机械设计课程设计圆柱圆锥齿轮减速器设计（有图纸）.doc

Zhejiang Ocean University机械课程设计说明书全套CAD图纸，加 153893706班级：A04机械（2）班学号：040101206姓名：指导老师：  目        录 第一节  设计任务-(3) 第二节  电动机的选择和计算-(4) 第三节 齿轮的设计和计算-(7)第四节 箱体的设计计算- - (16) 第五节 轴的设计和校核- -(18)第六节 键的校核-(28) 第八节 设计结果附录 -(32)第九节 小结 -(34)第一节 设计任务  带式运输送机的原理是由电动机通过圆柱-圆锥齿轮减速器给输送机工作轴传力和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下： 1、 原始数据1) 运输带工作拉力为1.4kN；2) 运输带工作速度为0.85m/s；3）滚筒直径D641mm；4) 滚筒效率0.955) 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35度7）使用折旧期10年，4年大修一次；8）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产 2.参考传动方案第二节电动机的选择1、选择电动机的类型按已知工作要求和条件范围选用Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2、确定电动机功率工作所需电动机功率查机械设计手册中的机械传动效率表可得：两级圆锥-圆柱减速器的效率为0.94给定的设计参数=1400N，=0.85m/s所以，=1.19kw电动机的输出功率，其中为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率： 其中连轴器效率=0.99，滚子轴承效率=0.98，7级精度齿轮传动效率=0.97，滚筒滚动效率=0.95，得：电动机所需工作功率为： PP/1.49kW因工作载荷稳定，电动机额定功率只需大于即可=（11.3）所以查Y系列三相异步电动机技术数据表选电动机的额定功率为1.49KW（3）确定电动机转速卷筒轴作为工作轴，其转速为： =25.34r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，1级圆锥齿轮减速器传动比i23，二级圆柱齿轮传动比i840，则总传动比合理范围为i16120，电动机转速的可选范围为ni×n（16120）×25.34（4503041）r/min。符合这一范围的同步转速有750，1000，1500和 3000 r/min根据容量和转速，由有关手册查出有三种传动比方案：方案电动机型号额定功率电动机转速 r/min电动机重量 N同步转速满载转速1Y100L61.5kw10009403502Y90S-21.5kw300028402203Y90L-44.0kw15001400270综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L6的三相异步电动机，额定功率为1.5kW，满载转速n940 r/min，同步转速1000r/min。其主要性能如下：型号额定功率KW满载时转速r/min电流（380v 时 ） A效率%功率因数%Y100L61.5940677.574622 电动机的外形如图: 3、传动装置的总传动比和传动比分配（1）总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 in/n37.10 （2）传动装置传动比分配ii×i式中i，i分别为减速器的高速级齿轮和低速级齿轮的传动比。高速级齿轮的传动比取i2.5，则低速级齿轮的传动比为ii/ i37.10/2.514.84。四.传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速   nn940/min   nn/i 940/2.5376 r/min   nn/ （i×i）376/14.84=25.34r/min 工作轴：n= n=25.34r/min（2）各轴输入功率   PP×1.49×0.991.48kW   PP×1.48×0.98×0.971.41 kW   PP×1.41×0.98×0.971.34Kw 工作轴： =  P=1.34 ×0.98×0.99=1.30Kw（3） 各轴输入转矩   轴  T9550 P/ n=9550×1.48/940=15.04kN·m  轴  T9550 P/ n=9550×1.41/376=35.81 kN·m  轴  T9550 P/ n=9550×1.34/25.34=505.01kN·m 工作轴 T=9550×1.30/25.34=489.94kN·m运动和动力参数计算结果整理于下表轴名参数 电动机轴  轴 轴轴 工作轴转速（r/min）94094037625.3425.34功率P(kw)1.491.481.411.341.30转距T(Nm)15.1915.0435.81505.01489.94传动比i12.518.841效率0.990.970.950.94第三节.