锥-圆柱齿轮减速器设计说明书.docx

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机械设计课程设计说明书 设计内容——( 锥-圆柱齿轮减速器 ) 专 业 ： 机械设计制造及其自动化 班 级 ： 1202 姓 名 ： 学 号 ： 指导老师 ： 马利云 吕梁学院:矿业工程系 完成时间 ： 年 月 日 目 录 一、 设计任务书2 二、电机的选择计算 一、选择电动机的类型和结构形势2 二、选择电动机容量2 三、确定电动机的转速3 三、运动和动力参数的计算 一、分配减速器的各级传动比直齿轮圆锥齿轮传动比3 四、皮带，皮带轮设计3 一、V带设计3 二、确定V带中心距和基准长度3 五、传动零件的设计计算 一、 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算4 二、 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算6 三、数据整理6 六、轴的设计计算 1. 减速器高速轴I的设计9 2. 减速器低速轴II的设计11 3. 减速器低速轴III的设计14 七、 滚动轴承的选择与寿命计算 1.减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算16 2.减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算17 3. 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算18 八、 键联接的选择和验算 1. 联轴器与高速轴轴伸的键联接19 2. 大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接19 3. 大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接20 八、 润滑油的选择与热平衡计算 1. 减速器的热平衡计算21 2. 润滑油的选择22 九、 参考文献23 设计计算内容 结果 一、设计说明书 一、设计题目：设计圆锥—圆柱齿轮减速器 适合在多灰尘并稍有波动的环境中工作，生产小批量，两班制。 1.发电机 2.减速皮带 3.减速器 4.联轴器 5.滚筒 6.传送皮带 二、原始数据： 传送带拉力F(KN) 传送带 度V(m/s) 鼓轮直径D（mm） 使用年限（年） 2.7 1.3 300 10 二.电机的选择计算 由图可，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为运输设备。减速器为展开式圆锥—圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。联轴器选用齿形联轴器。 一、选择电动机的类型和结构形式 按工作要 求和条件，选用三相笼型异步电动机，Y系列，封闭式结构，电压380V，频率50Hz。 二、选择电动机容量 工作机主动轴功率：PW=FV1000=27001.31000=3.15KW 传动装置的总效率：η=η联∙η承∙η锥∙η柱∙η带∙η筒 式中η联、η承、η锥、η柱、η带、η筒分别为联轴器、滚动轴承、圆锥齿轮传动、圆柱齿轮传动、V带传动和卷筒的传动效率。）取η联=0.99（联轴器）η承=0.99（滚动轴承），η锥=0.97（圆锥齿轮精度为7级，不包括轴承效率），η柱=0.98（圆柱齿轮精度为7级，不包括轴承效率），η带=0.96（滚筒效率，不包括轴承）η筒=0.95（V带的传动效率） η=0.990.9940.970.980.960.96=0.83 电动机所需功率： Pd=Pwη=3.150.83=3.80 三、确定电动机的转速 滚筒轴的工作转速为：nw=60vπD=601.3π0.3=82.76（r/min） 按课程设计指导书P6—表2-1查得圆锥—圆柱齿轮的传动比一般范围为：=8~22,故电动机转速nd=inw=(8~22)82.76=668.08~1820.72（r/min） 根据额定功率≥，且转速满足662.08≤nd≤1820.72，查机械设计使用手册表9.2-6选电动机型号为Y132S-4。 其主要性能如下表： 型号 额定功率Kw 满 载 时 转速 电流（380V） A 效率 % 功率 因数 Y132S-4 5.5 1440 11.6 85.5 0.84 7.0 2.2 2.3 电动机的外形尺寸： 中心高H 外形尺寸 L(AC/2+AD)HD 底角安装尺寸 AB 地脚螺栓孔 直径 K 轴伸尺寸 DE 装键部位 尺寸FGD 132 380288245 216140 12 3880 1033 传动比i=144082.76=17.399 工作计满载时输入轴的转速nw=60Vπd=82.80(r/min) 电动机的满载转速nw=1440r/min 故总传动比i=144082.76=17.40 三、运动和动力参数计算 1.