機械設計圓錐圓柱齒輪減速器課程計算說明書

1、機械設計課程設計說明書設計題目：二級圓錐-圓柱齒輪減速器班 級：機自設 計 者： 鐸 學 號： 指導教師：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 24七、鍵連接的校核計算 26 八、聯軸器選擇 27九、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計算過程及計算說明一、傳動方案擬定設計二級圓錐-圓柱齒輪減速器工作條件：輸送機連續(xù)單向運轉工作時有輕微震動，空載啟動，卷筒效率為0.96；每年按300個工作日計算，使用期限為8年，大修

2、期4年，單班制工作；在專門工廠小批量生產（1） 原始數據：運輸機工作拉力：F=7KN；帶速V=1.10m/s；滾筒直徑D=400mm二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）工作機所需功率：P=Tn/9550,因為，把數據帶入式子中得n=68.97r/min,所以P=1800*68.97/9550=13.00kW(2)1）傳動裝置的總效率：總=滾筒×4軸承×圓柱齒輪×聯軸器×圓錐齒輪 =0.96×0.99×0.98×0.99×0.97=0.862)電動機的輸出功率：Pd=

3、P/總=13.00/0.86=15.13kW3、確定電動機轉速：計算工作機軸工作轉速：nw=60×1000V/D=60×1000×1.30/×360=68.97r/min 按表14-2推薦的傳動比范圍，取圓柱齒輪和圓錐齒輪傳動的一級減速器傳動比范圍分別為23和35，則總傳動比范圍為Id=615。故電動機轉速的可選范圍為nd=Id×nw=（615）×68.97=413.81034.6r/min符合這一范圍的同步轉速有750和1000r/min。4、確定電動機型號由上可見，電動機同步轉速可選750和1000r/min,可得到兩種不同的傳動

4、比方案方案電動機型號額定功率P/kW電動機轉速電動機重量/kg傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速傳動比圓錐傳動比圓柱傳動比1Y200L1-618.51000970220143.542Y225S-818.575073026610.62.663.99綜合各方面因素選擇第一種方案，即選電動機型號為Y225S-8機。電動機的主要參數見下表型號額定功率/kW滿載轉速(r/min)中心高mm軸伸尺寸Y225S-818.573022560*140三、運動參數及動力參數計算計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i=nm/nw=730/68.97=10.582、分配各級傳動比:取i直=1.52 i錐錐齒輪嚙

5、合的傳動比：i1=0.25i=2.66圓柱齒輪嚙合的傳動比：i2=i/ i1=10.58/2.66=3.991.計算各軸轉速（r/min）nI=n=730nII=nI/i1=730/2.66=274.4nIII=nII/i2=274.4/4=68.8nIV= nIII=68.82.計算各軸的功率（kW）PI=Pd·聯軸器=15.13×0.99=14.98PII=PI·軸承·圓錐齒輪=14.98×0.99×0.98=14.3PIII=PII·軸承·圓柱齒輪=14.3×0.99×0.98=13.9P

6、IV= P*軸承*聯軸器=13.9×0.99×0.99=13. 83.計算各軸扭矩（N·m）Td=9550* Pd/ nm =9550×15.13/730=198TI=9550*PI/nI=194TII=9550*PII/nII=497.7TIII=9550*PIII/nIII=1929.4TW=9550* PW/nW=1910.1Td、TI、TII、TIII、TW=依次為電動機軸，和工作機軸的輸入轉矩。參數 軸名電動機軸軸軸軸工作機軸轉速r/min730730274.468.868.8功率P/kW15.1314.9814.31.111.11轉矩/n*m

7、198196497.71929.41910.1傳動比12.663.9911效率0.990.970.970.984.驗證帶速V= nIII=1.1103m/s誤差為=-0.003<5%,合適四、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=14.98Kw,小齒輪的轉速為730r/min，齒數比為u=2.66，由電動機驅動，工作壽命為8年（每年工作300天），單班制，輸送機連續(xù)單向運轉，工作時有輕微震動，空載啟動。（1）選定齒輪精度等級，材料和確定許用應力1）該減速器為通用減速器，速度不高故選用7級精度（GB10095-88）2)選擇小齒輪材料為35SiMn鋼調質，硬度為2

8、29286HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為229286HBS，按齒面硬度中間值，有圖5-29b按碳鋼查MQ線得 Flim1=290Mpa Flim2 =220Mpa同理由圖5-32b查得 Hlim1=700Mpa Hlim2 =580Mpa3）有式（5-29），（5-30）分別求得Fp1=Flim1 YSTYNYx/SFmin=446MpaFp2=Flim2 YSTYNYx/SFmin=338MpaHp2=Hlim2 YSTZNZW/SHmin=580Mpa由于為閉式齒面硬度中，主要失效形式為齒面疲勞點蝕，故應按接觸疲勞強度進行設計，并校核其齒根的彎曲強度。（2）按接觸疲勞強度進行設計計

