二级圆柱-圆锥齿轮减速器课程设计说明书

机械设计课程设计说明书 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器 工作条件： 连续单向运转，工作时有轻微动，空载启动；使用期10年，每年300个工作日，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差5%上下。 （1） 原始数据：运输带工作拉力2100N速度v=1.2m/s； 滚筒直径D=380mm 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y132M-8型电动机 2、电动机功率选择： （1）工作机所需功率： P =Tn/9550, 因为 ，把数据带入式子中得n=60.31r/min,所以P =2100*1.2*60.31/9550=2.82kW (2) 1）传动装置的总效率： η总=η滚筒×η4轴承×η圆柱齿轮×η 联轴器×η圆锥齿轮 =0.96×0.99 ×0.98×0.99 ×0.97 =0.85 3、确定电动机转速： 计算工作机轴工作转速： nw=60×1000V/πD =60×1000×1.2/π×380 =60.31r/min 按 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 14-2推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动的一级减速器传动比范围分别为2~3和4~5，则总传动比范围为I’d=8~15。故电动机转速的可选范围为 nd=I’d×nw=（8~15）×60.31=482.48—904.65r/min 符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。 4、确定电动机型号 由上可见，电动机同步转速可选750 r/min,可得到下面的传动比方案 综合各方面因素选择第一种方案，即选电动机型号为Y132M-8机。 电动机的主要参数见下表 型号 额定功率/kW 满载转速 (r/min) 堵转转矩 最大转矩 Y132M-8 3 710 2 2 三、运动参数及动力参数计算 计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i=nm/nw=710/60.31=11.77 2、分配各级传动比: 取i直=0.25 i锥 锥齿轮啮合的传动比：i1=0.25i=2.94 圆柱齿轮啮合的传动比：i2=i/ i1=10.58/2.94=4 1.计算各轴转速（r/min） nI=n =710 nII=nI/i1=710/2.94=241.49 nIII=nII/i2=241.49/4=60.37 nIV= nIII=60.37 2.计算各轴的功率（kW） PI=Pd·η联轴器=15.13×0.99=2.79 PII=PI·η轴承·η圆锥齿轮=2.79×0.99×0.98=2.65 PIII=PII·η轴承·η圆柱齿轮=2.65×0.99×0.98=2.54 PIV= PⅢ*η轴承*η联轴器=2.54×0.99×0.99=2.49 3.计算各轴扭矩（N·m） Td=9550* Pd/ nm =9550×15.13/710=37.93 TI=9550*PI/nI=37.52 TII=9550*PII/nII=104.79 TIII=9550*PIII/nIII=401.8 TW=9550* PW/nW=393.9 Td、TI、TII、TIII、TW=依次为电动机轴，Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ和工作机轴的输入转矩。 参数 轴名 电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 工作机轴 转速r/min 710 710 241.49 60.37 60.37 功率P/kW 2.82 2.79 2.65 2.54 2.49 转矩/n*m 37.93 196 104.79 401.8 393.9 传动比 1 2.94 4 1 1 效率 0.99 0.97 0.97 0.98 4.验证带速 V= nIII=1.296m/s 误差为 =-0.003<5%,合适 四、传动零件的设计计算 1. 圆锥齿轮的设计计算 已知输入功率P1=PⅠ=2.79Kw,小齿轮的转速为710r/min，齿数比为u=2.94，由电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作300天），两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。 （1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力 1）该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度（GB10095-88） 2)选择小齿轮材料为35SiMn钢调质，硬度为229～286HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为229～286HBS，按齿面硬度中间值，有图5-29b按碳钢查MQ线得 σFlim1=290Mpa σFlim2 =220Mpa 同理由图5-32b查得 σHlim1=700Mpa σHlim2 =580Mpa 3）有式（5-29），（5-30）分别求得 σFp1=σFlim1 YSTYNYx/SFmin=446Mpa σFp2=σFlim2 YSTYNYx/SFmin=338Mpa σHp2=σHlim2 YSTZNZW/SHmin=580Mpa 由于为闭式齿面硬度中，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根的弯曲强度。 （2）按接触疲劳强度进行设计计算 由设计公式进行计算 即 d1≥1017{kT1Z EMBED Equation.3 /[σHp (1-0.5φR)] φRu[σH]2}1/3 1)小齿轮的名义转矩 T1= TI=37.52N·m 2）选取载荷系数K=1.3~1.6 同小齿轮悬臂设置，取k=1.5 3)选取齿宽系数，取 4)选取重合度系数，取Z 5)初算小齿轮大端分度圆直径 D=85.71 6)确定齿数和模数 选取z=28，则Z2=83 大端模数m=3.6mm，取m=4 7）计算主要尺寸 (3) 校核齿根弯曲疲劳强度 1)计算从重合度系数 因为重合度 ，所以 。 2)确定 的大值 由图5-26查得 。则 因为 ，所以选择大齿轮进行校核 3)校核大齿轮的齿根弯曲疲劳强度 故齿根弯曲疲劳强度足够，所选参数合适。 2.圆柱直齿轮的设计计算 已知：输入功率 ，小齿轮转速为241.49r/min，齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作300天）单班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运转。 (1)选择齿轮材料，确定许用应力 根据 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 设条件看，大小齿轮均采用20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度56~62HRC。 由图5-29c查得弯曲疲劳强度极限应力 由图5-32c查得接触疲劳强度极限应力 (2)按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m 1)确定弯曲应力 采用国标时， 因为齿轮的循环次数 所以取 ；则 =600Mpa 2)小齿轮的名义转矩 3)选取载荷系数K=1.6 4）初步选定齿轮的参数 5)确定复合齿形系数 ,因大小齿轮选用同一材料及热处理，则 相同，故按小齿轮的复合齿形系数带入即可 查得： 6）确定重合度系数 因为重合度 所以 将上述各参数代入m式中得 按表5-1，取标准模数 。则中心距 7）计算传动的几何尺寸： 齿宽： （3）校核齿面的接触强度 1) 重合度系数 2) 钢制齿轮 把上面各值代入式中可算得： 符合要求 （4）校核齿根弯曲强度 故，轴强度满足要求。 五、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1．已知：P1 =2.79kw, n1 =710r/min,T1 =196 N·m 2．选择材料并按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS， =650Mp 根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115 dmin=115mm=31.38mm 考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则d=31.38×(1+5%)mm=33mm 3.初步选择联轴器 要使轴径d12与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号 查课本P297,查kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 N·m 查《机械设计课程设计》P298，取HL弹性柱销联轴器，其额定转矩315 N·m，半联轴器的孔径d1 =35mm,故取d12 =35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm. 4.轴的结构设计 （1）拟定轴的装 配方 学校职工宿舍分配方案某公司股权分配方案中药治疗痤疮学校教师宿舍分配方案医生绩效二次分配方案 案如下图： （2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位 eq \o\ac(○,1)为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=42mm eq \o\ac(○,2)选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用系列圆锥滚子轴承。参考d2-3=42mm。查《机械设计课程设计》P311，表18-4.选取标准精度约为03.尺寸系列30309.尺寸： 故d3-4= d5-6=45mm，而l3-4=26mm 此两对轴承均系采用轴肩定位，查表18-4，3030轴承轴肩定位高度h=4.5mm 因此取d4-5=54mm。 