PAGEPAGE3機械設計課程設計PAGEPAGE3xxx文理學院2009機械設計制造極其自動化專業機械設計課程設計計算說明書題目二級圓錐圓柱齒輪減速器專業班級學號學生姓名指導教師xxx文理學院2011年12月29日西安文理學院機械設計課程設計任務書學生姓名專業班級機械設計制造及其自動化學號指導教師職稱教研室機械題目設計帶式運輸機傳動裝置編號Z-10傳動系統圖：原始數據：運輸帶工作拉力運輸帶工作速度卷筒直徑25001.5270工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動，小批量生產，單班制工作，使用期限10年，運輸帶速度允許誤差為±5%要求完成：1.減速器裝配圖1張（A2）。2.零件工作圖2張（箱體和軸）。3.設計說明書1份，6000-8000字。開始日期2011年12月5日完成日期2011年12月29日目錄1.傳動方案 51.1.擬訂傳動方案 52.選擇電動機 62.1.電動機類型和結構形式 62.2.電動機容量 62.3.電動機的轉速 73.計算傳動裝置的運動和動力參數 83.1.傳動裝置的總傳動比 83.2.分配各級傳動比 83.3.計算傳動裝置的運動和動力參數 83.3.1.各軸轉速 83.3.2.各軸輸入功率 93.3.3.各軸輸入轉矩 94.傳動件的設計計算 114.1.高速級直齒錐齒輪的設計 114.1.1.選定齒輪精度等級，材料，齒數和模數 114.1.2.按齒面接觸強度設計 114.1.3.按齒根彎曲疲勞強度設計 134.1.4.幾何尺寸計算 154.2.低速級斜齒圓柱齒輪的設計 164.2.1.選定齒輪精度等級，材料，齒數和模數 164.2.2.按齒面接觸強度設計 174.2.3.按齒根彎曲疲勞強度設計 194.2.4.幾何尺寸計算 205.軸徑的設計計算與軸承的選擇 225.1.軸徑初算 225.1.1.各軸的最小軸徑的初算 225.1.2.軸承潤滑方式的選擇 235.2.各輸入軸的設計計算及其軸承的選擇 235.2.2.高速軸的設計與軸承的選擇 235.2.2.中間軸的設計與軸承的選擇 245.2.3.低速軸計與軸承的選擇 255.2.4強度計算 275.2.5聯軸器的選擇 296.滾動軸承的選擇及校核 316.1.I軸滾動軸承的選擇及校核計算 316.2.Ⅱ軸滾動軸承的選擇及校核計算 326.3.Ⅲ軸滾動軸承的選擇及校核計算 347.鍵的選擇及校核 377.1.各軸鍵聯接的選擇及校核計算 377.1.1I軸強度計算 377.1.2II軸強度計算 387.1.3III軸強度計算 388.二級齒輪減速器箱體部分結構尺寸 409.附件的設計 4110.潤滑與密封 43設計小結 441.傳動方案1.1.擬訂傳動方案外傳動為V帶傳動減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器此減速器為圓錐圓柱齒輪減速器已知條件約束，該工作機有輕微振動。減速器部分應用最廣泛的一種——圓錐圓柱齒輪減速器，其中支撐軸承選擇深溝球軸承，齒輪選用8級精度的一般齒輪傳動。減速器于工作軸之間采用彈性柱銷聯軸器，原因是它加工制造容易，裝拆方便，成本低，有緩沖減振的作用。為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的范圍的傳動機構和傳動方案，可先由已知條件計算其驅動卷筒的轉速，即：V=1.5m/s；D==60×1000×V/（π×D）=60×1000×1.5/（3.14×270）=106.16一般選用同步轉速為1000或1500的電動機作為原動機，因此傳動裝置的總傳動比約為8—13。2.選擇電動機2.1.電動機類型和結構形式類型：Y系列一般用途的全封閉自扇冷屬于籠型三相異步電動機；按照工作要求和工作條件，選用Y系列三相交流異步電動機（380V）。2.2.電動機容量型號：工作機所需輸入功率：電機所需功率：其中，電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率為；總效率可以參照公式：分別為：聯軸器的傳動效率；滾動軸承的效率；圓柱齒輪的傳動效率；錐齒輪的傳動效率；查得：2.3.電動機的轉速初算電動機轉速可選范圍：工作機轉速：=60×1000×V/（π×D）=60×1000×1.5/（3.14×270）=電動機可選速度范圍：=（×…）n；則：可選電動機最大轉速：=1592.4可選電動機最小轉速：=849.28可供選擇的電動機型號有：Y132M2—6Y132S—4計算兩種型號電機的傳動比：Y132M2—6：i=960/106.16=9.04Y132S—4：i=1440/106.16=13.56所喲，最終設計選用Y132M—6型號的電動機。