JS04圆锥-圆柱齿轮减速器设计说明书

JS04圆锥—圆柱齿轮减速器设计说明书JS04圆锥—圆柱齿轮减速器设计说明书39/40PAGE39JS04圆锥—圆柱齿轮减速器设计说明书JS04圆锥—圆柱齿轮减速器设计说明书圆锥—圆柱齿轮减速器目录一、设计任务书………………2二、机械传动装置的总体设计传动方案的分析……………3选择电动机…………………4计算传动装置的总传动比及其分配………6计算传动装置的运动参数6齿轮设计1）、高速级齿轮设计……………………...82）、低速级齿轮设计……………………...126、轴的设计及轴承、联轴器的选择1)、高速轴（轴1）设计及联轴器的选择……………...162）、中间轴（轴2）设计………………...163）、低速轴（轴3）设计………………...177、轴承的选择寿命校核……………………..188、键的选择键的强度校核…………………..209、润滑与密封………………..2010、减速箱箱体结构设计……………………2011、设计总结…………………...2112、参考文献…………………...2106级《机械设计》课程设计任务书一、设计任务书课程设计的题目：圆锥—圆柱齿轮减速器课程设计的目的：

１、综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和和扩宽所学的知识；

２、通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。

３、通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计技能的训练。已知条件：

设计一个圆锥—圆柱齿轮减速器，其传动简图如图a所示，工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为十年，小批量生产，两班制工作，运输链工作拉力3000F/N，运输链工作速度0.80，运输链的工作速度允许误差±图a1—电动机2—联轴器3—圆锥—圆柱齿轮减速器4—链传动5—运输链结题项目：

