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机械设计圆锥圆柱齿轮减速器课程计算说明书

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2020年4月19日
文档仅供参考

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:机自
设 计 者: 铎
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;每年按300个工作日计算,使用期限为8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:运输机工作拉力:F=7KN;带速V=1.10m/s;
滚筒直径D=400mm

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,因此P=1800*68.97/9550=13.00kW
(2)
1)传动装置的总效率:
η总=η滚筒×η4轴承×η圆柱齿轮×η联轴器×η圆锥齿轮
=0.96×0.99×0.98×0.99×0.97
=086
2)电动机的输出功率:
Pd= P/η总
=13.00/0.86
=15.13kW
3、确定电动机转速:
计算工作机轴工作转速:
nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.30/π×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2~3和3~5,则总传动比范围为I’d=6~15。故电动机转速的可选范围为
nd=I’d×nw=(6~15)×68.97=413.8~1034.6r/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喻案
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
圆柱传动比
1
Y200L1-6
18.5
1000
970
220
14
3.5
4
2
Y225S-8
18.5
750
730
266
10.6
2.66
3.99
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-8
18.5
730
225
60*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=10.58
2、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=3.99
1.计算各轴转速(r/min)
nI=n=730
nII=nI/i1=730/2.66=274.4
nIII=nII/i2=274.4/4=68.8
nIV= nIII=68.8
2.计算各轴的功率(kW)
PI=Pd·η联轴器=15.13×0.99=14.98
PII=PI·η轴承·η圆锥齿轮=14.98×0.99×0.98=14.3
PIII=PII·η轴承·η圆柱齿轮=14.3×0.99×0.98=13.9
PIV= PⅢ*η轴承*η联轴器=13.9×0.99×0.99=13. 8
3.计算各轴扭矩(N·m)
Td=9550* Pd/ nm =9550×15.13/730=198
TI=9550*PI/nI=194
TII=9550*PII/nII=497.7
TIII=9550*PIII/nIII=1929.4
TW=9550* PW/nW=1910.1
Td、TI、TII、TIII、TW=依次为电动机轴,Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ和工作机轴的输入转矩。
参数 轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
工作机轴
转速r/min
730
730
274.4
68.8
68.8
功率P/kW
15.13
14.98
14.3
1.11
1.11
转矩/n*m
198
196
497.7
1929.4
1910.1
传动比
1
2.66
3.99
1
1
效率
0.99
0.97
0.97
0.98

4.验证带速
V= nIII=1.1103m/s
误差为=-0.003<5%,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=PⅠ=14.98Kw,小齿轮的转速为730r/min,齿数比为u=2.66,由电动机驱动,工作寿命为8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229～286HBS,大齿轮为45钢(调质),硬度为229～286HBS,按齿面硬度中间值,有图5-29b按碳钢查MQ线得
σFlim1=290Mpa σFlim2 =220Mpa
同理由图5-32b查得
σHlim1=700Mpa σHlim2 =580Mpa
3)有式(5-29),(5-30)分别求得
σFp1=σFlim1 YSTYNYx/SFmin=446Mpa
σFp2=σFlim2 YSTYNYx/SFmin=338Mpa
σHp2=σHlim2 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
d1≥1017{kT1Z/[σHp (1-0.5φR)]φRu[σH]2}1/3
1)小齿轮的名义转矩 T1= TI=194N·m
2)选取载荷系数K=1.3~1.6
同小齿轮悬臂设置,取k=1.5
3)选取齿宽系数,取
4)选取重合度系数,取Z
5)初算小齿轮大端分度圆直径
d
6)确定齿数和模数
选取
取=75
大端模数m=mm,取m=4
7)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,因此
。
2)确定的大值

由图5-26查得。则

因为,因此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8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56~62HRC。
由图5-29c查得弯曲疲劳强度极限应力
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

因此取;则=600Mpa
2)小齿轮的名义转矩

3)选取载荷系数K=1.6
4)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
因此
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)校核齿根弯曲强度

故,轴强度满足要求。
可是考虑的中心距的问题,因此将模数增大到4.5

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·m
2．选择材料并按扭矩初算轴径
选用45调质,硬度217~255HBS, =650Mp
根据课本P235(10-2)式,并查表10-2,取c=115
dmin=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=33mm
3.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<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
①求平均节圆直径:已知d1=28mm
dm1= d1(1-0.5R)=4mm
②锥齿轮受力:
已知T1=196N·m,则
圆周力:Ft1= T1/dm1==4117.6N
径向力:Fr1=Ft1·
=1404.1N
轴向力:Fa1=Ft1·tanα
=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 N
FCy=-FBy=2108.4N

