机械课程设计计算说明书一级圆锥齿轮减速器.docx

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1、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：目录设计任务第 3页2、 电动机的选择第4 页3、 圆锥齿轮的设计计算第6 页4、 轴的设计计算第10页5、 键的校核第18页6、 润滑方式及密封形式的选择第 19 页7、 减速器箱体设计第20页8、 设计总结第21页参考文献第 22 页第一章设计任务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 示。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

2、运转，载荷平稳。 运输带速度允许速度误差为 5%（3）使用期限工作期限为十年，每年工作（4）生产批量小批量生产。2.设计任务1 电动机2联轴器3一圆锥齿轮减速器4一链传动5一带式运输机300 天;检修期间隔为三年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量由额定功率表示。所选电动机额定功率应等于或稍大于工 作要求的功率。容量小于工

3、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；容量过大，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=2600N,运输带工作速度 V=1.7m/s得工作所需功率PW为：电动机至工作机之间传动装置的总效率为：所需电动机的功率为：式中：联轴器的效率； 圆锥齿轮效率； 滚动轴承的效率； 链轮传动的效率； 传动滚筒的效率。因为电动机的额定功率 额略大于，选同步转速750r/min,选Y160L-8型三相异步电动机，具 额=7.5kw,=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传动装置的总传动比为:式中电

4、动机的满载转速，r/min；工作机的转速，r/min。二级传动中，总传动比为7.1减速器传动比，则链式传动传动比一 一2-4计算传动装置的运动和运动参数1）各轴转速：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=720r/min高速轴 =720r/min低速轴一滚筒轴一2）各轴输入功率：电动机轴=5.08KW高速轴=5.04KW低速轴滚筒轴3）各轴转矩：电动机轴高速轴 N.m;低速轴N.m;滚筒轴 N.m。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效率电动机轴5.0872067.3810.993高速轴5.0

5、472066.8530.96低速轴4.89240194.582.260.95滚筒轴4.65101.69436.69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45#钢，调质处理，调质硬度为240HBS。选齿轮小齿轮选 乙二24,大齿轮选z2=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=-z2-=3=tan52 =coti ,得 = Zi= o2.按齿面接触疲劳强度计算：1)定公式内的各计算数值试选载荷系数 =1.3.(1) 小圆锥齿轮的转矩=6.685父104 N.

6、mm；(2)查机械设计教材可知锥齿轮传动的齿宽系数(3)查得材料的弹性影响系数=189.8MPa；(4)查得按齿面硬度查得大小齿轮的解除疲劳强度极限=600MPa,二 Hiim2=550MPa；(5)计算应力的循环次数：N1 =60n1Lh j =N2 =(6)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由查表得Qhi =KHNiJmi/S=0.9 600=540MPa；二h2= Khn2OIim2/S=0.95 550=522.5MPa；2)试算小齿轮分度圆直径=74.337mm试算锥距计算锥齿轮平均分度圆处的圆周速度为V 平均分度圆圆周处的速度根据,7级精度由图10-8查得动载荷

7、系数Kv=1.14,查表得，查教材可得，计算载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得计算模数=3.656mm3.按齿根弯曲强度设计可得弯曲强度的设计公式为(1)计算载荷系数K=KA KV KF - Kf ：=1 1.14 1 1.875=2.1375(2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85, KFN2=0.88;(3)由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 bFE1=500MPa,大齿轮的 弯曲疲劳强度极限 仃FE2=380MPa；(4)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.3,得=KFN1；- FE1 =303.57MPa SKFN2、FE2，-f

8、 2 = 238.86MPaS(5)查取齿形系数(按平均分度圆处的当量圆柱查)由表10-5查得，(6)计算大小齿轮的YFaYsa 并加以比较 %大齿轮数值大。(7) 设计计算=1.65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=20按接触算得的分度圆直径d1=87.74mm,算得 小齿轮齿数乙二30,大齿轮齿数z2=90o这样设计的齿轮传动既满足了齿面接触强度又满足了齿根弯曲疲劳强度， 并做到了结构紧凑，避免浪费。4

9、.几何尺寸计算：1)计算分度圆直径d1 = z1 m=60mmd2 = z2m=180mm2)锥度R 3)锥齿宽度 b= r R=- 94.87=31.6mm。选取宽度。4激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mm2传动比ii3分度圆锥 度.i 1o1 = arctg - , i62=90-61分度圆直 径dd = mz60180齿顶局ha, *ha = ham aa33齿根高hf,八*.*、hf =(ha +c )m3.63.6齿全高hh =ha +hf6.66.6齿顶圆直 径da.一，*-da1 =d1 +2hamcosa ,*da2 =d2 +2hamcos

