二級圓錐圓柱齒輪減速器機械設計說明書(最新)(1)

1、機械設計課程設計說明書機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定 3二、電動機的選擇 3三、運動、動力學參數(shù)計算 5四、傳動零件的設計計算 6五、軸的設計 11六、軸承的選擇和計算 24九、箱體設計 28十、減速器附件 28十一、密封潤滑 29十二、設計小結 30十三、參考文獻 31題目八：設計谷物清選機斗式升運器的傳動裝置設計計算及說明一、傳動方案擬定設計二級圓錐-圓柱齒輪減速器 1.工作條件：單班制。連續(xù)單向運轉。載荷平穩(wěn)，室外工作。2使用期限：10年3生產(chǎn)條件：中，小型規(guī)模機械廠4動力來源：電力。三相交流（220/380V）5生產(chǎn)批量：10臺6原始數(shù)據(jù)：驅動機工作功率PWkw）：2.1；

2、 料斗升運速度V（m/s）：1.8驅動輪直徑D=200mm二、電動機選擇1、電動機類型和結構形式的選擇： Y系列三相異步電動機2、選擇電動機的容量：（1）工作機所需功率：P=2.1kw (2)1）傳動裝置的總效率：總=圓柱齒輪×3軸承×2聯(lián)軸器×圓錐齒輪 =0.98×0.993×0.992×0.97=0.9042)電動機的輸出功率：Pd= P/總=2.1/0.904=2.323kw3、確定電動機轉速：計算工作機軸工作轉速：因為 ，把數(shù)據(jù)帶入式子中得n=171.97r/minnw=171.97r/min 采用二級圓錐圓柱齒輪減速器（傳動

3、比范圍3×23×5=625），故電動機轉速的可選范圍為nd=（625）×171.97=1031.824299.25r/min4、確定電動機型號由上可見，電動機同步轉速可選1500r/min, 電動機的主要參數(shù)見下表型號額定功率/kW滿載轉速(r/min)Y100L2-431430三、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i=1430/171.97=8.322、分配各級傳動比:高速級齒輪嚙合的傳動比： 低速級齒輪嚙合的傳動比：i柱=i/ i錐=41.計算各軸轉速（r/min）nI=1430nII=nI/i1=1430/2.08=687.5

4、nIII=nII/i2=687.5/4=171.92.計算各軸的功率（kW）PI=Pd·聯(lián)軸器軸承錐齒輪=2.32×0.99×0.99×0.98=2.26PII=PI·軸承·圓柱齒輪=2.26×0.99×0.98=2.19PIII=PII·軸承·聯(lián)軸器=2.19×0.99×0.99=2.153.計算各軸扭矩（N·m）Td=9550* Pe/ nm =9550×2.36/1430=15.8TI=9550*PI/nI=15.1TII=9550*PII/nII=

5、30.4TIII=9550*PIII/nIII=119.4Td、TI、TII、TIII =依次為電動機軸，軸參數(shù) 軸名軸軸軸轉速r/min1430687.5171.9功率P/kW2.262.192.15轉矩/n*m15.130.4119.4 四、傳動零件的設計計算1. 圓錐齒輪的設計計算已知輸入功率P1=P=2.26Kw,小齒輪的轉速為1430r/min，齒數(shù)比為u=2.08，由電動機驅動，工作壽命為10年（每年工作300天），單班制，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，室外工作。（1）選定齒輪精度等級，材料和確定許用應力1）選擇材料和熱處理辦法，確定許用應力 參考表6-1初選材料。小齒輪：40Cr，調(diào)質

6、，241286HBW；大齒輪：42SiMn，調(diào)質，217269HBW。根據(jù)小齒輪齒面硬度260HBW和大齒輪齒面硬度240HBW，按圖6-6MQ線查得齒面接觸疲勞極限應力：Hlim1=720Mpa Hlim2 =680Mpa 按圖6-7MQ線查得齒輪彎曲疲勞極限應力為：Fe1=590MPa Fe2=570MPa,按無限壽命計算，查圖6-8a，b知Zn1= Zn2=0.95,Yn1= Yn2=0.9查表6-3，取最小安全系數(shù)；于是(2)分析失效、確定設計準則 由于要設計的齒輪傳動是閉式傳動，且大齒輪是軟面論，最大可能的失效是齒面疲勞；但如模數(shù)過小，也可能發(fā)生齒輪疲勞折斷。因此，本齒輪傳動可按齒面

