缘联轴器其工称转矩为900半联轴器的孔径，所以取40mm，半联轴器长度L=112mm，半联

23、轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。九、 润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-1995），油量大约为。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。由于轴的速度很低，所以采用脂润滑，选择的型号是滚珠轴承脂（SH 0386-1992）,且有散热作用，效果较好。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。十、 减速器附件的选择由机械设计课程设计选定通气帽为；油标为压配式圆形的油标；外六角油塞及封油垫；箱座吊耳，吊环螺钉为螺钉GB825-88）M10；启盖螺钉M8。十一、 设计小结通过这段时间的课程设计工作，自己逐渐的体会