１、装配工作图及草图各1张（草图A1图纸）；２、零件工作图1张（减速器输出轴）；

３、设计计算说明书一份。（五）完成时间共3周（2007.07.13～2007.07.24）二机械传动装置的总体设计计算及说明结果一、传动方案的分析给定传动方案运动简图采用圆柱-圆锥齿轮传动。与其他类型的两级减速传动方案相比较，圆锥—圆柱齿轮传动的减速器结构尺寸相对较大，但其传动效率高，工作寿命长，连续工作性能好，环境适应能力强；成本属于中档水平。根据题目所给条件，可求得驱动卷筒转速：根据传动方案，传动比大约在8~40之间。因此电机的同步转速在480r/min~2400r/min的电动机，可见同步转速为1000r/min和1500r/min均可，相应的传动比为i1=16.67和i2=25。但由于选用i1=16.67的传动比小，减速器尺寸较小，结构紧凑，故初选同步转速为1000r/min的电动机。选择电动机电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（Ip44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。电动机容量(1)卷筒轴的输出功率(2)电动机输出功率=60r/min=2.4传动装置的总效率为：弹性联轴器为0.99为：滚动轴承为0.99为：圆锥齿轮传动为0.95为：圆柱齿轮传动为0.97为：链传动为0.95为：滑动轴承为0.96(3)选电动机的额定功率通过查手册可选电机的额定功率=确定电动机方案如下表所示：电动机型号额定功率同步转速满载转速电动机质量总的传动比3.010009608116.67电机具体尺寸参数如下示：机座号:132S极数:6外形尺寸|AB:280外形尺寸|AC:275外形尺寸|AD:210外形尺寸|HD:315外形尺寸|L:475安装尺寸及公差|A|基本尺寸:216安装尺寸及公差|A/2|基本尺寸:108安装尺寸及公差|B|基本尺寸:140安装尺寸及公差|C|基本尺寸:89安装尺寸及公差|D|基本尺寸:38安装尺寸及公差|E|基本尺寸:80安装尺寸及公差|F|基本尺寸:10安装尺寸及公差|G①|基本尺寸:33安装尺寸及公差|H|基本尺寸:132安装尺寸及公差|K②|基本尺寸:12三、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比2）分配各级传动比取圆锥-圆柱齿轮传动比则滚子链的传动比所取得的值均符合圆柱齿轮减速器传动比的常用范围四、计算传动装置的运动参数：1.各轴转速：电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，各轴转速为：2．各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率即3．各轴转矩η=0.81pd=2.96kw型号:转速:960r/min功率:3.0kw=16=1.78=320r/min=107r/min=60r/min3．各轴转矩4．链传动的链轮设计1）链轮的传动比取小链轮的齿数，则大链轮齿数；则；符合误差要求，说明设计完全合理。2）由表9-6查，由图9-13查的，于是有3）根据及可选查图9-11得链号为16A，再查表9-14）计算链的节数和中心距暂取；根据公式；可圆整取。最大中心距：链速=0.432m/s查图9-14可知采用定期人工润滑或滴油润滑方式。5）链轮有关计算数据汇总：链轮参数Z1723分度圆d(mm)138.23186.54五、齿轮设计（一）高速级齿轮传动设计计算1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）传动方案已给出，圆锥—圆柱齿轮传动2）此运输装置为一般工作机器，速度不高故选用8级精度（GB10095—88）3）材料选择。由表10—1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为250HBS，大齿轮为45钢（调质）硬度为220HBS。从图（10—21）查得小齿轮疲劳极限应为大齿轮疲劳极限应为4）选小齿轮的齿数，大齿轮齿数2、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10—26）进行计算，即4）确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数=1.6（2）计算小齿轮传递的转矩（3）齿宽系数（4）由表10—6查得材料的弹性影响系数（5）计算应力循环次数（6）由图10—19查得接触疲劳寿命系数；（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为SH=1.0有式（10—12）得（8）计算小齿轮的分度圆直径=（9）计算齿轮圆周速度（10）计算载荷系数查表10-2得：=1.0；查得=1.15，取；依据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬挂布置，查表得轴承系数，由公式，接触强度载荷系数=2.07.（11）按实际载荷系数校订分度圆直径可取标准值m=4（GB/T12368-1990）（12）计算齿轮的相关参数（13）圆整并确定齿宽因此，圆整取校核齿根弯曲疲劳强度确定弯曲疲劳系数K=2.07计算当量齿数，查表得：，，60.587mm计算弯曲疲劳许用应力由10-18得弯曲疲劳寿命系数，；取安全系数由10-20c差的小齿轮的弯曲疲劳强度极限，，按公式确定许用弯曲应力校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式进行校核对的验证校核计算大小齿轮的的大小并比较可见小齿轮数值较大对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于模数的大小主要取决于齿根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直径有关。可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数并就近圆整，取为标准值m=3.0mm则；则实际分度圆直径；3.圆锥小齿轮的各项几何参数及尺寸（）：名称代号计算公式结果分锥角δ18.43齿顶高3.0齿根高3.6分度圆直径d66齿顶圆直径71.69齿根圆直径59.17锥距R104.43齿根角tan=/R1.97顶锥角20.08根锥角16.46顶隙CC=cm0.60分度圆齿厚SS=4.71当量齿数23.19齿宽BB(取整)324.