分配减速器的各级传动比直齿轮圆锥齿轮传动比 查表得i带=2.5 按直齿轮圆柱齿轮传动比i锥=1.35i=3.07，又因锥齿轮的传动比一般不大于3，故取i锥=3 i柱=17.432.5=2.32 电动机轴：P0=Pr=4.39kw n0=1440 r/min T0=9.554.391031440=29.11 (N/m) 轴Ⅰ： P1=P0η带=4.390.95=4.17 kw n1=n0i带=576 r/min T1=9.55P1n1=9.554.17103576=69.14 N/m 轴Ⅱ： P2=P1η锥η承=4.170.980.98=4.0 kw n2=n1i锥=192 r/min T2=9.55P2n2=9.554.0103192=198.96 N/m 轴Ⅲ： P3=P2η柱η承=4.00.980.98=3.84 kw n3=n2i柱=82.76 r/min T 3=9.55P3n3=9.553.8410382.76=443.11 N/m 轴Ⅳ：P4=P3η联η筒=4.00.980.99=3.73 kw n4=n3=82.76 r/min T4=9.55P4n4=9.553.7310382.76=430.42 N/m 轴号 输入功率(kW) 转速（r/min） 输入转矩(Nm) Ⅰ 4.17 576 69.14 Ⅱ 4.0 192 198.96 Ⅲ 3.84 82.76 443.11 Ⅳ 3.72 82.76 430.42 四、皮带，皮带轮设计 1.V带设计 确定计算功率并选择V带类型 ①确定计算功率pca,根据《机械设计手册》表5.3-12工作情况系数kA=1.2通过两班制，载荷变动力，得kA=1.3 工作功率Pca=kAPe=1.35.5=7.15kw ②选择pca，nm差《机械设计手册》图5.1-1得选择A型普通V带 ③选小齿轮根据《机械设计手册》表5.3-36，取小带轮的基准直径dd1=90mm ④验算带速v，v=πdd1nw601000=π90144060000=6.78m/s 因为5/s≪v≪30m/s,故带速合适 ⑤计算大带轮的基准直径dd2， dd2=i1dd1=2.590=225mm 2.确定V带中心距和基准长度 ①计算中心距 0.7(dd1+dd2)≪a0≪2(dd1+dd2) 227mm≪a0≪630mm 初定中心距a0=450mm ②计算所需基准长度 根据表《机械设计手册》5.3-12 Ldo=2a0+π2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)24a0 =2450+π2315+13524400 =1405.94≈1406mm 根据《机械设计手册》5.3-8取Ldo=1430mm ③计算实际中心距表5.3-8 a=a0+Ld-Ldo2 =450+1430-14062 =462mm 根据表《机械设计手册》表5.3-39得基准宽度bd=11.0mm amin=a-2bd+0.09Ld=311.3mm amax=a+0.02Ld=490.6≈490mm 所以中心距范围在311~490mm 皮带轮相关数据： 基准宽度：bd=11.0mm 基准线上槽深：hamin=2.75mm 基准线下槽深：htmin=11.08.7mm 槽间距：e=1.50.3mm 槽边距：dmin=9mm 最小轮缘厚: δmin=6mm 带轮宽：B=(Z-1)e+2f=78mm (Z轮槽数） 外经：dn=dd+2ha=95.5mm ④验算带包角α1 α1≈180。-dd2-dd157.3。a=163.26。≈163。>120。 ⑤计算带的根数 a.计算单根V带的额定功率pr 因dd1=90mm和nw=1440r/min得p0=1.7kw 根据nw=1440r/min，i=2.5和A型带得∆p0=0.17kw（由《机械设 计手册》表5.3-19） 得Kα=0.96（表5.3-14）得kL=0.96（表5.3-15）于是 pr=p0+∆p0KαkL=1.7+0.170.960.96=1.72kw b.计算V带的根数 Z=PcaPr=7.151.72=4.16取5根 ⑥确定带的初拉力和压轴力 A型带单位长度质量m=0.11kg/m（表5.3-16） 所以（表5.3-12）F0min=5002.5-KαPcaKαZv+mv2 =500(2.5-0.96)7.150.9656.78+0.116.782 =174.23≈174N 应使带的实际初拉力F0>F0min Fpmin=2ZF0minsinα12=25174sin163。2 =1720.89≈1771N ⑦带轮的结构设计 a.带轮材料的确定，大小带轮材料都选用HT200 b.带轮的结构形式（根据课程指导书P183小带轮选用实心式，大带轮孔板式 五、传动零件的设计计算 一、闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算 已知输入功率4.21kw，小齿轮的转数为1440r/min，大齿轮的转数为576r/min，齿数比i=3，由电动机驱动，工作寿命为10年（设每年工作300天，二班制），带式输送机工作经常满载，空线起动，工作有轻震，不反转，工作环境多灰尘，小批量生产。 