机械课程设计—圆锥圆柱齿轮减速器.doc

机械课程设计圆锥-圆柱齿轮减速器一、 设计任务1. 总体任务布置图：2. 设计要求：连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带允许误差为5。使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。3. 原始数据：运输机工作拉力：2400N运输带工作速度：1.5m/s卷筒直径：260mm4. 设计内容；1） 电动机的选择与参数计算2） 斜齿轮传动设计计算3） 轴的设计4） 滚动轴承的选择与校核5） 键和联轴器的选择与校核6） 转配图、零件图的绘制7） 设计说明书的编号5. 设计任务减速器总装配图一张齿轮、轴零件图各一个设计计算一份二、 选择电动机1. 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系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压喂380V。2. 电动机容量电动机所需工作功率为： 工作及所需功率为： 传动装置的总效率： 按课程设计表2-5确定各部分的效率为：滚动轴承效率（一对），圆柱齿轮传动效率；圆锥齿轮传动效率；弹性联轴器效率；卷筒轴滑动轴承效率；则由第六章，U系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为5.5kW。3. 确定电动机转速查表2-4得二级圆锥-圆柱齿轮减速器的传动比为815，而滚筒轴工作转速故电动机转速的可选范围为4. 选择电动机的型号，由表6-164得方案电机类型额定功率同步转速满载转速传动比1Y132S-45.51500144013.062Y132M2-65.510009608.71由表可知，方案2传动比较小，传动装置结构尺寸较小,因此采用方案2，即选定电动机型号为Y132M2-6。三、 分配传动比总传动比：分配各级传动比。因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以 四、 运动和动力参数计算电动机轴： 高速轴： 中间轴：低速轴：滚筒轴：运动和动力参数的计算结果汇总如下表：五、 圆锥直齿轮设计已知设计要求为连续单项向运转，载荷平稳，空载起动，运输带允许误差为5。使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度。因所选方案转速较低，故采用直齿轮。由机械设计附表8-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为180HBS。大齿轮材料为45号钢（调质），硬度为240HBS。选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数z2=252.27=56.75，取整572、按齿面接触强度设计由机械设计式（8-26）进行齿轮尺寸的初步确定即确定公式内的各计算数值试选载荷系数K=1.8由上表可知，小齿轮传递的转矩T1=42640Nmm齿宽系数,根据机械设计表8-2，=0.250.33，又因悬臂布置，故选=0.25.应力循环次数为：接触疲劳寿命系数KHN，根据N1，N2由附图8-6查得KHN1=0.90，KHN2=0.93。接触疲劳强度极限，由附图8-7（f）查得，接触疲劳许用应力,由表8-4，按一般可靠度，查得最小安全系数，则，取许用接触疲劳强度=1=495MPa为计算许用应力。则计算圆周速度：计算载荷系数K根据v=4.34m/s，7级精度，由机械设计附图8-1，查得动载系数KV=1.15。附表8-2，查得使用系数KA=1。附表8-3，查得齿间载荷分配系数.根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，由附表8-4得。故按实际的载荷系数校正小齿轮直径d1，计算模数：,故取模数m=3计算齿轮相关系数d1=mz1=325=75mm d2=mz2=357=171mm 圆整取b1=24，b2=19。3、 按齿轮玩去疲劳强度计算计算当量齿数 查附图8-4得齿形系数YFS1=4.16，YFS2=3.95弯曲疲劳强度寿命系数KFN，由N1，N2查附图8-5，得KFN1=0.88，KFN2=0.90。弯曲疲劳强度极限，由附图8-7（f）查得，。弯曲疲劳许用应力,由表8-4，按一般可靠度，查得最小安全系数，则 4、 校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式进行校核满足弯曲强度，所选参数合适。六、 圆柱斜齿轮设计已知输入功率P2=4.08kW，小齿轮转速423r/min1、选定齿轮精度等级、材料及齿数圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度。由机械设计附表8-1选择大小齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS。选小齿轮齿数z1=23，大齿轮齿数z2=3.8423=88.32，取88。选取螺旋角。初选螺旋角 2、 按齿面接触强度设计由机械设计式（8-26）进行齿轮尺寸的初步确定即确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.6由上表可知，小齿轮传递的转矩T2=92.11Nm齿宽系数,根据机械设计表8-3，=1，应力循环次数为：接触疲劳寿命系数KHN，根据N1，N2由附图8-6查得KHN1=0.90，KHN2=0.93。接触疲劳强度极限，由附图8-7（f）查得，接触疲劳许用应力,由表8-4，按一般可靠度，查得最小安全系数，则，取许用接触疲劳强度=2=446.4MPa为计算许用应力。则计算圆周速度：计算齿宽b及模数mnt 齿宽与齿高之比：根据v=1.66m/s，7级精度，由机械设计附图8-1，查得动载系数KV=1.06；附表8-2，查得使用系数KA=1；附表8-3，查得齿间载荷分配系数；由附表8-4得。故按实际的载荷系数校正小齿轮直径d2，计算模数： 取m=3计算：按圆整好的中心距修正螺旋角：计算大小齿轮的分度圆直径： 计算齿轮宽度 圆整后取b1=71mm,b2=66mm校核齿根弯曲疲劳强度由附图8-2根据查得=1.35，故纵向重合度：，取螺旋角系数计算当量齿数 由机械设计附图8-4查得齿形系数YFS1=4.22，YFS2=3.95由附图8-8查得小齿轮，由附图8-5查得KFN1=0.85，KFN2=0.90按表8-4按一般可靠度，取SFmin=1.25计算弯曲疲劳许用应力： 校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式满足弯曲强度，所选参数合适。七、 轴的设计1. 输入轴的设计已知P1=4.29kW，n2=960r/min，T2=42.64Nmm。先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计取C=112。高速轴： 中间轴：低速轴：输入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。计算得联轴器的转矩，查机械设计表15-4，由于转矩变化很小，故取，则查课程设计表6-100，选LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250 Nm，半联轴器的孔径 ，故取，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。 1 2 3 4 5 6 7 为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计表13-8中初步选取单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为dDr=30mm72mm20.75mm，而l34=39mm。