電機轉速n：1000；電機參數： 額定功率：5.5kw 滿載轉速：＝960 電機軸直徑：d=38mm.3.計算傳動裝置的運動和動力參數3.1.傳動裝置的總傳動比由電動機滿載轉速=960；工作機轉速=106..16；傳動裝置總傳動比i=/（）i=9.043.2.分配各級傳動比為高速級傳動比，為低速級傳動比，且i= 取，則有：;3.3.計算傳動裝置的運動和動力參數3.3.1.各軸轉速聯結電動機的軸為1軸，減速器的高速軸為2軸，低速軸為3軸，聯結工作機的軸為4軸.各軸轉速為：電機軸：；；高速軸：中間軸：低速軸：工作軸：3.3.2.各軸輸入功率3.3.3.各軸輸入轉矩將以上算得的運動的動力參數列表如下： 軸名參數電動機軸=1\*ROMANI軸=2\*ROMANII軸=3\*ROMANIII軸工作軸轉速n(r/min)960960320106.21106.21功率p(kw)4.644.594.234.073.94轉矩T(N·m)46.1645.66126.24365.96354.27傳動比i1.003.03.0131.00效率0.990.930.960.974.傳動件的設計計算4.1.高速級直齒錐齒輪的設計4.1.1.選定齒輪精度等級，材料，齒數和模數設計參數： 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。選材：大齒輪：40Cr（調質），調質處理表面淬火，硬度280HBS；小齒輪：45鋼（調質），調質處理表面淬火，硬度240HBS。初選小齒輪齒數，則4.1.2.按齒面接觸強度設計.按齒面接觸強度設計公式 確定公式內的各項參數值 試選載荷系數 1)計算應力循環次數2)查表的接觸疲勞壽命系數3)計算接觸疲勞許用應力取安全系數;計算齒輪參數：初選載荷系數2.25；ΨR=1/3(齒寬系數)；1）求小齒輪分度圓直徑,代入的均值 2)圓周速度 3)計算齒寬 其中：R== 4) 5)計算載荷系數 根據v=5.17m/s,8級精度,查得動載荷系數 直齒輪,假設,由表查得由表查得使用系數,由表查得,由表查得,故載荷系數6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑, 7)計算模數m8)校核=＜=2.5×189.8×<安全。 4.1.3.按齒根彎曲疲勞強度設計按齒根抗彎強度設計(1)確定公式內的各項參數數值1)查圖得大小齒輪的疲勞極限： ; 2)由圖9-38查得抗彎疲勞壽命系數:; 3)取抗彎疲勞安全系數，所以: 4)計算載荷系數 5)查取應力校正系數得,插值求得6)查取應力校正系數.由表9-11可查得,插值求得7)計算大,小齒輪的并加以比較小齒輪的數值大.==<安全。==〈=283MPa安全.(2)設計計算對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數m略大于由齒根彎疲勞強度計算的模數,由于齒輪模數m的大小取決于抗彎強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關,可取由抗彎強度算得的模數2.703,并就近圓為標準值,按接觸強度算得的分度直徑,由:4.1.4.幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑,2)計算錐距=118.58mm3)計算齒輪寬度4)計算節圓錐角4.2.低速級斜齒圓柱齒輪的設計4.2.1.選定齒輪精度等級，材料，齒數和模數設計參數： 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。.選材：大齒輪：40Cr（調質），調質處理表面淬火，硬度280HBS；小齒輪：45鋼（調質），調質處理表面淬火，硬度240HBS。初選小齒輪齒數，則初選螺旋角為15度。4.2.2.按齒面接觸強度設計按齒面接觸強度設計公式： (1)確定公式內的各項參數值 1)試選載荷系數 1)小齒輪的工作轉矩： 2)3)計算應力循環次數查表的接觸疲勞壽命系數4)計算接觸疲勞許用應力取安全系數;計算齒輪參數1)求小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值 2)圓周速度 3)計算齒寬 4) 縱向重合度：0.318 5)計算載荷系數 根據v=1.03m/s,8級精度,由圖得動載荷系數 直齒輪,由表查得由表查得使用系數,由表查得,由表查得故載荷系數6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑, 7)計算模數m4.2.3.