课程设计-二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计计算说明书.doc

1、 机械设计基础课程设计计算说明书 设计题目：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计者： 学号： 同组者： 学院： 专业班级： 指导教师： 二一四年六月二十一日目 录一、设计任务书 2二、总体设计计算41. 电机型号选择2. 各级传动比分配3. 各轴的运动参数和动力参数计算（转速、功率、转矩）三、传动机构设计计算61. 直齿圆柱传动2. 圆锥齿轮传动四、轴系零件设计计算101. 输入轴的设计计算2. 中间轴的设计计算3. 输出轴的设计计算五、滚动轴承的选择与寿命校核计算20六、 键连接的强度校核计算23七、润滑和密封方式的选择24八、箱体的设计25九、附件的结构设计和选择25十、设计总结26参考文献27一

2、、设计任务书1、 二级圆锥-圆柱设计方案（1）已知条件： 输送带牵引力F=3500N带速V=1.7m/s卷筒直径D=200mm（2）整体方案如下：图1-1 二级圆锥-圆柱齿轮减速器整体外观参考图图1-2 二级圆锥-圆柱齿轮减速器内部结构参考图 图1-3 二级圆锥-圆柱设计运动方案简图二、总体设计计算1、电机型号选择（1）电动机类型选择：Y系列三相异步电动机（2）电动机功率计算： 输出功率： P输出= FV/1000=5.95KW 按机械设计基础课程设计P7表2-4 取联轴器=0.99 轴承的效率的确定： 圆锥齿轮处选用圆锥滚子轴承 直齿圆柱处选用圆锥滚子轴承按机械设计基础课程设计P7表2-4

3、取轴承=0.98 圆锥齿轮效率的确定：按机械设计基础课程设计P7表2-4 取锥齿=0.96直齿圆柱齿轮效率的确定：按机械设计基础课程设计P7表2-4 取圆柱=0.97传动装置的总效率：总=3轴承2联轴器锥齿圆柱=0.9930.9920.950.97=0.85电机所需的工作功率：P工作= P输出/总=7.02KW（2）确定电动机转速卷筒转速：n筒=601000V/D=6010001.7/（200）=162.33r/min按机械设计基础课程设计P4表2-1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia=36。取圆锥传动比i1=23，则总传动比理时范围为ia=618。故电动机转速的可选

4、范围为nd=ian2=（618）162=9722916r/min，符合这一范围的同步转速有1000和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有两种适用的电动机型号：因此有两种传动比方案：1000和1500r/min。综合考虑电动机传动平稳和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，所以选同步转速为1000r/min。（3）确定电动机型号按手册P167表12-1，选用Y160M-6型三相异步电动机。Ped=7.5KW，n1=970r/min，额定转矩2 质量119kg。2、计算传动装置总传动比和分配各级传动比 （1）传动装置总传动比：i总= n1/ n筒=

5、6 （2）分配各级传动比：取低速级圆柱齿轮的传动比i2=3，则高速级圆锥齿轮的传动比i1=2。所得i1、i2值分别符合圆锥、圆柱齿轮传动比的传动范围。3、各轴运动参数及动力参数计算 电动机为轴，减速器高速轴为轴，低速轴为轴（1）计算各轴转速（r/min）nI=970r/minnII=nI/i1=970/2=485(r/min)nIII=nII/i2=485/3=161.67(r/min)（2）计算各轴的输入功率（KW）PI=Ped联=7.425KWPII=PI轴承锥齿=7.4250.990.95=6.983KWPIII=PII轴承圆柱=6.9830.990.97=6.706KW（3）计算各轴扭

6、矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551067.425/970=73102NmmTII=9.55106PII/nII=9.551066.983/485=137500NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551066.706/162=396056NmmP输出=5.95KW联轴器=0.99轴承=0.98锥齿=0.95圆柱=0.97总=0.85P工作=7.02KWn筒=162.33r/minn电机=1000r/min电动机型号Y160M-6i总=6低速级圆柱齿轮i2=3高速级圆锥齿轮i1=2nI=970r/minnII=485(r/min)nIII=161.67 (r/