10、6295.69（大 端）271.89 (大 端)齿根圆直 径d f*df1 =d1 -2hf mcos61 ,-. *,df2 =d2 -2hfmcos283.17267.73齿距Pp = nm6.286.28齿厚snm s -23.143.14齿槽宽enm e =23.143.14顶隙c*c = c m0.60.6锥距RR =1 Jd； +d；294.994.9齿顶角为Ba1 = B f 2 ,露2 =6 f 1齿根角%8f 1 = 6f 2 = arctg (hf / R )齿顶圆锥 角6a6a1 =2 F , &a2 =卷 2 +露2齿根圆锥 角6f3 f1 = & -a1 , 百f 2

11、 =百2 8f 2当量齿数zvZv = zcos531.65285.13bb=*RR4545第四章轴的设计计算4-1轴一的设计（一）、选择轴的材料初选轴的材料为45号钢，调质处理，其机械性能查表可得：kb =60MPa,ob =640MPa,。=275MPa,T=155MPa。（二）、轴的尺寸计算1、输入轴上的功率 P=5.04KW,转速n1 =720r/min,转矩2、初步确定轴的最小直径取3、轴的结构设计（1）下图为I轴的装配方案: 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图:1上4、选择联轴器：根据条件选取 Ka =1.3确定联轴器转矩结合电动机型号，选用弹性套柱销联轴器，型号 T

12、L7联轴器即该端选用的半轴连接器的孔径，故取轴径，半联轴器毂空的长度故取5、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从而可以知道:承6309具尺寸为6、由经验公式算肩高度: 故取h=5mm从而确定 取7、根据轴承安装方便的要求，取,d2, d5均比3小2mm,则:根据安装轴承旁螺栓的要求取l2 =50mm。根据齿轮与内壁的距离要求，取8、根据齿轮孔的轴径和长度，确定至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。9、轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得，半联轴器

13、与轴的联接处的平键截面，键槽用键槽铳刀加工，长为80mm （标准键长见 GB/T 1096-1079）。为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6 。齿轮与轴的联接处的平键截面（GB/T1096-2003）,长度为40mm,键槽用键槽铳刀加工。10、确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2X45 ,圆角大小见零件图（三）、求轴上的载荷及其校核根据轴的结构图，做出轴的计算简图：（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105mm，轴承2和锥齿轮间的距离为54.5mm1、计算作用在齿轮上的力 圆锥小齿轮因已知高速

14、级小锥齿轮的平均分度圆直径为2、求作用在轴上的支反力3、校核轴承寿命：查手册得6309型深沟球轴承参数查表得(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 1被“压紧”，轴承2被“放松”。由此可得轴承2不受轴向力，所以(2)计算当量动负荷轴承1:- ,由表得，用线性插值法可求得：由e查表，并用线性插值法求得：，由此可得轴承2：一由表13-5,用线性插值法可得：由查表得(3)轴承寿命计算因为P B ,所以按轴承2计算轴承的寿命所选轴承6309深沟球轴承合格4、做弯矩图和扭矩图如下F*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

15、度:4-2轴二的设计（一）链传动的设计计算：采用滚子链传动1选择链轮齿数取=17,2计算功率查手册得工作系数 kA=1 ,由查表得 1.52单排链，则计算功率3选择链条型号和节距根据 =7.433kw 及 =240r/min 查表，可选 16A;查表得，链条节距为P=25.4 mm4计算链节数和中心距初定中心距=取二1000mm则相应的链节数为1。=2包+立卫+2且： p P 2. 2二 ao107.58链节数为查表9-7得中心距计算系数 =0.24909 ;则链传动的最大中心距5、计算链速，确定润滑方式由v=1.727m/s和链号16A,查表可知应采用油池润滑。6、作用在轴上的压轴力有效圆周

16、力按水平布置，取压轴力系数 kFP =1.15 ,则压轴力Fp =kFpFe =1.15Nlo（二）轴二的结构设计1 .求输出轴上的功率P2,转速电和转矩丁2由前面的计算可得2 .初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，取由于有键槽的存在，取3 .轴的结构设计（1）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图:1）取2）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。确定取。3）套筒的长度取为8mm,取4）查滚动轴承手册，可取取齿轮的轮毂长为80mm,