1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 （1）按传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，查《机械设计使用手册》表5.6-2得齿形制GB/T12369-1990，齿形角α=20。，齿顶ha*=1，顶隙系数C*=0.2 ，螺旋角βm=0，不变位。 （2）小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为240~285HBS，取用280HBS；大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为 229~286HBS，取用240HBS。 [σH1]=380+HBS=380+280=660MPa [σH2]=380+0.7HBS=380+0.7240=548MPa [σF1]=155+0.3HBS=155+0.3280=239MPa [σF2]=140+0.2HBS=140+0.2240=188MPa （3）①选小齿轮齿数，取Z1=23， 大齿轮齿数,Z2=uZ1=323=69 ②小齿轮传递的转矩T1=6.98104 N/mm ③选择齿宽系数，由于齿轮为非对称布置，且为软齿面，根据《机械设计》表9-6得ФR=13 ④初定载荷系数Kt=1.3~1.6，由于齿轮为非对称布置，取Kt=1.6. ⑤查得材料的弹性影响系数 ⑥计算分度圆直径： 　 d1t≥3(268ZE [σH])22KT1ФR（1-0.5ФR）2u 根据上列参数计算得d1t=77.21mm ⑦确定载荷系数K 由《机械设计》表9-2得KA=1.3 齿轮的圆周速度： dm1=1- 0.5ФRd1=1-0.51377.21=64.34 mm v=лd1n1601000=3.1464.04576601000=1.94m/s 锥齿轮的精度等级为7级，由 《机械设计》 图9-8得，KV=1.1 ； 表9-3得Kα=1.1 ； 图9-9得Kβ=1.0 ； K=KAKVKαKβ=1.31.11.11.0=1.573 与所选相差不大，所以不矫正分度圆直径。 m=d1Z1=77.2123=3.36 mm ；取标准m=4mm ，校正d1=80 mm ； （4）齿根弯曲疲劳强度验算 ①齿形系数和齿根应力修正系数 cosδ1=u1+u2=31+32=0.9487 cosδ2=11+u2=11+32=0.3162 Zv1=z1cosδ1=230.9487=24.24 Zv2=z2cosδ2=700.3162=221.37 查《机械设计》表9-5得 YFa1=2.69 YFa2=2.06 YSa1=1.57 YSa2=1.95 ②验算齿根弯曲疲劳强度 σF1=4kT1YFa1YSa11- 0.5ФR 2m3z121+u2ФR 代入数字得 σF1=74.89MPa〈[σF1]=239 Mpa ； σF2=σF1YFa2YSa2YFa1YSa1=2392.061.952.691.57=91.68〈[σF2]=188 Mpa 弯曲强度足够。 (5）计算齿轮的几何尺寸 d1=mZ1=423=92 mm d2=mZ2=470=280 mm da1=d1+2m cosδ1=92+240.9487=99.5896 mm da2=d2+2mcosδ2=280+240.3162=282.5296 mm df1=d1-2.4m cosδ1=92-2.440.9487=82.8925 mm df2=d2-2.4mcosδ2=280-2.440.3162=276.9645 mm 节圆顶距： R=d2u2+1=9221+32=145.4648 mm 齿宽： b=ФRR=13145.4648=48.488 mm 取b1=b2=48 mm 二、 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算 1.由《机械设计》9-1公式，确定许用应力。 传动无特殊要求，采用软齿面齿轮，确定选用小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为240~285HBS，取用260HBS；大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为 229~286HBS，取用240HBS。 [σH1]=380+HBS=380+260=640MPa [σH2]=380+0.7HBS=380+0.7240=548MPa [σF1]=155+0.3HBS=155+0.3260=233MPa [σF2]=140+0.2HBS=140+0.2240=188MPa 2.