7、min)PI=7.425KWPII=6.983KWPIII=6.706KWTI=73102NmmTII=137500NmmTIII=396056Nmm三、传动机构设计计算1、直齿圆柱齿轮传动的设计计算(1)选定齿轮传动类型、材料、热处理方式及精度等级根据所选传动方案，选用闭式齿轮传动。大、小齿轮均采用软齿面。小齿轮材料选用40Cr，调质，齿面硬度为,280HBS。大齿轮选45钢，调质，齿面硬度250HBS；按手册P129表10-4选8级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计确定有关参数如下：传动比i2=3取小齿轮齿数Z1=27。则大齿轮齿数：Z2= i2Z1=327=8

8、1实际传动比I0=81/27=3传动比误差：i-i0/i=3-3/3=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=3取a=0.3,则：d=0.5(i2+1) a=0.6计算小轮分度圆直径d12kTIII (u+1)/du(ZE ZH Z/ H )21/3确定各参数值（均按机械设计基础选取）：1）载荷系数 P80表6-6，取K=1.2 2）小齿轮名义转矩 TII=9.55106PII/nII =9.551066.983/485 =137500Nmm3）材料弹性影响系数 P81表6-8,取ZE=189.8 (MPa) 1/2 4）区域系数 ZH=2.5 5）重合度系数 t=1.88-3.2(1/ Z1+1

9、/ Z2)=1.72 Z=(4-t)/3 1/2=0.87 6）许用应力 按P80图6-19，可知Hlim1=770MPa, Hlim2=610MPa P81表6-7，按一般可靠度要求取SH=1，则 H1 =Hlim1/SH=770MPa H2=Hlim2/SH =610MPa 取两式中的较小者，即H=610MPa; 于是： d12kTII (u+1) (ZE ZH Z/ H )2/du1/3=69.51mm(3)确定模数 m= d1/ Z1=2.57mm 取标准值 m=3mm(4)按齿根弯曲疲劳强度校核计算F=(2kT1/bm2Z1)YFSYF式中：1）小分度圆直径 d1=mZ1=81mm

10、2）齿轮啮合宽度 b=d d1=48.6mm 3）复合齿形系数 按P82图621得，YFS1=4.16，YFS2=3.95 4）重合度系数 Y=0.25+0.75/t=0.6855 5）许用应力 按P83图622(a) Flim1=310 Mpa Flim2=240 Mpa 按P81表6-7 取SF=1.25 则，F1=Flim1/SF=310/1.25Mpa=248MpaF2=Flim2/SF=240/1.25Mpa=192Mpa 6）计算大小齿轮的YFS/F并进行比较： YFS1/F1=0.01678YFS2/F2=0.02057 于是， F2=(2kT1/bm2Z1)YFSY=67.25

11、 MpaF2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求。(5)几何尺寸计算：d1=mZ1=81mmd2=mZ2=243mma=m/2(Z1+ Z2)=162mmb=48.2mm,取b 2=50mmb 1= b 2+(510)mm，取b 1=60mm(6)验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 V=d1n2/601000 m/s =2.06 m/s6 m/s按机械设计基础P77表6-5可知选择8级精度合适。2、圆锥齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度250HBS；初选7级精度。齿面

12、粗糙度Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计1 确定有关参数如下（均按机械设计基础选取）：1) 传动比i1=2取小齿轮齿数Z1=30。则,大齿轮齿数：Z2= i1Z1=230=60,取Z2=60实际传动比i0=68/30=2传动比误差：i1- i 0/ i1=02.5%,所以可用。齿数比：u= i 2=22) 齿宽系数按P98可知，R一般为0.250.35，取R=0.33) 转矩TI TI=73102Nmm 4) 载荷系数k 按P80表6-6 取k=1.25）许用接触应力H H= Hlim/SH按P80图6-19，可知Hlim1=770MPa, Hlim2=610MPa P81表6-7