齿轮的设计计算 （一）高速级齿轮传动的设计计算、齿轮材料，热处理及精度1）按照输送机构的传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动2）输送机为一般工作机器，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料的选择： 查机械手册表选择小齿轮材料为40Cr钢，硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS。二者材料硬度差40HBS。4）选小齿轮齿数Z=25，大齿轮Z=2.5 取整得Z=63。2、按齿面接触强度计算：由计算公式d进行计算确定公式内的各计算值：试选定载荷系数1.3计算小齿轮的转距： 齿宽系数由查表得，材料的弹性影响系数按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的 (6)由公式计算压力循环次数，N=60=60N=查得接触疲劳寿命系数K,K 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1，安全叙述为S=1，可得，=2） 计算：计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值，d=(2)计算圆周速度vv(3)计算载荷系数：根据v=3.14m/s ，7级精度，查得动载系数K=1.56查得使用系数：K查得7级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：K 代入数据得：K=1.88有由b/h=10.666，查表得，K=1.88故载荷系数 K=KKK K=1.25(4)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d=大齿轮齿数其中c=18（因为两齿轮齿面硬度都小于350HBS）mm 取=63 =62.1/2.5=24.8取为25齿数比u=63/25=2.52 而之前设定的传动比为2.5与设计要求传动比的误差为 在误差允许范围内（5）模数 大端模数=对比此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根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2.55并就近圆整为标准值m=3mm（6）分度圆直径： (7)节锥顶距 （8）节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等）（9）大端齿顶圆直径:小齿轮 mm大齿轮 mm（10）齿宽 取（11）两个圆锥直齿的具体数据如下：1）齿轮 1 的材料及热处理 材料名称 40Cr 热处理 调质 硬度范围 235275(HBS) 硬度取值 275 (HBS) 接触强度极限应力 b(H1) 733 (N/mm2) 接触强度安全系数 S(H1) 1.10 弯曲强度极限应力 b(F1) 299 (N/mm2) 弯曲强度安全系数 S(F1) 1.40 齿轮 2 的材料及热处理 材料名称 45 热处理 调质 硬度范围 217255(HBS) 硬度取值 240 (HBS) 接触强度安全系数 S(H2) 1.10 弯曲强度极限应力 b(F2) 231 (N/mm2) 弯曲强度安全系数 S(F2) 1.40 弯曲强度许用应力 (F2) 316 (N/mm2) 2）、齿轮基本参数(mm)- 项目名称 齿轮 1 齿轮 2 - 1. 大端模数 m 3.00 - 2. 齿 数 z 25 63 - 3. 大端分度圆直径 de 75.00 187.50 - 4. 分锥度（度） 21.6444 68.3556 - 5. 切向变位系数 xt 0.00 0.00 - 6. 法向变位系数 x 0.00 0.00 - 7. 外锥距 Re 101.67 - 8. 齿宽系数 R 0.30 - 9. 齿 宽 B 30.50 - 10. 轴线夹角 90.0000 （度） - 11. 顶 隙 不等顶隙 - 12. 平均分度圆直径 dm 63.75 159.38 - 13. 