17、则可取，定位轴肩的高度h ,故取h=4mm,可得，取各段的直径和长度如下表所示各段标勺1234567d/mm40424550585045l/mm70502414287835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，键的长度定为60mm,齿轮与轴周向定位的键的公称尺寸为，键的长度定为60mm1、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2.求轴上的载荷(1) 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 261

18、mm,轴承2和锥齿轮间的距离为91.4mm大锥齿轮：因已知大锥齿轮的平均分度圆直径为mm,而3、求作用在轴上的支反力4、校核轴承寿命：查手册得6309型深沟球轴承参数查表得(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(2)计算当量动负荷轴承1： ，由表，用线性插值法可求得：由e查表，并用线性插值法求得：，由此可得轴承2:由表13-5,用线性插值法可得：0由e2查表得，由此可得(3)轴承寿命计算因为，所以按轴承2计算轴承的寿命所选轴承6309深沟球轴承合格5、做弯矩图和扭矩图如下ITTrhv6、

19、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: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轴一右键强度计算所以两键均安全。5-2轴二键校核（一）键的校核轴二左键强度计算：轴二右键强度计算所以两键均安全。第六章润滑方式及密封形式的选择6-1润滑方式（一）侵油润滑，这种润滑方式是轴承直接侵入箱内油中润滑（例如下置式蜗杆减速器 的蜗杆轴承），但是油面高度不应超过轴承最低滚动体中心，以免加大搅油损失。油面接触 高度为H =40mm,对于高速运转的蜗杆和斜齿轮，由于齿的螺旋线作用，会迫使润滑油 冲向轴承带入杂质，影响润滑效果，故在轴承前常设有挡油环，担挡油

20、环不应封死轴承孔，以利于油进入润滑轴承。(二)脂润滑当滚动轴承速度较低时，常采用脂润滑，脂润滑的机构简单，易于密封，一般每隔半年左右补充或更换一次润滑脂，润滑脂的填装量不应超过轴承空间的1/2,可通过座上的注油孔及通道注入，为了防止箱内的油侵入轴承与润滑脂混合，并防止润滑脂流失，应在 箱体内测装挡油环。(三)飞贱润滑这是一般闭式齿轮传动装置中的轴承常用的润滑方式，本次设计的轴承采用飞贱润滑。6-端封形式的选择轴伸端密封方式有接触式和非接触式两种。橡胶油封是接触性密封中性能最好的一种， 可用于油或脂的润滑的轴承中。以防漏油为主时，油封唇边对着箱内，以防外界灰尘为主 时，唇边对着箱外，当两油封相背

21、放置时，则防漏防尘能力强，为安装油封方便，轴上可 做出斜角。第七章减速器箱体设计7-1箱体设计1选择材料，选择多f体的材料为HT150,硬度为140HBS。2设计结构尺寸(2) 箱座壁厚6与查表得取(3) 箱盖壁厚1,查表得为取(4) 箱座凸缘厚度(5) 箱盖凸缘厚度：(6) 箱座底凸缘厚度(7) 地脚螺栓设计取(8) 地脚螺栓数目(9) 轴承旁联接螺栓直径取(10) 箱盖与座箱联接螺栓直径取(10)联接螺栓d2的间距(11)轴承端盖螺钉直径； 取(12)窥视孔盖螺钉直径(13)定位销直径(14)螺栓扳手空间与凸缘宽度:安装螺 栓直径dxM8M10M12M16M20M24M30至外箱 壁直径c

22、1min13161822263440至凸缘 边距离C2min11141620242834沉头座 直径D2min20242632404860(15)轴承旁凸台半径；(16)凸台高度：h =20(17)外箱壁至轴承座端距离取(18)大齿轮顶圆与内壁距离取(19)齿轮端面与内距离；取(20)箱盖，箱座肋骨；(21)轴承端盖外径 轴承孔直径(22)轴承端盖凸缘厚度(23)轴承旁联接螺栓距离第八章设计总结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虑周全，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

23、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，可能还存 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一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，整个大脑都有点晕晕的。3、虽然设计的过程中遇到不少的困难，但最终还是一步步地将设计完成了，我觉得这次 设计是大学以来学到专业知识最多的一次，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。所以整个过程下来学到的 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，葛文杰.机械原理. 7 版 . 北京：高等教育出版社，2011.3 孔凌嘉，张春林.机械基础综合课程设计. 北京：北京理工大学出版社，2004.4胡凤兰 . 互换性与技术测量基础.北京：高等教育出版社，2011.