13、，按一般可靠度要求，取SH=1，则 H1 =Hlim1/SH=770MPa H2=Hlim2/SH =610MPa 取两式中的较小者，即H=610MPa;6）材料弹性影响系数 P81表6-8,取ZE=189.8 (MPa) 1/2故得：1=78.7 mmm d1/ Z1=2.62mm(3)按齿根弯曲疲劳强度校核 确定参数1）载荷系数 按P80表6-6 取k=1.22）转矩TI TI=73102Nmm 3）齿宽系数按P98可知，R一般为0.250.35，取R=0.34）复合齿形系数 分度圆锥角 1=arccot(Z2/Z1)=26.6 2=90-1=63.4 当量齿数 Zv1= Z1/cos1=

14、33.54Zv2= Z2/cos2=134.00按P82图621得，YFS1=4.07，YFS2=3.95 5）许用应力 按P83图622(a) Flim1=310 Mpa Flim2=240 Mpa P81表6-7 取SF=1.25 则，F1=Flim1/SF=310/1.25Mpa=248Mpa F2=Flim2/SF=240/1.25Mpa=192Mpa6）计算大小齿轮的YFS/F并进行比较： YFS1/F1=0.01641d1/ Z1=2.62mm按P97表6-12，取m=4mm重新计算F2=93.75F2 故不满足齿根弯曲疲劳强度要求。(4)几何尺寸计算d1=mZ1=120mmd2=

15、mZ2=240mma=m/2 x (Z1+ Z2)=180mmb=40mm,取b 2=40mmb 1= b 2，取b 1=40mm(5)验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 V=d1n1/601000 m/s =6.09m/s10m/s按机械设计基础P77表6-5可知选择7级精度合适。Z1=27Z2=81u=3m=3mmd1=81mmYFS1=4.16YFS2=3.95F1=248MpaF2=192MpaF2=67.25 Mpad1=81mmd2=243mma=162mmb 1=60mmb 2=50mmZ1=30Z2=60H1 =770MPaH2=610MPa1=22.622=67.38Zv1

16、=33.54Zv2=134.00F1=248MpaF2=192Mpam=2.25mmd1=120mmd2=240mma=180mmb 1=40mmb 2=40mm四、轴系零件设计计算1、输入轴（轴）的设计计算(1)已知条件nI=970r/minPI=Ped联=7.425KWTI=73102Nmm高速级小圆锥齿轮的分度圆直径：d1=mZ1=120mm(2)作用在齿轮上的力高速级小圆锥齿轮分度圆锥的平均直径： (3)确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，按机械设计基础P229表14-2，取C=103126。 因轴需要与电机相连接，Y160M-6输出轴轴径为42mm，故取=42mm(4)

17、各轴段直径的确定 1）轴段12应与联轴器相配合 确定联轴器型号 其中KA为工况系数，按机械设计基础P241表15-1取KA =1.4按手册P99表8-7（GB/T 50142003），选用J型轴孔LX3弹性柱销联轴器；公称转矩500Nm许用转速 6300r/min，转动惯量0.009Kg/m2，d2 =42mm， L=84mm。所以根据联轴器d2 =42mm ，L=84mm，故取d12=42mm，L12=80mm 2）轴段23应为联轴器的定位轴肩，装套筒根据轴段12直径为d12=42mm，轴段23直径d23=48mm，L23=60mm。 3）轴段34应与轴承相配合 确定轴承型号 因为轴承既承受

18、轴向力又承受径向力的作用，所以选用圆锥滚子轴承，根据轴段23直径d23=48mm，故d34=25mm。 根据轴段34直径d34=50mm，按手册P75表6-7，选用30210型轴承；B=20mm。 根据所选轴承，L34=20mm 4）轴段45应为砂轮越程槽 按手册P15表1-25 取d45=49mm， L45=2mm 5）轴段56应为两轴承定位轴肩 取d56=64mm， L56=80mm 6）轴段67应为砂轮越程槽按手册P15表1-25 取d67=49mm， L67=2mm7）轴段78应与轴承相配合（直径确定同轴段34相同）另为保证套筒与轴承贴紧，将该轴段减少2mm 故取 d78=50mm，