中锥距 Rm 86.42 - 14. 平均模数 Mm 2.55 - 15. 齿顶高 Ha 3.00 3.00 - 16. 齿根高 Hf 3.60 3.60 - 17. 齿顶角 a（度） 1.6902 1.6902 - 18. 齿根角 f（度） 2.0279 2.0279 - 19. 顶锥角 a（度） 23.3346 70.0457 - 20. 齿顶角 f（度） 19.6165 66.3276 - 21. 齿顶圆直径 da 80.58 189.71 - 22. 冠顶距 AK 92.64 34.71 - 23. 大端分度圆齿厚 s 4.71 4.71 - 24. 大端分度圆法向弦齿厚 s 4.71 4.71 - 25. 大端分度圆法向弦齿高 hn(_) 3.03 2.98 - 26. 当量齿数 zv 26.90 169.45 - 27. 导圆半径 r 0.00 - 28. 端面重合度 v 1.76 - 29. 轴向重合度 v 0.00 - 30. 法向重合度 vn 1.76 - 31. 中点分度圆的切向力 Ft 449.36 - 32. 径向力 Fr 152.02 60.33 - 33. 轴向力 Fx 60.33 152.02 - 34. 齿轮速度 Vm 3.14 - 3）、接触强度、弯曲强度校核结果和参数 1. 齿轮1接触强度许用应力H1 633.15 (N/mm2) 2. 齿轮2接触强度许用应力H2 509.55 (N/mm2) 3. 接触强度计算应力H 464.55 (N/mm2) 满足 4. 齿轮1弯曲强度许用应力F1 409.45 (N/mm2) 5. 齿轮1弯曲强度计算应力F 78.48 (N/mm2) 满足 6. 齿轮2弯曲强度许用应力F2 315.89 (N/mm2) 7. 齿轮2接触强度计算应力F 78.27 (N/mm2) 满足 4）1. 圆 周 力 Ft 449.36 (N) 2. 齿轮线速度 Vm 3.14 (m/s) 3. 使用系数 Ka 1.25 4. 动载系数 Kv 1.56 5. 齿向载荷分布系数 Khb 1.88 6. 齿间载荷分布系数 Kha 1.20 7. 是否修形齿轮 否 8. 节点区域系数 Zh 2.50 9. 材料的弹性系数 ZE 189.80 10. 接触强度重合度系数 Ze 0.86 11. 接触强度螺旋角系数 Zb 1.00 12. 重合、螺旋角系数 Zeb 0.86 13. 锥齿轮系数 Zk 1.00 14. 接触疲劳寿命系数 Zn 1.00 15. 是否允许有一定量的点蚀 否 16. 润滑油膜影响系数 Zlvr 0.95 17. 润滑油粘度（50度） 120.00 18. 工作硬化系数 Zw 1.00 19. 接触强度尺寸系数 Zx 1.00 20. 齿向载荷分布系数 Kfb 1.88 21. 齿间载荷分布系数 Kfa 1.20 22. 抗弯强度重合度系数 Ye 0.68 23. 抗弯强度螺旋角系数 Yb 1.00 24. 抗弯强度重合、螺旋角系数 Yeb 0.68 25. 复合齿形系数 Yfs 4.58 4.56 26. 寿命系数 Yn 1.00 1.00 27. 齿根圆角敏感系数 Ydr 0.95 0.95 28. 齿根表面状况系数 Yrr 1.00 1.00 29. 尺寸系数 Yx 1.01 1.01 31. 齿根表面粗糙度 Rz16m 32. 基本齿条类别 hf/Mnm = 1.25, pf/Mnm = 0.20 （二）低速级齿轮传动的设计计算选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按照输送机构的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）输送机为一般工作机器，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料的选择： 查机械手册表选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS。二者材料硬度差40HBS。4）选小齿轮齿数Z=25，大齿轮Z=14.84。 