大圆锥齿轮的几何参数及尺寸：名称代号计算公式结果分锥角δ71.57齿顶高3.0齿根高3.6分度圆直径d198齿顶圆直径199.90齿根圆直径195.72锥距R104.35齿根角tan=/R1.98顶锥角73.22根锥角69.59顶隙CC=cm0.60分度圆齿厚SS=4.71当量齿数208.76齿宽BB(取整)32（二）直齿圆柱齿轮设计计算1、按接触强度设计由设计计算公式（10—9a）进行试算，即确定公式内的各计算数值试选择载荷系数=1.3计算小齿轮传递转矩由表10—7选取齿宽系数=1.0由表10—6查得材料的弹性影响系数由图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS。所以查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限由式10—13计算应力循环次数（7）由图10—19查得接触疲劳寿命系数；(8)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）得计算计算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值=计算圆周速度V计算齿宽b计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高于是有(5)计算载荷系数根据V=1.04m/s，8级精度，由图10—8查得动载荷系数=1.08。由表10—3查得==1.0。由表10—2查得使用系数=1.0。由表10—4查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.455.由b/h=8.00，=1.455查图10—13得=1.40；故载荷系数=1.571（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。由式（10—10a）得(7)计算模数m，就近取标准值4.02、按齿根弯曲强度设计由式（10—5）得弯曲强度的设计公式为确定公式内的各计算数值由图10—20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限。由图10—18查得弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由式（10—12）得计算载荷系数K=1.512查取齿形系数由表10—5可查得查取应力校正系数由表10—5可查得计算大小齿轮的并加以比较显然大齿轮的数值大计算模数m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，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，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.34mm并可近圆整为标准值m=2.5则按接触强度算得圆柱小齿轮齿数大齿轮齿数这样计算出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3、几何尺寸计算1）计算分度圆直径2）计算中心距3）计算齿轮宽度取圆柱大齿轮的宽度标准直齿圆柱齿轮传动几何尺寸名称代号小齿轮大齿轮模数m2.5压力角α20分度圆直径d65195齿顶高齿根高齿全高h齿顶圆直径齿根圆直径58.75188.75基圆直径61.08183.24齿距P7.85基圆齿距7.38齿厚S3.925齿槽宽e3.925顶隙C0.625标准中心距aa=130节圆直径=d传动比i3六、轴的设计（一）高速轴的设计1、先按式（15—2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15—3，查得系数c=118～107，于是可得考虑与电机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用取2、轴的结构设计及具体尺寸联轴器的选用：轴径，电动机查表6—9选用联轴器为：弹性套柱销联轴器LT6（二）中间轴的设计1、先按式（15—2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15—3，取c=118～107于是可得=（26.12～28.80）mm由此可得滚动轴承的选用2、轴的结构设计及具体尺寸(三)、低速轴（输出轴）设计1、根据表15—3，取c=118～107于是可得=(37.18～40.99)mm由此可得滚动轴承的选用。2、轴的结构设计及具体尺寸3、轴上载荷计算：如下图所示，其中，Ft为圆周力，Fr为径向力，合力为Fn。Ft，Fr方向如上图示。扭矩图如下图示：从轴的结构图以及受力扭矩图可知截面B是危险截面。因此，将计算出的截面B处的MHMV及M值汇总如下表示：载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=1675.03N；FNH2=778.30NFNV1=609.66N；FNV2=283.28N弯矩MH=77051.38N·mmMV=28044.36N·mm总弯矩M=（MH2+MV2）1/2=81996.35N·mm扭矩TT=T2=239200N·mm5、安全验算由总弯矩图和总扭矩图可知，截面C受力最大，故C面为危险面取α=0.6轴的计算应力：已知选定的轴的材料为45钢，调质处理，查得因为故安全七、轴承寿命校核170000c型7008AC其基本额定载荷Cr=19KN，轴2的转速107r/min两轴承在两个相互垂直的平面内的受力为：下轴承；上轴承；明显下轴承受力大，故校核下轴承。则轴承当量载荷则说明此齿轮设计寿命充裕，可以使用。2、70000C型7005C其额定动载荷Cr=11.5KN，轴1转速为320r/min同理可推出则说明此齿轮设计同样寿命较充裕，可以使用。3、30000型32009单列圆锥滚子轴承校核其额定动载荷Cr=58.5KN，轴0转速为960r/min同理可推出则说明此齿轮设计同样寿命较充裕，可以使用八、键的强度校核1、轴2：键的选用：b×h=12×8b×h×L=12mm×8mm×42;;=94.92Mpa=110Mpa故键选取合适。2、轴1：键1的选用：b×h=8×7键1：b×h×L=8mm×7mm×43；；=48.55Mpa=110Mpa说明键强度符合要求。键2：b×h×L=8mm×7mm×29；；=80.91Mpa=110Mpa则此键也设计合理。3、轴0：键的选用：b×h=1