19、L78=20mm 8）轴段89应与高速级小圆锥齿轮配合 取d89=45mm， 按机械设计基础P99L=(11.2) ds其中，轴径ds= d89=45mm，故得 ，L=(4554)mm 取L=56mm 因为轴段89上应有套筒将轴承和齿轮隔开并定位，取套筒长l=20mm 综上，L78=78mm(5)输入轴（轴）的强度校核 1）轴承的径向支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立如下图所示的力学模型。 水平面的径向支反力：FHB = (231.3*51.06-462.5*50)/100=-113.148NFHA= FHB (-113.148) =596.67N弯矩图如下：BA

20、在垂直面内 FVB=Ft1*50/100=-701.38NFVA= Ft1 FVB=2104.14N弯矩图如下：剖面B处的弯矩：水平面的弯矩：MHB=11.3 Nm垂直面的弯矩：MVB=70.14Nm合成弯矩：MB=(MHB2+MVB2)1/2=71.04 Nm2）轴所受扭矩T= Ft* d1/2=71.625 Nm71.625Nm Nm画扭矩图：3）计算剖面B处当量弯矩因轴是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6MeB=(MB2+(T)2)1/2=82.48 Nm4）判断危险截面并验算强度剖面B处当量弯矩最大而其直径与相邻段相差不大，所以剖面B为危险截面，轴的材料为45#钢，调质处理，按机械设计

21、基础P224表14-1查得，许用弯曲应力-1=60Mpa。Se= Me/W= MeB/(0.1d3)=6.598Mpa -1=60Mpa故输入轴确定的尺寸是安全的。2、中间轴（轴）的设计计算(1)已知条件nII=485(r/min)PII= 6.983KWTII=137500Nmm高速级大圆锥齿轮的分度圆直径：d1= 240mm低速级小圆柱直齿圆柱齿轮的分度圆直径d1 =81mm(2)作用在齿轮上的力高速级大圆锥齿轮受力：力的大小与高速级小齿轮力对应相等 低速级小直齿圆柱齿轮受力：= (3)确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr钢，调质处理，按机械设计基础P229表14-2，取C=10312

22、6。 因轴上有两个键槽，故直径增大23mm，暂取=28mm(4)各轴段直径的确定 1）轴段12应与轴承相配合，与套筒相联接 确定轴承型号 因为轴承既承受轴向力又承受径向力的作用，所以选用圆锥滚子轴承，根据轴最小直径dmin=28mm，故取d12=35mm。 按手册 P75表6-7，选用30307轴承；B=20mm， 套筒长度一般选为l=10mm 所以L12= B +l+2=32mm。 2）轴段23应与高速级圆锥大齿轮相配合 取d23=48mm， 按机械设计基础P99L=(11.2) ds其中，轴径ds= d23=40mm，故得，L=(4048)mm 取L23=50mm 3）轴段34应为两齿轮定

23、位轴肩 取d34=52mm， L34=25mm 4）轴段45 应为小直齿圆柱齿轮轴段部分，为确保齿轮强度，将轴与齿轮作为一体取d45=81+32=87mm，L45=60mm。5）轴段56为过渡轴段，为轴承定位轴肩 d56=48mm，L56=15mm6）轴段67为砂轮越程槽 d67=34.2mm，L67=2mm7）轴段78为应与轴承配合 d78=35mm，L78=18mm(5)中间轴（轴）的强度校核 1）轴承的径向支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立下图所示的力学模型水平面的径向支反力：FHA=Fr3*55-Fr2*135- Fa*102.12/180=-35NFHB

24、= Fr3- FHB Fr2 =1052N弯矩图如下： Ft3在垂直面内：Ft2FVBFVAFVA=(Ft2*135+Ft3*55)/180=2047NFVB= Ft2+ Ft3-FVA=2694N弯矩图如下：A B C D剖面D、C处的弯矩：水平面的弯矩：MHD1=1.58 Nm MHD2=-43.15 Nm MVc=-57.87 Nm垂直面的弯矩：MVD=92.12 Nm MVC=148.20 Nm合成弯矩：MD1=(MHD12+MVD2)1/2=92.13NmMD2=(MHD22+MVD2)1/2=101.7NmMC=(MHC2+MVC2)1/2=159.1Nm2）轴所受扭矩T= Ft2