eq \o\ac(○,3)取安装齿轮处的直径d67=42mm，使套筒可靠的压在轴承上，故l56>取30310型，尺寸 故d12= d56=50mm， 此两对轴承均系采用套筒定位， 查表18-4， 轴定位轴肩高度h=4.5mm,因此取套筒直径 为59mm. eq \o\ac(○,2)取安装齿轮处的直径：d23=d45=57mm，锥齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长lh=（1.2~1.5）ds， 取lh=55m为了使套筒可靠的压紧端面，故取 =52mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,取h=4mm,则此处轴环的直径d34=63mm. eq \o\ac(○,3)已知圆锥直齿轮的齿宽为b1=48mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮端面，此处轴长l450.07d,取h=7mm,轴环处处的直径 =104mm, >1.4h,取 =10mm, 5)取箱体——小圆锥齿轮的中心线为对称轴， 6）轴上的周向定位 齿轮与轴用键连接查《机械设计课程设计》取 ，L=B-(5~10)=55mm.同时保证齿轮与轴有良好对中性，选择齿轮轮毂与轴合为H7/m6,滚动轴承宇宙的轴向定位有过渡配合来保证，轴尺寸公差为m6 7)确定轴的倒角尺寸：2 。 4.轴的强度校核 1）齿轮上的作用力的大小 2）求直反力 3）画弯矩图： 4）画扭矩图： 5）弯扭合成： 因单向回转，视转矩为脉动循环， 则 剖面C的当量弯矩: N·m =1161.5 N·m 6）判断危险剖面： C截面： 24.2MPa< A截面直径最小也为危险截面： 33.9MPa< 满足强度要求 六．轴承的选择与计算 1． 输入轴的轴承：30309圆锥滚子轴承 eq \o\ac(○,1) e=0.35,Y=1.7 eq \o\ac(○,2)轴承内部轴向力： =7008.5N eq \o\ac(○,4)滚子轴承 2.中间轴轴承30310圆锥滚子轴承 e=0.35,Y=1.7 eq \o\ac(○,2)轴承内部轴向力： =7008.5N eq \o\ac(○,4)滚子轴承 3.输出轴轴承30316圆锥滚子轴承 e=0.35,Y=1.7 eq \o\ac(○,2)轴承内部轴向力： EMBED Equation.DSMT4 eq \o\ac(○,4)滚子轴承 七．键的计算校核 1.输入轴上的键 eq \o\ac(○,1)联轴器处： eq \o\ac(○,2)小锥齿轮处： 2.轴的键的校核计算： eq \o\ac(○,1)大锥齿轮处： eq \o\ac(○,2)小直齿轮处： 3.输出轴键的校核： eq \o\ac(○,1)直齿轮处的键： eq \o\ac(○,2)联轴器处键的校核： 八．联轴器的选择 输入轴联轴器： 查《机械设计课程设计》P298，取HL弹性柱销联轴器，其额定转矩315 N·m，半联轴器的孔径d1 =35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm. 输出轴联轴器： 查《机械设计课程设计》P298，取HL6弹性柱销联轴器，额定扭矩为3150N·m其半联轴器的孔径d =70mm,长度为132mm。 所选联轴器的额定扭矩均大工作扭矩故，满足需求。 九．减速器箱体结构尺寸 名称 符号 结果 机座壁厚 8 机盖壁厚 8 机座凸缘厚度 b=1.5 12 机盖凸缘厚度 12 机座凸底缘厚度 20 地脚螺钉直径 =0.036a+12=19.2 M20 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁连接螺栓直径 M16 机盖与机座连接螺栓直径 M10 联接螺栓d2的间距 l=150~200 180 轴承端盖螺钉直径 M8 窥视孔盖螺钉直径 M8 定位销直径 8 df、d1、d2到外机壁距离 C1(27,23,17) 27,23,17 d1、d2至凸缘边缘距离 C2(21,15) 21,15 轴承旁凸台半径 R1= C2(21,15) 21,15 凸台高度 h=20mm 外机壁至轴承座端面距离 l1=C1 +C2+（8~12）=44~48 46 大齿轮顶圆与内机壁距离 △1＞1.2 12 齿轮端面与内机壁距离 △2＞ 10 机盖、机座肋厚 m1≈0.85 ，m2≈0.85 7 轴承端盖外径 D2=1.25D+10 135,148,223 轴承端盖凸缘厚度 t=(1~1.2)d3 9 轴承旁联接螺栓距离 S≈D2 135,148,223 十．减速器附件的选择 由《机械设计课程设计》选择通气塞M16×1.5,A型压配式圆形油压表A32JB/T7941.1-1995,外六角螺塞及封油垫M14×1.5,箱座吊耳，吊环螺钉M16（GB/T825-37.938），启盖螺钉M8。 十一.齿轮的密封与润滑 齿轮采用润滑油润滑，由《机械设计基础课程设计》选名称为工业闭式齿轮油(GB-5903-1995)，代号为L-CKC220润滑剂。因为齿轮的速度小于12m/s，所以圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~60mm。