按齿面接触强度计算：由计算公式d进行计算确定公式内的各计算值：试选定载荷系数1.3计算小齿轮的转距： 齿宽系数由查表得，材料的弹性影响系数按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa小齿轮的大齿轮的由公式计算压力循环次数，N=60=60N=Ni查得接触疲劳寿命系数KK 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全叙述为S=1，得=2） 计算：计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值，d=33.02mm 计算圆周速度v： 假设K，可查表得，计算齿宽b: b= d1.4计算齿宽与齿高之比b/h模数：m= d齿高：h=2.25m=2.25则b/h=36.9/3.32=11.1145计算载荷系数：根据v=0.72609m/s ，7级精度，查得动载系数K=1.06查得使用系数：K查得7级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：K 代入数据得：K=1.417有由b/h=11.1145，查表得，K=1.4故载荷系数 K=KKK K=1.814按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， d=计算模数：m=36.9/25=1.476mm 3）按齿根弯曲强度设计：得弯曲强度的设计公式为m确定各项计算值； 查得小齿轮的弯曲强度极限：，大齿轮的弯曲强度极限为 查得弯曲疲劳寿命系数KK计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数，S=1.4，则可得 =计算载荷系数K：K=KKKK=1.814查取齿型系数Y，Y，查取应力校正系数得：Y, Y计算大小齿轮的，并加以比较： 设计计算：m=,对比此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根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1.476并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径=36.9mm，则小齿轮齿数Z，Z各取整后为 Z20 =297几何尺寸计算： 计算中心距：a=mm 计算齿轮宽度：b= 取B 第四节. 箱体结构的设计计算已知：中心距 a=291.9mm1、机座壁厚 2、机盖壁厚 3、机座凸缘厚度4、机盖凸缘厚度5、机座底凸缘厚度6、地脚螺钉直径 由机械设计手册上查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M（12）7、地脚螺钉数目因为， 所以n=68、轴承旁连接螺栓直径；取mm。查的标准件六角头螺栓C级 其螺纹规格 d为M（10）9、机盖与机座连接螺栓直径查的标准件六角头螺栓C级 其螺纹规格 d为M（6）10、连接螺栓的间距，取11、轴承端盖螺钉直径 查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M（6）12、窥视孔盖螺钉直径查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M（4）13、定位销直径查的标准件圆住销(公称直径)d=10 a=1.2 c=2.014、至外机壁距离有机械设计课程设计指导书中查的15、至凸缘边缘距离同样取16、轴承旁凸台半径17、外机壁至轴承座端面距离18、大齿轮顶圆与内机壁的距离 取=20mm19、齿轮端面与内机壁的距离 取20、机盖、机座肋厚21、轴承端盖凸缘厚度取t=12mm第五节轴的设计和校核51减速器高速轴的设计1轴的材料选折选择轴的材料为45钢，调质处理，抗拉强度极限=640Mpa，屈服强度极限=355Mpa，剪切疲劳极限=155Mpa，弯曲疲劳极限=270Mpa，许用弯曲应力=60Mpa。2轴的初步计算(1)初步确定轴上的受力轴的输出功率P I=1.41kw，转速NI=940/min，转矩TI=14.89kN·m，高速轮锥齿轮dm1=75mm；作用在齿轮上的力：Ft=2T1/d1=2*14890/75=397.1NFt1= Ft /cos=397.1/cos200=422.6NFr1= Ft*tgcos=397.1*tg200cos21.960=134.1NFa1= Ft*tgsin=397.1*tg200sin21.96=54.1N(2)处定轴的最小直径=13.02mm查取机械手册配合HL1的联轴器实际取dmin=14mm(3)确定联轴器型号及标准直径联轴器转矩Tca=KAT1=160N·mm(4)滚动轴承选用31305型，d=24mm,T=16mm3轴的结构设计(1)轴的方案设计(2)各段直径及长度d12=14mm l12=30mm(比联轴器略短)d23=20mm l23=36mmd34=24mm l34=16mm(一对轴承及台阶宽度之和)d45=30mm l45=42mmd56=24mm l56=16mmd67=20mm l67=50mm (比齿轮轮毂略短)6右侧用挡圈固定d6=31mm选材结果：轴材料用45钢，许用弯曲应力=60Mpa联轴器平键b*h=6mm*6mm,L=63mm(3)轴上零件的周向固定齿轮及联轴器处均采用平键联接。