25、* d2/2=43.98Nm43.98Nm画扭矩图：3）计算剖面B、C当量弯矩因轴是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6MeD=(MD22+(T)2)1/2=110.82NmMeC=(MC2+(T)2)1/2=165.03Nm4）判断B、C截面并验算强度因为危险截面在B或C截面上，轴的材料为40Cr钢，调质处理，按机械设计基础P224表14-1查得，许用弯曲应力-1=70Mpa。SeD= MeB/W= MeB/(0.1d3)=3.11Mpa -1=70MpaSeC= MeC/W= MeC/(0.1d3)=17.32Mpa -1=70Mpa故中间轴确定的尺寸是安全的。3、输出轴（轴）的设计计算(1

26、)已知条件nIII= 162r/minPIII= 6.706KWTIII=396056Nmm低速级大圆柱直齿圆柱齿轮的分度圆直径d2=243mm(2)作用在齿轮上的力低速级大圆柱直齿齿轮受力：受力大小与低速级小齿轮受力对应相等= (3)确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr合金钢，调质处理，按机械设计基础P229 表14-2，取C=103126。 因轴上有一个键槽，故直径增大5%，暂取=40mm(4)各轴段直径的确定 1）轴段12应与联轴器相配合 确定联轴器型号 其中KA为工况系数，按机械设计基础P241表15-1取KA =1.9按手册P99表8-7（GB/T 50142003），选用J型轴

27、 孔LX3弹性柱销联轴器；公称转矩500Nm许用转速 6300 r/min，转动惯量0.009Kg/m2，d1 =42mm，L=84mm。所以根据联轴器d1 =42mm ，L=84mm， 故取d12=42mm，L12=80mm 2）轴段23应为联轴器的定位轴肩 根据轴段12直径为d12=42mm，轴段23直径d23=48mm， L23=60mm。 3）轴段34应与轴承相配合 确定轴承型号 因为轴承只承受径向力的作用，所以选用深沟球轴承，根 据d23=33mm。 按手册 P65表6-1，选用6310型轴承；d=50mm，B=27mm， 所以d34=50mm，L34= 30mm。4）轴段45为过渡

28、轴段 取d45=64mm，取L45=73mm 5）轴段56应为齿轮定位轴肩 取d56=70mm， L56=12mm6）轴段67应与低速级大直齿圆柱齿轮相配合 取d67=56mm， 因为 b 2=55mm lb 2，轴段67长度应比低速级直齿圆柱大齿轮轮毂长略短，故取L67=52mm8）轴段78应与轴承相配合（轴段长度确定与轴段34相似） 故，d89=50mm，L89= 50mm(5)输出轴（轴）的强度校核1）轴承的径向支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立如下图所示的力学模型。水平面的径向支反力：FtA C BFHAFHCFHB = Ft*126/(126+61)=2

29、196.39NFHA= Ft FHC =1063.33N弯矩图如下：在垂直面内：Fr FVBFVAFVB= Fr*126/187=799.4NFVA=Fr FVB =387.1N弯矩图如下：A C B48.76Nm剖面B处的弯矩：水平面的弯矩：MHB=132.98Nm垂直面的弯矩：MVB=48.76 Nm合成弯矩：MB=(MHB2+MVB2)1/2=142.58Nm2）轴所受扭矩T= Ft* d1/2=396.1 Nm画扭矩图：396.1 Nm3）计算剖面B处当量弯矩因轴是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6MeB=(MB2+(T)2)1/2=277.12Nm4）判断危险截面并验算强度剖面C处当