按齒根彎曲疲勞強度設計 按齒根抗彎強度設計(1)確定公式內的各項參數數值1)查圖得大小齒輪的疲勞極限： ; 2)由圖查得抗彎疲勞壽命系數:； 3)取抗彎疲勞安全系數， 所以: 4)計算載荷系數 螺旋角影響系數為0.885)查取應力校正系數.由表可查得,插值求得6)查取應力校正系數.由表可查得,插值求得7)計算大,小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大(2)設計計算對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數m略大于由齒根彎疲勞強度計算的模數,由于齒輪模數m的大小取決于抗彎強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關,可取由抗彎強度算得的模數2.03,并就近圓整為標準值,按接觸強度算得的分度直徑,取Z1=27，則取Z2=814.2.4.幾何尺寸計算幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑,2)計算中心距,圓整后取a=1403)計算齒輪寬度圓整,取4）修正螺旋角，因為差值不大，故參數不必修正。所以，計算得齒輪的參數為：高速級大22532540小757545低速級大209.932714070小69.981755.軸徑的設計計算與軸承的選擇5.1.軸徑初算 軸徑可以按照扭轉強度進行計算，計算公式為：（軸的材料用40Cr和45號鋼，調質處理）式中P——軸所傳遞的功率（KW）n——軸的轉速（r/min）A——由軸的許用應力所確定的常數，與材料有關5.1.1.各軸的最小軸徑的初算高速軸：，（40Cr軸，A=100），根據聯軸器參數選擇；中間軸：，（45鋼軸，A=100），具體值在畫圖時確定；低速軸：，（45鋼軸，A=100），根據聯軸器參數選擇。5.1.2.軸承潤滑方式的選擇高速級齒輪的圓周速度為： 所以，軸承采用油潤滑，高速級小齒輪處用擋油板。5.2.各輸入軸的設計計算及其軸承的選擇5.2.2.高速軸的設計與軸承的選擇1）高速軸上零件的定位，固定和裝配兩級展開式圓錐圓柱齒輪減速器中可將齒輪安排在箱體兩側，高速軸與小錐齒輪采用懸臂方式安裝，齒輪由軸肩定位，套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以套筒軸向定位，軸承兩端分別用擋油蓋密封與固定。采用過渡配合固定。2）確定軸各段直徑和長度（由左向右）=1\*ROMANI段：直徑d1=32mm，長=2\*ROMANII段：直徑d2=33mm;長=27mm初選用30207型滾子球軸承，其內徑d=35mm,外徑D=62mm,寬度B=17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定。V段直徑d4=30mm長度L4=該軸段安裝高速小錐齒輪，齒輪分度圓直徑為75mm。5.2.2.中間軸的設計與軸承的選擇1）中間軸的零件定位，固定和裝配采用非對稱方式將大錐齒輪放于軸右端，齒輪的一端用軸肩定位，另一段用套筒固定，傳力較方便。階梯軸通常采用圓角（1~2）。兩端軸承常用同一尺寸，以便加工安裝與維修，為便于裝拆軸承，軸承上軸肩不宜太高。軸承兩端分別用端蓋密封與固定。2）確定軸的各段直徑和長度（由左至右）=1\*ROMANI段：直徑，長=2\*ROMANII段：直徑;長該軸段安裝低速大錐齒輪，齒輪分度圓直徑為225mm，安裝軸徑為35mm。=3\*ROMANIII段：固定=2\*ROMANII段齒輪軸肩直徑長該軸段安裝低速小齒輪，齒輪分度圓直徑為70mm，安裝軸徑為33mm。初選30206型滾子軸承，其內徑為30mm，外徑為62mm，寬度為16mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長10mm。=4\*ROMANIV段：直徑小輪距箱體內壁10mm。軸承選30206滾子軸承，內徑d=30mm,外徑D=62mm，寬度B=16mm。5.2.3.低速軸計與軸承的選擇1）低速軸的零件定位，固定和裝配采用非對稱方式將大圓柱齒輪放于軸左端，齒輪的一端用軸肩定位，另一段用套筒固定，采用油潤滑，所以需要在軸承與齒輪間安裝擋油蓋，封閉較好。階梯軸通常采用圓角（1~2）。兩端軸承常用同一尺寸，以便加工安裝與拆卸維修，為便于裝拆軸承，軸承上軸肩不宜太高。2）確定軸的各段直徑和長度（由左至右）=1\*ROMANI段：=2\*ROMANII段：=3\*ROMANIII段：初選30208型號的軸承，內徑d=40mm,外徑D=80mm擋油蓋和軸肩共同固定軸承。=4\*ROMANIV段：Ⅴ段：Ⅵ段：初選30208型滾動球軸承，其內徑為40mm，外徑為80mm，寬度為18mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長10mm。