9、算由設計公式進行計算 即d11017kT1Z/Hp (1-0.5R)RuH21/31)小齒輪的名義轉矩 T1= TI=194N·m2）選取載荷系數K=1.31.6同小齒輪懸臂設置，取k=1.53)選取齒寬系數，取4)選取重合度系數，取Z5)初算小齒輪大端分度圓直徑 d6)確定齒數和模數 選取取=75大端模數m=mm，取m=47）計算主要尺寸 (3) 校核齒根彎曲疲勞強度 1)計算從重合度系數 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，所選參數合適。 2.圓柱直齒輪的設計計算 已知：

10、輸入功率，小齒輪轉速為274.4r/min，齒數比為u=4，電動機驅動，工作壽命為8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 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m 1)確定彎曲應力 采用國標時， 因為齒輪的循環(huán)次數所以?。粍t=600Mpa2)小齒輪的名義轉矩 3)選取載荷系數K=1.64）初步選定齒輪的參數 5)確定復合齒形系數,因大小齒輪選用同一材料及熱處理，則相同，故按小

11、齒輪的復合齒形系數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 因為重合度 所以 將上述各參數代入m式中得 按表5-1，取標準模數。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2) 鋼制齒輪把上面各值代入式中可算得： 符合要求（4）校核齒根彎曲強度故，軸強度滿足要求。但是考慮的中心距的問題，所以將模數增大到4.5五、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#調質，硬度217255HBS， =650Mp根據課本P2

12、35（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.初步選擇聯軸器要使軸徑d12與聯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查機械設計課程設計P298，取HL彈性柱銷聯軸器，其額定轉矩315 N·m，半聯軸器的孔徑d1 =35mm,故取d12 =35mm,軸孔長度L=82mm,聯軸器的軸配長度L1 =60mm.4.軸的結構設計（1）擬定軸的裝配方案如下圖：（2）

13、軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位為了定位半聯軸器，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

14、油的要求，軸承端蓋與外端面與半聯軸器右端面的距離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，取半聯軸器與齒輪處的鍵剖面尺寸,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

15、力：已知T1=196N·m,則圓周力：Ft1=2000T1/dm1=2000×19695.2=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垂直面上的支反力FBy =-Fr1·CD+Fa1·dm/2BC=-704.3 NFCy=-FBy=2108.4N(3) 求彎矩，繪制彎矩圖（如下圖）MCx=-Ft·CD=-347.7N

16、83;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=0.602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, -1b=59Mpa, =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

17、設計1.已知：2選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255HBS根據課本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，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

18、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，取半聯軸器與齒輪處的鍵剖面尺寸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。軸承內圈與軸的配合

19、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=Ft2·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=-8

20、145.3N, =-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=0.1d3 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1929.4N·m,大圓柱齒輪的直徑為360 mm，齒寬為4.5mm。 1.選擇軸的材料 選取軸的材料為4

21、5鋼（調質）， 2. 按扭矩初算聯軸器處的最小直徑 先據表12-2，按45鋼（調質）取C=110,則： ，考慮到最小直徑處要連接聯軸器要有鍵槽，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=1.5×1929.4=2893.5N·m,查機械設計課程設計P298，取HL6彈性柱銷聯軸器，額定扭矩為3150N·m其半聯軸器的孔徑d =70mm,長度為132mm。故取d1-2 =70mm，l1-2=130mm3. 軸的結構設計 （1）擬定軸

22、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軸器右端面的距離l=30mm，故l23=30+30=60mm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60mm,軸肩h>0.07d,取h=7mm,軸環(huán)處處的直徑=104mm, >1.4h,取

23、=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)=60mm.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=0.602剖面C的當量彎矩: N·m=1161.5 N·m6）判斷危險剖面：C截面：24.2MPa< A截面直徑最小也為危險截面：33.9MPa< 滿足

24、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軸承內部軸向力：滾子軸承七鍵的計算校核1.輸入軸上的鍵聯軸器處：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：聯軸器處鍵的校核：八聯軸器的選擇輸入軸聯軸器：查機械設計課程設計P298，取HL彈性柱銷聯軸器，其額定轉矩315 N·m，半聯軸器的孔徑d1 =

25、35mm,軸孔長度L=82mm,聯軸器的軸配長度L1 =60mm.輸出軸聯軸器：查機械設計課程設計P298，取HL6彈性柱銷聯軸器，額定扭矩為3150N·m其半聯軸器的孔徑d =70mm,長度為132mm。所選聯軸器的額定扭矩均大工作扭矩故，滿足需求。九減速器箱體結構尺寸名稱符號結果機座壁厚8機蓋壁厚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

26、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大齒輪頂圓與內機壁距離11.2 12齒輪端面與內機壁距離210機蓋、機座肋厚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.

27、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，大齒輪的齒頂到油底面的距離3060mm。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?/p>

28、的流失。十二.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. 紀名剛機械設計第八版 高等教育出版社20062. 王旭、王積森 機械設計課程設計 機械工業(yè)出版社 20033