由d12=14mm查得联轴器平键选b*h=4mm*6.5mm,L=25mm由d56=24mm查得锥齿轮平键选b*h=8mm*7mm,L=29mm(4)轴上圆角及倒角尺寸参考表15-2，取倒角为1*450，圆角半径见方案设计图。4轴上载荷计算轴的支承跨距l1=103mm，l2=45mm(1) 水平支反力Fha1=Ft1 l2/( l1-l2)=422.6*45/58=327.9NFhb2=Ft1 l1/( l1-l2)=422.6*103/58=750.1N(2) 垂直支反力Fva1=Fr1 l2/( l1-l2)=134.1*45/58=104.0NFva2=Fr1 l1/( l1-l2)=134.1*103/58=238.0N(3) 弯矩MH=Fa d1/2=54.1*14/2=378.7N·mmMv1=Fva l1/2=104*103/2=5356N·mmMv2=Fvb l2/2=238*45/2=5355N·mm(4) 合成弯矩M1=5369N·mmM2=5368N·mm(5) 转矩T=9.55*106*P/N=9550000*1.48/940=15036.2 N·mm由上述数据得到的弯矩图如下5危险面校核(1)当量弯矩Me1=8942.0N·mmMe2= Me1=8942.0 N·mm(2)校核e1= Me1/(0.1d3)=8942.0/(0.1*143)=32.59Mpae2=e1=32.59Mpa由于e2=e1=32.59Mpa<-1=60Mpa，所以轴的危险面满足强度要求，故前面所得轴的尺寸符合要求。校核结果：当量弯矩Me1=8942N·mmMe2=8942 N·mm弯曲强度e2=e1=32.59Mpa52、减速器中间轴的设计1选择轴的材料，确定轴的许用应力选择轴的材料为45钢，调质处理，抗拉强度极限=640Mpa，屈服强度极限=355Mpa，剪切疲劳极限=155Mpa，弯曲疲劳极限=270Mpa，许用弯曲应力=60Mpa。2轴的初步计算(1)初步确定轴上的受力轴的输出功率P I=1.41kw，转速NI=376r/min，转矩TI=35.4N·m，锥齿轮dm2=186.518mm，圆柱齿轮d1=37mm作用在齿轮上的力：Ft1=379 NFa1=0.379*tan 200*cos710826”=51.6NFr1=0.379*tan 200*sin710826”=127.9NFt2=1900NFr2= Ft2 tan a =1.9*tan 200=691.4N(2) 估算轴径选取轴的型号轴径计算公式查手册可知道A0=103126 mm=17.4mm取轴d = 20mm(3) 轴承选取选用圆锥滚子轴承，型号为30304，由手册查得相关数据：外径D=52mm，孔径d=20mm，T=16.25mm,轴承采用飞溅润滑，轴上不设挡油环3轴的结构设计(1)轴的方案设计选材结果：轴材料45钢许用弯曲应力=60Mpa。计算结果：Ft1=379 NFa1=51.6NFr1=127.9NFt2=1900NFr2=691.4N轴上的零件从轴的两端依次安装直尺圆锥齿轮、左套筒、左端轴承和左端盖由左端装配直尺圆柱齿轮，右套筒、右端轴承和右端盖由右端装配(2)各段直径及长度轴承处直径：d 12= d 78=20mm轴承处长度：L12=L78=23.25 mm套筒处直径（自由段）：d23=d67=28mm套筒处长度（自由段）：L23= L67=23mm圆锥齿轮处的直径：d34= 32mm（齿轮孔径大于所通过的轴径）圆锥齿轮处长度：L34=33mm (轴段长度应略小于轮毂长度)轴环的直径：d45=38mm(轴环高度 h =(0.070.1)d=2.13mm，取h=2.5mm，则轴环直径为d3=（30+2*2.5）=38mm)轴环处宽度：L45=20mm，轴承与箱体内壁距离 s =8 mm圆柱齿轮处的直径：d56= 32mm（齿轮孔径大于所通过的轴径）圆柱齿轮处长度：L3=52mm (轴段长度应略小于轮毂长度) (3) 轴上零件的周向固定由d3=d5=32mm查得联轴器平键选b*h=8mm*7mm,L1=30mm，L2=47mm(4)轴上圆角及倒角尺寸取倒角为1*450，圆角半径见方案设计图。4轴上载荷计算轴的支承跨距L1= 0.5*34+18+（19-13）=41mmL2=0.5*(34+70)+13=65mmL3=0.5*70+18+(19-13)=59 mm(1) 水平支反力FBH= =33268.4NFAH=+FBH= 29753.6N(负号表示与原方向相反)(2) 垂直支反力FB