一级圆锥齿轮减速器设计计算说明书

机械课程设计计算说明书设计题目：一级圆锥齿轮减速器班级:学号:姓名:指导老师:目录一、设计任务 二、电动机的选择犯锥齿轮的设计计算轴的设计计算第10页第18页五、键的校核六、润滑方式及密封形式的选择第19页七、减速器箱体设计第20页八、设计总结第21页参考文献第22页1 电动机2 联轴器3 圆锥齿轮减速器4 一链传动5带莪运输机第一章设计任务1设计题目用于带式运输机的一级圆锥齿轮减速器。传动装置简图如右图所Zjo给定条件：由电动机驱动， 运输带工作拉力为2800N,运输 带速度为1 8m/s,运输机滚筒直径为320mm。（1）带式运输机数据 见数据表格。（2）工作条件两班制工作，空载启动, 单向连续运转，载荷平稳。 运输带速度允许速度误差为 5%o（3）使用期限工作期限为十年，每年工作300天：检修期间隔为三年。（4）生产批量小批量生产。2. 设计任务1）选择电动机型号；2）确定链传动的主要参数及尺寸;3）设计减速器；4）选择联轴器。3. 具体作业1）减速器装配图一张；2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）:3）设计说明书一份。第二章电动机的选择2-1选择电动机类型和结构型式由电动机工作电源，工作条件荷载和特点选择三相异步电动机。2-2选择电动机容量标准电动机的容最由额定功率表示。所选电动机额定功率应等于或稍大于工 作要求的功率。容最小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机 长期过载，发热大而过早损坏；容最过大，则增大成本，并且由于效率和功率 因数低而造成浪费。由于工作所给的运输带工作压力F=2800N,运输带工作速度V=1.8m/s得工作所需功率Rv为：pw = FV/1000 = 5.04KW电动机至工作机之间传动装置的总效率为：1 = Th%诫”4“5 = 0.993 X 0.97 X 0.993 X 0.96 X 0.97 a 0.870 所需电动机的功率为：PH = pw/n = 5.04 -r 0.870 = 5.79kw 式中：ni = 0-993联轴器的效率；112 = 0.97圆锥齿轮效率；)3 = 0.99滚动轴承的效率；)4 = 0.96链轮传动的效率；= 0.97-传动滚筒的效率。因为电动机的额定功率P领略大于Pd，选同步转速750r/min选Y160L-8型三相 异步电动机，其P祯=7.5kw, lb =720 r/min2-3确定电动机的转速，总传动比与各级传动比工作机的转速=60v _ 60x18nD nx0.32=107.43r/niin传动装置的总传动比为：i = L =务=6.7Hw 1U/.43式中5电动机的满载转速，r/min：%工作机的转速，r/min0二级传动中，总传动比为6.7减速器传动比ioi = 3,则链式传动传动比迪=丄=? = 2.2310132-4计算传动装置的运动和运动参数1）备轴转速：传动装置从电动机到工作机有三轴，依次为1, 2, 3轴，则: 电动机轴no = Hb=720r/min高速轴山=nm=720r/min低速轴 “2 =工=720/ = 240r/min!01 滚筒轴1 = 240 i022.23=107.6r/niin2) 各轴输入功率：电动机轴Po = Pd=5.79KW高速轴Pi = P0ii=5.79 X 0.993=5.75KW低速轴 P2 = Pi忖3 = 5.75 X 0.97 X 0.99 = 5.52KW 滚筒轴 P3 = P2T13n4 = 5.52 X 0.99 X 0.96 = 5.25KW3) 各轴转矩:电动机轴 To = 9550 X 彗=76.80N. m低速轴t2 =955OX = 219.65N.in;高速轴L = 9550 X箸=76.27N.m;滚筒轴 T3 = 9550 X 般=465.96N.nio107.6运动和动力参数的计算如下表2-1所示:输入功率P/KW转速 n/(r/min)转矩T/N.m传动比/i效率T电动机轴5.7972076.8010.993高速轴5.7572076.2730.96低速轴5.52240219.652.230.95滚筒轴5.25107.6465.96第三章圆锥齿轮的设计计算1选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数：（1）选择材料及热处理小圆锥选用40Cr,调质处理，调质硬度为280HBS； 大圆锥选用调质处理，调质硬度为240HBS。