5.2.4強度計算按彎扭合成強度條件校核(1)力學模型高速小圓錐齒輪求分度圓直徑：已知求轉矩：已知45700N·m求圓周力：=2/=2×4.57/75=1218.667N求徑向力：==1218.667×0.364×0.9489=420.92N求軸向力：計算支承反力：水平支承反力：1218.667-462.096=756.57N垂直支承反力：求彎矩，畫彎矩圖：計算與畫彎矩圖：轉矩按脈動循環變化處理：M2HM1HM2H0M2VM1M1TMc2Mc2Mca0MMca0Mca1按彎扭合成應力校核軸的強度5.2.5聯軸器的選擇已知初選彈性柱銷聯軸器；載荷計算：查得,所以，類型選擇：從GB/T5014-1995中，查得用TL6型彈性柱銷聯軸器，其許用轉矩為250Nm。允許最大轉速為3800。同理，另一個聯軸器也選用該型號。6.滾子軸承的選擇及校核6.1.I軸滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命：8×300×10=24000小時1)計算輸入軸承已知轉矩：轉速：功率：當量分度圓直徑：齒輪上圓周：齒輪上的徑向力：=齒輪上的軸向力：=2)初步計算當量動載荷：根據《機械設計》表13-6：根據參考文獻[3]表13-5得：X=0.56，Y先假設1.3則：3）根據參考文獻[3]13-6，求軸承應有的額定動載荷值：4）根據參考文獻[3]表15-3，取，得：根據參考文獻[3]15-3，及的值，選用30207軸承，其中：5）驗算如下：求軸向相對載荷對應的e和Y的值：因為用線性插值法算Y：X=0.56，Y=2.4驗算壽命：合格。6.2.Ⅱ軸滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命：8×300×10=24000小時1)計算輸入軸承已知轉矩：轉速：功率：齒輪分度圓直徑為69mm齒輪上圓周：齒輪上的徑向力：=齒輪上的軸向力：=2)初步計算當量動載荷：根據參考文獻[3]表13-6：根據參考文獻[3]表13-5得：X=0.44，Y先假設1.3則：3）根據參考文獻[3]13-6，求軸承應有的額定動載荷值：4）根據參考文獻[3]15-3，取，得：根據參考文獻[3]15-3，及的值，選30206軸承，其中：5）驗算如下：求軸向相對載荷對應的e和Y的值：因為X=1，Y=0驗算壽命：6.3.Ⅲ軸滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命：8×300×10=24000小時1)計算輸入軸承已知轉矩：轉速：功率：齒輪分度圓直徑為301.6mm齒輪上圓周：齒輪上的徑向力：=齒輪上的軸向力：=2)初步計算當量動載荷：根據參考文獻[3]表13-6：根據參考文獻[3]》表13-5得：X=0.56，Y先假設1.3則：3）根據參考文獻[3]13-6，求軸承應有的額定動載荷值：4）根據參考文獻[3]15-3，取，得：根據參考文獻[4]15-3，及的值，選6208軸承，其中：5）驗算如下：求軸向相對載荷對應的e和Y的值：因為X=0.56，Y=1.45驗算壽命：∴此軸承合格7.鍵的選擇及校核7.1.各軸鍵聯接的選擇及校核計算7.1.1I軸強度計算：1）輸入軸與聯軸器聯接采用平鍵聯接，軸徑，選用A型平鍵，得：鍵b×h=10mm×8mm=70h=8mm根據課本式得2)輸入軸與高速小錐齒輪聯接采用鍵聯接軸徑，選用C型平鍵，得鍵b×h=8mm×7mm=32mm7.1.2II軸強度計算1）中間軸與高速大齒輪聯接用平鍵聯接軸徑選用A型平鍵鍵b×h=10mm×8mm=h=8mm據課本校核公式得中間軸與低速小齒輪聯接用平鍵聯接軸徑選用A型平鍵鍵b×h=10mm×8mmh=8mm=40mm據課本校核公式得7.1.3III軸強度計算低速軸與低速大齒輪聯接用平鍵聯接軸徑選用A型平鍵鍵b×h=12mm×8mm=56mm取h=8mm據參考文獻[3]校核公式得輸出軸與聯軸器聯接采用平鍵聯接軸徑，=365.96Nm選用A型平鍵 鍵b×h=10mm×8mm=70mmh=8mm據參考文獻[3]核公式得所以各鍵強度足夠。8.二級齒輪減速器箱體部分結構尺寸箱壁厚度（）箱蓋厚度（（0.8~0.85））箱座凸緣厚度（）箱蓋凸緣厚度（）箱座底緣厚度（）箱蓋肋板厚度（）箱座肋板厚度（）（注：其余附件可以根據箱體尺寸來相應選擇并通過理論上的經驗公式計算來具體調整選擇）9.附件的設計9.1視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區的位置，餅有足夠的空間，以便于能深入進行檢修等操作，窺視孔有蓋板，機體上有窺視孔與凸緣一快，有利于機械加工出支撐蓋