7、接觸疲勞承載能力進行設計，確定主要參數(shù)，再驗算齒輪的彎曲疲勞承載能力。(3)按齒面接觸疲勞承載能力計算齒輪主要參數(shù)因屬減速傳動，u=i低=2.08確定計算載荷小齒輪轉矩 查表6-7 考慮本齒輪傳動是直齒圓柱齒輪傳動，電動機驅動，載荷平穩(wěn)，軸承相對齒輪不對稱布置，取載荷系數(shù)K=1.5則區(qū)域系數(shù)查圖6-13，標準齒輪ZH=2.5，彈性系數(shù)查表6-8齒寬系數(shù)查表6-11,；因小齒輪的許用齒面接觸疲勞應力值較小，故將代入，于是得取z1=25，z2=52，m=3d1=75mm，d2=156mmR1= d1/2sin25.67680=86.21R2 = d2/2sin64.32310=86.67（4）選擇

8、齒輪精度等級齒輪圓周速度查表6-9。并考慮該齒輪傳動的用途，選擇7級精度。 1)計算從重合度系數(shù) 因為重合度，所以 。 2)確定的大值 由圖5-26查得。則 因為，所以選擇大齒輪進行校核3)校核大齒輪的齒根彎曲疲勞強度 故齒根彎曲疲勞強度足夠，所選參數(shù)合適。 2.圓柱直齒輪的設計計算 已知：輸入功率，小齒輪轉速為274.4r/min，齒數(shù)比為u=4，電動機驅動，工作壽命為10年（每年工作300天）單班制，帶式輸送機，時有輕微震動，單項運轉。 (1)選擇齒輪材料，確定許用應力 根據(jù)題設條件看，大小齒輪均采用20CrMnTi鋼滲碳淬火，硬度5662HRC。 由圖5-29c查得彎曲疲勞強度極限應力

9、由圖5-32c查得接觸疲勞強度極限應力(2)按輪齒彎曲疲勞強度計算齒輪的模數(shù)m 1)確定彎曲應力 采用國標時， 因為齒輪的循環(huán)次數(shù)所以??；則=600Mpa2)小齒輪的名義轉矩 3)選取載荷系數(shù)K=1.64）初步選定齒輪的參數(shù) 5)確定復合齒形系數(shù),因大小齒輪選用同一材料及熱處理，則相同，故按小齒輪的復合齒形系數(shù)帶入即可由機械設計基礎第四版P88，圖5-26可查得：6）確定重合度系數(shù) 因為重合度 所以 將上述各參數(shù)代入m式中得 按表5-1，取標準模數(shù)。則中心距 7）計算傳動的幾何尺寸： 齒寬： （3）校核齒面的接觸強度 1) 重合度系數(shù)2) 鋼制齒輪把上面各值代入式中可算得： 符合要求（4）校核

10、齒根彎曲強度故，軸強度滿足要求。五、軸的設計計算輸入軸的設計計算1已知：P1 =14.98kw, n1 =730r/min,T1 =196 N·m2選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質，硬度217255HBS， =650Mp根據(jù)課本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115dmin=115mm=31.38mm考慮到最小直徑處要連接聯(lián)軸器要有鍵槽，將直徑增大5%，則d=31.38×(1+5%)mm=33mm3.初步選擇聯(lián)軸器要使軸徑d12與聯(lián)軸器軸孔相適應故選擇連軸器型號查課本P297,查kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 N·m查