30、量弯矩最大而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面，轴的材料为40Cr合金钢，调质处理，按机械设计基础P224表14-1查得，许用弯曲应力-1=70Mpa。Se1= Me/W= MeB/(0.1d3)=15.8 Mpa -1=70Mpa另外，轴段12截面最小，为危险截面Se2= Me/W= MeB/(0.1d3)=37.4 Mpa -1=70Mpa故输出轴确定的尺寸是安全的。(6)三根轴的实际尺寸图(见图4,5,6)：图4-1输入轴图4-2中间轴图4-3输出轴五、滚动轴承的选择及寿命校核计算（1）已知条件： 减速器工作寿命10年，每年按365天计算，每天工作16小时（2）根据根据条件，轴

31、承预计寿命163658=58400小时（3） 计算输入轴轴承因为轴承既承受轴向力又承受径向力的作用，所以选用圆锥滚子轴承，根据轴段23直径d23=48mm，故d34=50mm。 根据轴段34直径d34=50mm，按手册P75表6-7，选用30210型轴承；B=20mm， e=0.419。Y=0a）已知n=970r/minFHB = 811.85NFHA= 349.35NFVB=2104.14NFVA=701.38NFa=231.3Nb）两轴承采用反装，即宽边相对。c）计算径向力FrA 、FrBFrA=( FHA 2+ FVA 2)1/2=783.57NFrB=( FHB2+ FVB 2)1/2

32、=2255.33Nd）计算轴承A、B的轴向力FaA、FaB按机械设计基础P204表12-9可知，无派生轴向力F A=0NF B=0N 因为F B+ Fa=213.3NF A所以轴承A端为压紧端，轴承B端为放松端。即，FaA=F B+ Fa=213.3N FaB= F B=0Ne）计算轴承的当量动载荷P FaA/ FrA=0.295e FaB/ FrB=0.103e 根据以上数据，按机械设计基础P203表12-8，查得： XA=1，YA=0; XB=1，YB=0。 PA= XA FrA+ YA FaA=783.57 N PB= XB FrB+ YB FaB=2255.33N f）计算所需的基本额

33、定动载荷Cr 因为PB PA ，所以，应以轴承B的径向当量动载荷PB为计算依据。 预期寿命 Lh=58400h 因常温下工作，按机械设计基础P202表12-5，取温度系数ft=1；受冲击载荷较小，按机械设计基础P202表12-6 取冲击载荷系数fd=1.5； 即， CrB=fd PB（60n Lh/106）1/3/ft =38788.42N 按机械设计基础P201表12-4可知，Cr=72200N CrB Cr 所以选用的30210型轴承是安全的。（4） 计算中间轴轴承 因为轴承既承受轴向力又承受径向力的作用，所以选用圆锥滚子轴承，取d12=35mm。 按手册 P75表6-7，选用30307轴

34、承；B=20mm， e=0.316。a）已知n=485r/minFHB=1052NFHA= 35NFVB =1694NFVA= 2047NFa=219Nb）两轴承采用反装，即宽边相对。c）计算径向力FrA 、FrBFrA=( FHA 2+ FVA 2)1/2=2047.3NFrB=( FHB2+ FVB 2)1/2=2850.25Nd）计算轴承A、B的轴向力FaA、FaB按机械设计基础P204表12-9可知，派生轴向力F=Fr/(2Y)F A=0NF B=0N 因为F B+ Fa=219NF A所以轴承A端为压紧端，轴承B端为放松端。即，FaA=F B+ Fa=219N FaB= F B=0Ne）计算轴承的当量动载荷P FaA/ FrA=0.214e FaB/ FrB=0.153e 根据以上数据，按机械设计基础P203表12-8，查得： XA=1，YA=0; XB=1，YB=0。 PA= XA FrA+ YA FaA=2047.3N PB= XB FrB+ YB FaB=2850.25N f）计算所需的基本额定动载荷Cr 因为PA PB ，所以，应以轴承B的径向当量动载荷PB为计算依据。 预期寿命 Lh=58400h 因常温下工作，按机械设计基础P202表12-5，取温度系数ft=1；受冲击载荷较小，按机械设计基础P202表12-6 取冲击载荷系数fd=1.5；