（2）选齿轮小齿轮选Z=24,大齿轮选7=72；大小圆锥均选用7级精度。轴交角为90度的直齿圆锥齿轮传动u=-=3=tan=cot,得6=71.6,Z1一8X =18.42. 按齿而接触疲劳强度计算：di 2.92KT】0)R(l- 0.5Pr)2u1）定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt=1.3.（1）小圆锥齿轮的转矩Ti =7.627 x 104 N.mm ；（2）查机械设计教材可知锥齿轮传动的齿宽系数r = ?（3）从表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa：（4）有图1021d按齿面硬度查得大小齿轮的解除疲劳强度极限HiHriOOMPa, crHhm2=550MPa；（5）计算应力的循环次数：N =60 j =60 X 720 X 1 X 2 X 8 X 300 X 10 = 2.07 X 1092.07X109=0.69 X 109(6) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=l,由式(10-12)得%】 =Khn 1 叫 /S=0.9 x 600=540MPa: 2=KHN2crliltt2/S=0.95x550=522.5MPa；2) 试算小齿轮分度圆直径KTiDr(1-O.5 314KT丄YYsam_ Jir（i-o.S4r）2Z12VU2+i Of=2.98对此结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲强度计算的模 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的直径有关。取由弯曲强度算 得的模数，就近圆整为m=3o按接触算得的分度圆直径=91.866111111,算 得小齿轮齿数勺=30,大齿轮齿数花=90。这样设计的齿轮传动既满足了齿面接触强度乂满足了齿根弯曲疲劳强度， 并做到了结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算：1）计算分度圆直径d = z1 m=90mmch =厶 m=270mm2）锥度 R= di = 90 X 学=142.3mm3）锥齿宽度 b= R=|x 142.3=47.4nuiio 选取宽度B = B2 = 45mm。4）数据整理名称符公式直齿圆锥直齿圆锥大号小齿轮齿轮齿数Zz3090模数mm3传动比113分度圆锥 度8= arctg -, i& = 9018.4#71.6分度圆直 径dd = niz90270齿顶高広h_ = h：m0fl33齿根高hfhf =（h； + c* ）m3.63.6齿全髙hh = g+hf6.66.6齿顶圆直 径4dal = dj + 21mcos da2 = cU + 21yncos&95. 69（大 端）271. 89 （大 端）齿根圆直 径dfdf = 4 - 2h；mcos A。霁=112 X 黑 = 22.39mm3、轴的结构设计（1）下图为I轴的装配方案：4、选择联轴器：根据条件选取Ka = 1.3确定联轴器转矩TCJ1 = KaTx = 1.3 X 76.27 = 99.15N. m结合电动机型号，选用弹性套柱销联轴器，型号TL7联轴器即该端选用的半轴连接器的孔径由勺査表13-5,并用线性插值法求得：X1 = 0.56Y1 = 2.36,由此可得Pi = fp(XiFrl + YiFal) = 1.1 X (0.56 X 1085.41 + 2.36 X 234.94) = 1278.52N轴承2： * = 0由表13-5,用线性插值法可得:血=1.6由勺差表13-5得X? = 1均=0,由此口J得P2 = fp(X2Fr2 + Y2Fa2) = 1.1 X 1 X 3221.57 = 3543.73N轴承寿命S计算 因为P vP-所以按轴承2计算轴承的寿命10660 X 720S543.73丿=76566.03 48000所选轴承6309深沟球轴承合格4、做弯矩图和扭矩图如下FH1I FI FH2HHF+5、校核轴的强度由弯矩图可知危险截面出现在轴承2处。