11、機械設計課程設計P298，取HL彈性柱銷聯(lián)軸器，其額定轉矩315 N·m，半聯(lián)軸器的孔徑d1 =35mm,故取d12 =35mm,軸孔長度L=82mm,聯(lián)軸器的軸配長度L1 =60mm.4.軸的結構設計（1）擬定軸的裝配方案如下圖：（2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位為了定位半聯(lián)軸器，1-2軸右端有一軸肩，取d2-3=42mm選滾動軸承：因軸承同時承受有徑向力和軸向力，故選用系列圓錐滾子軸承。參考d2-3=42mm。查機械設計課程設計P311，表18-4.選取標準精度約為03.尺寸系列30309.尺寸：故d3-4= d5-6=45mm，而l3-4=26mm 此兩對軸承均系采用

12、軸肩定位，查表18-4，3030軸承軸肩定位高度h=4.5mm因此取d4-5=54mm。取安裝齒輪處的直徑d67=42mm，使套筒可靠的壓在軸承上，故l56<T =27.25mm，l56=26mm。軸承端蓋總寬度為20mm，由于裝拆及添加潤滑油的要求，軸承端蓋與外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離l=30mm，故l23=20+30=50mm。取l45=120mm.圓錐齒輪的輪轂寬度lh=（1.21.5）ds，取lh=63mm，齒輪端面與箱壁間距取15mm，故l67=78mm。軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸、齒輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合。由設計手冊，并考慮便于加工，取半聯(lián)軸器與齒輪處的鍵剖面尺

13、寸,齒輪鍵長L=B-（510）=57.5mm配合均用H7/K6，滾動軸承采用軸肩及套筒定位。軸承內(nèi)圈與軸的配合采用基孔制，軸尺寸公差為K6軸圓角：5.軸強度的計算及校核求平均節(jié)圓直徑:已知d1=28mmdm1= d1(1-0.5R)=4mm錐齒輪受力：已知T1=196N·m,則圓周力：Ft1=2000T1/dm1=4117.6N徑向力：Fr1=Ft1·=1404.1N軸向力：Fa1=Ft1·tan=524.1N軸承的支反力(1) 繪制軸受力簡圖（如下圖）（2）軸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

14、的支反力FBy =-704.3 NFCy=-FBy=2108.4N(3) 求彎矩，繪制彎矩圖（如下圖）MCx=-Ft·CD=-347.7N·mMCy1 =FBy·BC=-64.1 N·mMCy2=-Fa·dm/2=-24.9 N·m(4)合成彎矩：=353.6 N·m=348.6 N·m(5)求當量彎：因單向回轉，視轉矩為脈動循環(huán)，則剖面C的當量彎矩: N·m N·m6斷危險截面并驗算強度1）剖面C當量彎矩最大，而直徑與鄰段直徑相差不大，故剖面C為危險截面。已知Me= MC 1=372.8MPa

15、, =40.9MPa< 2)A處雖只受扭矩但截面最小也為危險截面=27.5MPa< 所以其強度足夠.中間軸的設計1.已知：2選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質，硬度217255HBS根據(jù)課本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=1083.軸的結構設計（1）擬定軸的裝配方案如下圖（2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力，故 選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，查<<機械設計課程設計>>取30310型，尺寸故d12= d56=50mm， 此兩對軸承均系采用套筒定位，查表18-4， 軸定位軸肩高度

16、h=4.5mm,因此取套筒直徑為59mm.取安裝齒輪處的直徑：d23=d45=57mm，錐齒輪右端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長lh=（1.21.5）ds，取lh=55m為了使套筒可靠的壓緊端面，故取 =52mm,齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,取h=4mm,則此處軸環(huán)的直徑d34=63mm.已知圓錐直齒輪的齒寬為b1=48mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪端面，此處軸長l45<lh，取 =46mm。以箱體小圓錐齒輪中心線為對稱軸，取(3) 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸、齒輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合。由設計手冊，并考慮便于加工，取半聯(lián)軸器與齒輪處