因为大圆锥齿轮的线速度为4.87m/s>2m/s,可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。对箱体进行密封为了防止外界的灰尘，水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的流失。 注释及说明 F=2100N V=1.2m/s D=380mm P =2.82kW η总=0.85 nw=60.31r/min 电动机型号 Y132M—8 i总=11.77 i1=2.94 i2=4 nI =710r/min nII=241.49r/min nIII=60.37r/min nIV= nIII=60.37 PI=2.79Kw PII=2.65kW PIII=2.54kW PIV=13. 8 kW Td=37.93 N·m TI=196N·m TII=104.79N·m TIII=401.8N·m TW=393.9 N·m σFp1 =446Mpa σFp2= 338Mpa σHp2n=580Mpa T EMBED Equation.3 =563Mpa m=4 a=200mm 《机械设计课程设计》P22 d12 =35mm d2-3=42mm d3-4=d5-6 =45mm d4-5=54mm d67=42mm l12 =60mm. l23=50 l3-4=26mm l45=120mm l56=26mm l67=78mm Ft1 =4117.6N Fr1=1404.1N Fa1=524.1N FBX =255.6N FBY=704.3N =6684.0N FCy=2108.4N MCx=-347.7N·m MCy1=64.1N·m MCy2=-24.9N·m Mec =275.06N·m σe =1.36Mpa N·m N·m N·m N·m N·m =40.34mm d12= d56=50mm d23=d45=57mm d34=63mm l23=52mm =46mm。 Ft1=12442.5N Fr1=4528.7N Ft2= Fr2= 496.87N Fa1= 1331.1N AB=92mm, BC=65mm, CD=125mm =-8145.3N =-8200.7N EMBED Equation.DSMT4 EMBED Equation.DSMT4 d1-2 =70mm d2-3=77mm =104mm =90mm l1-2=130mm l23=50mm =42.5mm =10mm EMBED Equation.DSMT4 28 _1323597469.unknown _1323605305.unknown _1323615699.unknown _1323627071.unknown _1323665701.unknown _1323670592.unknown _1323670697.unknown _1323673204.unknown _1323673469.unknown _1323684561.unknown _1323673324.unknown _1323670753.unknown _1323670775.unknown _1323670726.unknown _1323670652.unknown _1323670671.unknown _1323670628.unknown _1323669257.unknown _1323670199.unknown _1323670581.unknown _1323669548.unknown _1323668786.unknown _1323669173.unknown _1323668801.unknown _1323665740.unknown _1323627910.unknown _1323628246.unknown _1323628941.unknown _1323628967.unknown _1323629018.unknown _1323628283.unknown _1323628058.unknown _1323628160.unknown _1323628223.unknown _1323628131.unknown _1323627997.unknown _1323627287.unknown _1323627890.unknown _1323627182.unknown _1323622140.unknown _1323626229.unknown _1323626324.unknown _1323627054.unknown _1323626293.unknown _1323623183.unknown _1323625876.unknown _1323626213.unknown _1323626151.unknown _1323623254.unknown _1323623270.unknown _1323623297.unknown _1323623198.unknown _1323622267.unknown _1323622322.unknown _1323622190.unknown _1323616554.unknown _1323621628.unknown _1323621841.unknown 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