校核轴上最大弯矩截面的强度:全。小12+（灯尸J28.702+ 110.252+(0.6x76.27)久9.11X10-6=13.47MPa A0=112x=31.9mm由于有键槽的存在，取山曲=40mm3. 轴的结构设计（1）、根据轴向定位的要求确定轴的各段岂径和长度，如下图:(A11ZTra:1）取d = 40mm Lq = 70mm2）初步选择滚动轴承。轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承 6309,其尺寸为d X D X B = 45 X 100 X 25。确定 d3 = 45 mm 取 I3 = 24mm。3）套筒的长度取为8mm,取17 = 35mm4）査滚动轴承手册，可取d6 = 50mm取齿轮的轮毂长为80mm,则可取k = 78mm,定位轴肩的高度h 0.07d6,故取 h=4mm,可得ds = 58mm,取 I5 = 8mm d4 = 5 Omni 14 = 142 mm各段的直径和长度如下表所示各段标号1234567d/mm404245505850451/nim70502414287835至此，已初步确定了轴的各段直径和长度（3）、轴上的零件的周向定位齿轮、链轮与轴的周向定位均采用平键联接。查设计手册选链轮与轴周向 定位的键的公称尺寸为bxh= 12X8,键的长度定为60imn,齿轮与轴周向定 位的键的公称尺寸为b X11 = 14X9,键的长度定为601111111、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2X452. 求轴上的载荷根据轴的结构图（图3）作出轴的计算简图（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作 用点）。轴承1和轴承2之间的距离为261mm,轴承2和锥齿轮间的距离为91.4mm大锥齿轮:因己知大锥齿轮的平均分度圆直径为dg = 227.31nun,而2T丄2x219.6502273=1932.69NFrl = FttanacosSx = 1932.69 X tai*弦0cos716 = 222.04NFal = FttanasinSi = 1932.69 X tai20sin71.6 = 667.48N3、求作用在轴上的支反力FHi = -212.37N FH2 = 434.41NFV1 = 675.77NFV2 = 12 5 6.92 NFal = 0 Fa2 = 667.48NFrl = /212.372 + 675.772 = 708.35NFr2 = x/434.412 + 1256.922 = 1329.87N4、校核轴承寿命：查手册得6309型深沟球轴承参数G = 52800N= 31800N查表13-6得$ = 1.1（1）计算轴承所承受的轴向载荷 因为轴承1固定，轴承2游离，结合受力分析图可知，轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”。由此可得轴承1不受轴向力，所以Fal = 0= 667.48N（2）计算当屋动负荷片 =061轴承、= 岛=，由表用线性插值法可求得：5 = 0.16 （Jo 31OUU可 一 684.03由勺査表135,并用线性插值法求得：X = lYi = 0,由此可得Pi = fp(XiFri + YxFai) = 1.1X 1 X 708.35 = 779.19N轴承厶沪寫= 126由表13-5,用线性插值法可得:釵=0.20J 1 = 0.50“Fr 1329.872由e2査表13-5得X2 = 0.56 Y2 = 2.2,由此可得P2 = fp(X2Fr2 + Y2Fa2) = 1.1 X (0.56 X 1329.87 + 2.2 X 667.48) = 2434.5ON(3) 轴承寿命5计算因为P1 48000h 60 X 240 2434.50丿所选轴承6309深沟球轴承合格5、做弯矩图和扭矩图如下FH1nnllTntirrr%0?IFV1VnrFV2I;1U.516、校孩轴的强度由弯矩图可知危险截面出现在轴承2处。