17、的鍵剖面尺寸mm，齒輪鍵長L=B-（510）=50mm配合均用H7/K6，滾動軸承采用軸肩及套筒定位。軸承內(nèi)圈與軸的配合采用基孔制，軸尺寸公差為K6 (4) 軸圓角：245度 4. 軸強度的計算及校核 1.（1）小直齒輪分度圓直徑:已知d1=80mm，圓周力：Ft1=2000T2/d1=12442.5N徑向力：Fr1=Ft1·tan=4528.7N(2) 錐齒輪受力： 已知T2=497.7N·m ,dm2= d2(1-0.5)= 255mm則圓周力：Ft2=2000T2/dm2=3903.5N徑向力：Fr2=Ft1·tancos=496.87N軸向力：Fa1=Ft

18、2·tan=1331.1N（3）求軸承的支反力軸承的受力簡圖水平面上,豎直面上的支反力平衡則： 對A求矩=-8145.3N, =-8200.7N, (4)畫彎矩圖2. B.處的彎矩：C處的彎矩：3.合成彎矩：4.轉矩5. 因單向回轉，視轉矩脈動循環(huán),已知，查表12-1=65MPa,則剖面B處的當量彎矩: 剖面C處的當量彎矩圖： (7) 判斷危險截面并驗算強度 剖面C當量彎矩最大，而直徑與鄰段直徑相差不大，故剖面C為危險截面。已知:Me= MC 1=1128.1MPa, ，W=0.1 所以其強度合適。輸出軸設計（軸） 已知：輸出軸功率為P=13.9kW，轉速為68.8r/min,轉矩為

19、1929.4N·m,大圓柱齒輪的直徑為320 mm，齒寬為4mm。 1.選擇軸的材料 選取軸的材料為45鋼（調(diào)質）， 2. 按扭矩初算聯(lián)軸器處的最小直徑 先據(jù)表12-2，按45鋼（調(diào)質）取C=110,則： ，考慮到最小直徑處要連接聯(lián)軸器要有鍵槽，將直徑增大5%，則d=65.7×(1+5%)mm=69mm要使軸徑d12與聯(lián)軸器軸孔相適應，故選擇連軸器型號查課本P297,查TA=1.5, 設計扭矩：Tc=TA T3=1.51929.4=2893.5N·m,查機械設計課程設計P298，取HL6彈性柱銷聯(lián)軸器，額定扭矩為3150N·m其半聯(lián)軸器的孔徑d =70m

20、m,長度為132mm。故取d1-2 =70mm，l1-2=130mm3. 軸的結構設計 （1）擬定軸的裝配方案如下圖：（2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位 1）為了定位半聯(lián)軸器，1-2軸右端有一軸肩，取d2-3=77mm, 軸承端蓋總寬度為20mm，由于裝拆及添加潤滑油的要求，軸承端蓋與外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離l=30mm，故l23=20+30=50mm擋圈直徑D=78mm 2）選取軸承型號：圓錐滾子軸承30316型號，dDT=80mm170mm42.5mm所以取3）根據(jù)軸承采用軸肩定位，軸肩高度h=6mm,選4）齒輪與右軸承間采用套筒定位，套筒直徑為92mm,齒輪的輪轂寬度故取為

21、60mm,軸肩h>0.07d,取h=7mm,軸環(huán)處處的直徑=104mm, >1.4h,取=10mm, 5)取箱體小圓錐齒輪的中心線為對稱軸，6）軸上的周向定位 齒輪與軸用鍵連接查機械設計課程設計取，L=B-(510)=55mm.同時保證齒輪與軸有良好對中性，選擇齒輪輪轂與軸合為H7/m6,滾動軸承宇宙的軸向定位有過渡配合來保證，軸尺寸公差為m6 7)確定軸的倒角尺寸：2。4.軸的強度校核 1）齒輪上的作用力的大小2）求直反力3）畫彎矩圖：4）畫扭矩圖：5）彎扭合成：因單向回轉，視轉矩為脈動循環(huán)，則剖面C的當量彎矩: N·m=1161.5 N·m6）判斷危險剖面：