齿面接触疲劳强度 ①选小齿轮齿数，Z1=20~40，取Z1=31， 大齿轮齿数,Z2=uZ1=2.3231=71.92,取用Z2=72 ②小齿轮传递的转矩T1=2.009510^5 m/s ③选择齿宽系数，由于齿轮为非对称布置，且为软齿面，根据《机械设计》表9-6得Ψd=0.8. ④初定载荷系数Kt=1.3~1.6，由于齿轮为非对称布置，取Kt=1.5. ⑤查得材料的弹性影响系数 ⑥计算分度圆直径 由端面重合度可得εα=1.88-3.2（1z1+1z2）=1.82，则 Zε =4-εα3=4-1.823=0.85 d1t≥3(268ZEZε[σH])2KT1Ψdu+1u 根据上列参数计算得d1t=75.30mm ⑦确定载荷系数KA 查《机械设计》表9-2得KA=1.5 齿轮的圆周速度v=лd1n1601000=3.1475.30192601000=0.757 m/s ⑧精度等级选7级，根据《机械设计》图9-8可知Kv=1.15； 查表9-3得Kα=1.1 ； 由图9-9知KHβ=1.065 ；则 K=KAKVKHαKHβ=1.51.151.11.065=2.02 与初定值相差较大，校正后的分度圆直径为： d1=d1t3KKt=75.332.021.5=83.15 mm 确定齿轮模数: m=d1z1=83.1531=2.68 mm 查标准选m=3 mm 3.齿根弯曲疲劳强度验算 ①齿形系数和齿根应力修正系数 由Z1=31，Z2=72 查《机械设计》表9-5得 YFa1=2.50 YFa2=2.25 YSa1=1.63 YSa2=1.75 ②验算齿根弯曲应力 Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.82=0.66 由 《机械设计》式9-6得 σF1=2kT1YFa1YSa2Yεd1bm =22.022.501.630.6674.4933 =105.19MPa〈[σF1]=233Mpa 齿根弯曲疲劳强度足够。 4.计算齿轮的几何尺寸 d1=mZ1=331=93mm d2=mZ2=372=216 da1=d1+2m=93+23=99mm da2=d2+2m=216+23=222mm df1=d1-2.5m=93-2.53=85.5mm df2=d2-2.5m=216-2.53=208.5mm a=m2（Z1+Z2）=32（31+72）=154.5mm b2=Ψdd1=0.893=74.4mm ， 取b2=75mm ，b1=b2+5=75+5=80mm 三、数据整理 1、圆锥齿轮 齿轮类型：直角圆锥齿轮（GB/T12369-1990,齿形角α=20。, ，齿顶高系数，顶隙系数，螺旋角，不变位） 精度7级，小齿轮材40Cr（调质），大齿轮材料45刚（调质），硬度分别为280HBS和240HBS。 大端分度圆直径：小齿轮d1=92mm， 大齿轮d2=280mm 节锥顶距： R=145.4648mm 节圆锥角： cosδ1=0.9487 cosδ2=0.3162 大端齿顶圆直径：da1=99.59mm da2=282.52mm 齿宽： b1=b2=48mm 齿数： Z1=23， Z2=70 模数： m=3 2、圆柱齿轮 齿轮类型：直齿圆柱齿轮；精度7级，小齿轮材40Cr（调质），大齿轮材料45刚（调质），硬度分别为260HBS和240HBS。 分度圆直径： d1=93 mm， d2=216 mm 中心距： a=154.5 mm 齿宽： b1=80 mm，b2=75 mm 齿数： Z1=31， Z2=72 模数： m=2.5 mm 六、轴的计算 一、减速器高速轴I的设计 1.求输出轴上的功率，转速和转矩 由前面的计算可得 P1=4.21 kw n1=576 r/min T1=69.80 N/m 2.求作用在齿轮上的力 圆锥小齿轮 dm1=（1-0.5bR）d1=1-0.548145.464892=76.82mm Ft=2T1dm1=269.80100076.82=1817.23N Fr1=F1tanα∙cosδ1=1817.23tan20。0.9487=627.49N Fα1=F1tanα∙sinδ1=1817.23tan20。sin18.435。=209.10N 圆锥大齿轮 Fr2=Fα1=627.49N Fα2=Fr1=209.10N 圆柱小齿轮、大齿轮 Ft=2T2d1=22009510393=4321.51N Fr=Fttanα=4321.51tan20。=152.90N 3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。查《机械设计》表14-2得A=126~103 dmin=A3P1n1=10534.21576=20.38mm 查《机械设计手册》表4.2-57选用轴承代号6000型6306单列深沟球轴承得到，其尺寸dDB=35mm75mm17mm 为了利于固定，一般取比b小1mm（如图所示），故可确定。 4. 由经验公式算轴肩高度： 取轴肩高为4mm ，确定。 由《课程设计指导书》P47图46的要求可得， ，取。 5.根据轴承安装方便的要求，取，得 根据安装轴承旁螺栓的要求，取 。 根据齿轮与内壁的距离要求，取 。 6.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。