(3) 求弯矩,绘制弯矩图(如下图)
MCx=-Ft·CD=-347.7N·m
MCy1 =FBy·BC=-64.1 N·m
MCy2=-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·m
6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<
因此其强度足够.
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217~255HBS
根据课本P235(10-2)式,并查表10-2,取c=108

3.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=(1.2~1.5)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mm,齿轮键长L=B-(5~10)=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= T2/d1=12442.5N
径向力:Fr1=Ft1·tanα=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= T2/dm2=3903.5N
径向力:Fr2=Ft1·tanαcos=496.87N
轴向力:Fa1=Ft2·tanα=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

因此其强度合适。
输出轴设计(Ⅲ轴)
已知:输出轴功率为P=13.9kW,转速为68.8r/min,转矩为1929.4N·m,大圆柱齿轮的直径为360 mm,齿宽为4.5mm。
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 =70mm,长度为132mm。故取d1-2 =70mm,l1-2=130mm
3. 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=30+30=60mm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因此取
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-(5~10)=60mm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·m
6)判断危险剖面:
C截面:24.2MPa<
A截面直径最小也为危险截面:33.9MPa<
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．联轴器的选择
输入轴联轴器:
查<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,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm.
输出轴联轴器:
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 =70mm,长度为132mm。
所选联轴器的额定扭矩均大工作扭矩故,满足需求。

九．减速器箱体结构尺寸
名称
符号
结果
机座壁厚

8
机盖壁厚

8
机座凸缘厚度
b=1.5
12
机盖凸缘厚度

12
机座凸底缘厚度

20
地脚螺钉直径
=0036a+12=19.2
M20
地脚螺钉数目
n
4
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=150~200
180
轴承端盖螺钉直径

M8
窥视孔盖螺钉直径

M8
定位销直径

8
df、d1、d2到外机壁距离
C1(27,23,17)
27,23,17
d1、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+(8~12)=44~48
46
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1＞1.2
12
齿轮端面与内机壁距离
△2＞
10
机盖、机座肋厚
m1≈0.85,m2≈0.85
7
轴承端盖外径
D2=1.25D+10
135,148,223
轴承端盖凸缘厚度
t=(1~1.2)d3
9
轴承旁联接螺栓距离
S≈D2
135,148,223

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,因此圆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≥30~60mm。因为大圆锥齿轮的线速度为4.87m/s>2m/s,能够利用齿轮飞溅的油润滑轴承,并经过油槽润滑其它轴上的轴承,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
经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,反重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。经过三个星期的设计实践,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,她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. 纪名刚<机械设计>第八版 高等教育出版社
2. 王旭、王积森 <机械设计课程设计> 机械工业出版社
3. 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

注释及说明

F=7KN

V=1.10m/s

D=400mm

P=13.00kW

η总=0.86

Pd=15.13kW

nw68.97r/min

电动机型号
Y200L1—6

i总=10.6

i1=2.66

i2=3.99

<机械设计学习指导>57页

nI =730r/min
nII=274.4r/min
nIII=68.8r/min
nIV= nIII=68.8

PI=14.98Kw
PII=14.3kW
PIII=13.9kW
PIV=13. 8 kW

Td=198 N·m
TI=196N·m
TII=497.7N·m
TIII=1929.4N·m
TW=1910.1 N·m

V= 1.1103m/s

σFp1 =446Mpa
σFp2= 338Mpa
σHp2n=580Mpa

<机械设计基础第四版>P82

P92~P93

T

=563Mpa

m=4

a=220mm

<机械设计课程设计>P22

d12 =35mm
d2-3=42mm
d3-4=d5-6
=45mm
d4-5=54mm
d67=42mm
l12 =60mm.

l23=50mm
l3-4=26mm
l45=120mm
l56=26mm
l67=78mm

Ft1 =4117.6N

Fr1=1404.1N

Fa1=524.1N

FBX =255.6N
FBY=704.3N
=6684.0N
FCy=2108.4N

MCx=-347.7N·m

MCy1=64.1N·m

MCy2=-24.9N·m

Mec =275.06N·m

σe =1.36Mpa

N·m
N·m
N·m

N·m

N·m

=40.34mm

d12= d56=50mm

d23=d45=57mm

d34=63mm

l23=52mm

=46mm。

Ft1=12442.5N

Fr1=4528.7N

Ft2=3903.5N

Fr2= 496.87N

Fa1= 1331.1N

AB=92mm,
BC=65mm,
CD=125mm

=-8145.3N
=-8200.7N

d1-2 =70mm
d2-3=77mm

=104mm
=90mm
l1-2=104mm
l23=66mm
=60mm

=10mm