22、C截面：24.2MPa< A截面直徑最小也為危險截面：33.9MPa< 滿足強度要求六軸承的選擇與計算1 輸入軸的軸承：30309圓錐滾子軸承e=0.35,Y=1.7軸承內(nèi)部軸向力：=7008.5N滾子軸承2.中間軸軸承30310圓錐滾子軸承e=0.35,Y=1.7軸承內(nèi)部軸向力：=7008.5N滾子軸承3.輸出軸軸承30316圓錐滾子軸承e=0.35,Y=1.7軸承內(nèi)部軸向力：滾子軸承七鍵的計算校核1.輸入軸上的鍵聯(lián)軸器處：小錐齒輪處：2.軸的鍵的校核計算：大錐齒輪處：小直齒輪處：3.輸出軸鍵的校核：直齒輪處的鍵：聯(lián)軸器處鍵的校核：八減速器箱體結構尺寸名稱符號結果機座壁厚8機蓋壁

23、厚8機座凸緣厚度b=1.512機蓋凸緣厚度12機座凸底緣厚度20地腳螺釘直徑=0.036a+12=19.2M20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑M16機蓋與機座連接螺栓直徑M10聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)=150200180軸承端蓋螺釘直徑M8窺視孔蓋螺釘直徑M8定位銷直徑8df、d1、d2到外機壁距離C1(27,23,17)27,23,17d1、d2至凸緣邊緣距離C2(21,15)21,15軸承旁凸臺半徑R1= C2(21,15)21,15凸臺高度h=20mm外機壁至軸承座端面距離l1=C1 +C2+（812）=444846大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離11.2 12齒輪端面與內(nèi)機壁距離210機蓋、機座

24、肋厚m10.85，m20.857軸承端蓋外徑D2=1.25D+10135,148,223軸承端蓋凸緣厚度t=(11.2)d39軸承旁聯(lián)接螺栓距離SD2135,148,223十減速器附件的選擇 由機械設計課程設計選擇通氣塞M16×1.5,A型壓配式圓形油壓表A32JB/T7941.1-1995,外六角螺塞及封油墊M14×1.5,箱座吊耳，吊環(huán)螺釘M16（GB/T825-1988），啟蓋螺釘M8。十一.齒輪的密封與潤滑 齒輪采用潤滑油潤滑，由機械設計基礎課程設計選名稱為工業(yè)閉式齒輪油(GB-5903-1995)，代號為L-CKC220潤滑劑。因為齒輪的速度小于12m/s，所以圓

25、錐齒輪浸入油的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x3060mm。因為大圓錐齒輪的線速度為4.87m/s>2m/s,可以利用齒輪飛濺的油潤滑軸承，并通過油槽潤滑其他軸上的軸承，且有散熱作用，效果較好。對箱體進行密封為了防止外界的灰塵，水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑牧魇?。十?設計小結 通過這次對圓錐圓柱二級減速器的設計，使我們真正的了解了機械設計的概念，在這次設計過程中，反反復復的演算一方面不斷的讓我們接進正確，另一方面也在考驗我們我們的耐心，思維的嚴密性和做研究的嚴謹性。我想這也是這次設計我們是喲應該達到的。這些讓我感受頗深。通過三個星期的設計實踐，我們真正感受到

26、了設計過程的謹密性，為我們以后的工作打下了一定的基礎。 機械設計是機械這門學科的基礎的基礎，是一門綜合性較強的技術課程，他融匯了多門學科中的許多知識，例如，機械設計，材料力學，工程力學，機械設計課程設計等，我們對先前學的和一些未知的知識都有了新的認識。也讓我們認識到，自己還有好多東西還不知道，以后更要加深自己的知識內(nèi)涵，同時，也非常感謝老師對我們悉心的指導，得已讓我們能更好的設計。 參考文獻：1. 黃華梁、彭文生編機械設計四版 高等教育出版社20072. 王旭、王積森 機械設計課程設計 機械工業(yè)出版社 20033. 朱文堅 機械設計課程設計 科學出版社4. 劉鴻文主編 材料力學 第四版 高等教育出版社 2003 主要結果T=1800N·m V=1.30m/sD=36