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表13-8查得30306型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此取。取安装齿轮处的轴段6-7的直径；为使套筒可靠地压紧轴承， 5-6段应略短于轴承宽度，故取。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=30mm，故取锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取l67=35mm取l45=82mm圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计表5-2查得平键截面bh=8mm7mm，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H7/k6；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k6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为轴段编号长度mm直径mm配合说明1-23620与联轴器配合2-35027定为轴肩3-43930与滚动轴承配合4-58237定位轴肩5-63530压紧轴承6-73525与小齿轮键联接2. 中间轴的设计已知P2=4.08kW，n1=423r/min，T1=92.11Nmm。先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45Cr（调质），根据机械设计表14-1取C=100。中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和。 1 2 3 4 5 6初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，由机械设计表13-8选取圆锥滚子轴承30306，其尺寸dDT=30mm72mm20.75mm，因此取。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，因为30306型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此取套筒直径37mm。取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长L=48mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径为。已知圆柱直齿轮齿宽B1=71mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取l45=66mm。箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取, l56=53mm轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计表5-2查得平键截面bh=12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm，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；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计表5-2查得平键截面bh=12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，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；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m6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为轴端编号长度mm直径mm配合说明1-24130与滚动轴承配合2-34540与锥齿轮配合3-41243定为轴肩4-56640与圆柱齿轮配合5-65330与滚轴承配合3. 输出轴的设计已知P3=3.92kW，n3=110.15r/min，T3=339.73Nm。先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计表14-1取C=112。1 2 3 4 5 6 7 8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，查机械设计表15-4，取，则Tca=KAT3=1.3339730=441649Nmm查课程设计表6-100，选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径的D=48mm，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 。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，所以，而.左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此取；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为71mm，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。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径为。轴环宽度b1.4h，取。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l=30mm，故取 箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取l45=76mm, L78=63mm齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计表5-2查得平键截面bh=16mm10mm，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12mm8mm70mm，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k6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为轴段编号长度直径配合说明1-28240与联轴器配合2-35047与端盖配合轴向定位3-43050与滚动轴承配合4-57660定位轴5-6863轴肩固定6-76755与大齿轮联接配合7-86350与滚动轴承配合输出轴校核：已知圆柱斜齿轮的分度圆直径d2=272mm轴上支反力计算水平面内的支反力：垂直面内的支反力： 计算界面C处的弯矩：则合成弯矩为： 查附表14-1得弯曲应力故安全。减速器的附件选择和箱体的设计窥视孔和孔盖选用板结构视孔盖A=100mm,d4=M8通气孔选用经一次过滤装置的通气孔，M362油面指示器选用游标尺d=M12放油孔和螺塞选用外六角形油塞垫d=M161.5箱体设计名称尺寸箱座壁厚8箱盖壁厚8箱体凸缘厚度12底座凸缘厚度20地脚螺钉直径12地脚螺钉数目4轴承旁连接螺栓直径9箱盖，箱座连接螺栓6连接螺栓d2的间距150轴承端盖螺栓直径6窥视孔螺栓直径4.8定位销直径4.8箱盖肋厚7箱座肋厚7