校核轴上最大弯矩截面的强度：=曲空=阿.792+】：竽型=18 43Mp v 訂=60MPa ,故caW9.72x10-6a L 1Ja安全。第五章键的校核5-1轴一键校核（一）键的校核:轴一左键强度计算：=ZljXlO = 2X76QX1O = 1409Mj 60MFP1 kid4x68x40aa轴一右键强度计算2T, x 1032 x 76.67 x 103= = 38.72MB 60MBP2 kid4x 30 x 33a所以两键均安全。5-2轴二键校核（一）键的校孩 轴二左键强度计算：=2T2 X = 2 X 220.84 X 10? = 57.5M為 60M匕P 丄kid 4 X 48 X 40轴二右键强度计算=2丁2 X 103 = 2 X 220.84 x IP3 = 42.67M匕 8 取8= 10(2) 箱盖璧厚 ,査表得为0.0085(1!+ d2) + 1 8 取 5i = 10(3) 箱座凸缘厚度b= 1.55= 15(4) 箱盖凸缘厚度：bA = 1.5& = 15(5) 箱座底凸缘厚度b? = 2.5S = 25(6) 地脚螺栓设计 df = 0.015(d 丄 + d2) + 1 12取 df = 16(7) 地脚螺栓数目n = 4(8) 轴承旁联接螺栓直径心= 0.7df = 11.2取d1= 12(9) 箱盖与座箱联接螺栓直径d? = (0.50.6)df = 8-9.6 取d? = 10(10) 联接螺检CU的间距1 = 150-200(11) 轴承端盖螺钉直径 cig = (0.4-0.5) df = 6.4-8： 取 dg = 8(12) 窥视孔盖螺钉直径dq = (0.3-0.4) df = 4.8-64； 取血=6(13) 定位销直径 d= (0.70.8)d2 = 78：取d = 8(14) 螺栓扳手空间与凸缘宽度：安装螺 栓直径1M8MIOM12M16M20M24M30至外箱 壁直径lnnn131618co263440至凸缘 边距离11141620242834沉头座 直径Dzmm20242632404860(15) 轴承旁凸台半径Ri = C2 = 16：(16) 凸台高度：11 = 20(17) 外箱壁至轴承座端距离h = q + C2 + (5-10) = 39-44 取1丄=42(18) 人齿轮顶圆与内壁距离山 1.25 取人丄=14(19) 齿轮端面与内距离山 心取山=12(20) 箱盖,箱座肋#nh 0.85& = 8.5 m 0.858 = 8.5；(21) 轴承端盖外径D?=轴承孔直径+ (55.5)d3 = 140-144取D? = 142(22) 轴承端盖凸缘厚度t= (l-1.2)d3 = 8-9.6：取t = 9(23) 轴承旁联接螺栓距离s D2 = 142第八章设计总结1、做设计时，存在很多问题，碰到很多麻烦。因为自己是第一次做整个机器的设计，所以 一开始很多东西都没考世周全，只是按着课本一步步去进行设计计算，结果发现后面有些 情况跟前面的对不上，只好又从头来过。开始的计算一些尺寸没有从箱体总体结构去分析, 当画装配图时才发现很多不能相配合，所以又回到前面去改。虽然现在完成了，町能还存 在一些不合理的地方。2、设计的过程中遇到不少的困难，手头的资料只有课本还有就是本机械课程设计指导, 有时候发现资料不够，只能通过网络到处找资料，这花费了不少的时间。尤其后面处于考 试复习阶段，一边复习一边抽时间做设计，整天的时间都花在里面，经常到了晚上睡觉的 时候，整个人脑都有点晕晕的。3、虽然设计的过程中遇到不少的困难，但址终还是一步步地将设计完成了，我觉得这次 设计是人学以来学到专业知识瑕多的一次，并且很多以前学过的知识这次都运用上了，相 当于重新地复习了一遍，对于绘图软件的应用进一步地熟练了。所以整个过程卜来学到的 东西还是挺多的，挺有意义的。参考文献1 濮良贵，纪名刚机械设计.8版.北京:高等教育出版社,2011.2 孙恒，陈作模，貝文杰机械原理.7版 北京：高等教育出版社，2011.孔凌熱张春林机械基础综合课程设计北京：北京理工大学出版社，20044胡凤兰互换性与技术测最基础北京：高等教育出版社，2011