二级圆锥圆柱齿轮减速器机械设计说明书(最新)(一)

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1、机械设计课程设计说明书机械设计课程设计计算说明书二、电动机的选择 3三、运动、动力学参数计算 5四、传动零件的设计计算 6五、轴的设计 11六、轴承的选择和计算 24九、箱体设计28十、减速器附件28H一、密封润滑 29十二、设计小结30十三、参考文献 31主要结果题目八：设计谷物清选机斗式开运器的传动装置设计计算及说明一、传动方案拟定设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器1 .工作条件：单班制。连续单向运转。载荷平稳，室外工作2 .使用期限：10年3 .生产条件：中，小型规模机械厂4 .动力来源：电力。三相交流(220/380V)5 .生产批量：10台6 .原始数据：驱动机工作功率PWkW： 2.1

2、;料斗升运速度V (m/s): 1.8驱动轮直径D=200mm19T=1800N - mV=1.30m/sD=360mm二、电动机选择1、电动机类型和结构形式的选择：Y系列三相异步电动机2、选择电动机的容量：(1)工作机所需功率：Pw =2.1kwPw=13.00kW(2)1)传动装置的总效率：32刀总二刀圆柱齿轮X4 轴承X4 联轴器X4 圆锥齿轮 =0.98X 0.993X0.992X0.97毛总=0.86=0.9042)电动机的输出功率：Pd= Pw/“ 总=2.1/0.904=2.323kwPd=15.13kW3、确定电动机转速：计算工作机轴工作转速：因为V Dn ,把数据带入式子中得

3、n=171.97r/minnw=171.97r/minnw=68.97r/min采用二级圆锥圆柱齿轮减速器(传动比范围3 X 23 X5=625),故电动机转速的可选范围为nd= (625) x 171.97=1031.824299.25r/min4、确定电动机型号由上可见，电动机同步转速可选 1500r/min,电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速nm(r/min)Y100L2-431430三、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=1430/171.97=8.322、分配各级传动比：高速级齿轮啮合的传动比：i锥 8.32/4 2.08低速级齿轮啮合

4、的传动比：i柱= i锥=41.计算各轴转速（r/min ）ni=1430nii=ni/ii=1430/2.08=687.5niii=nii/i2=687.5/4=171.92.计算各轴的功率（kWpi=Pd - 7联轴器”轴承刀锥齿轮=2.32X 0.99 X 0.99X 0.98=2.26Pii=Pi - 刀轴承 7圆柱齿轮=2.26X 0.99X0.98=2.19Pii尸Pii ”轴承”联轴器=2.19X0.99X0.99=2.153.计算各轴扭矩（n m）Td=9550* PJ nm =9550 X 2.36/1430=15.8Ti=9550*Pi/ni=15.1Tii=9550*Pii

5、/nii=30.4Tiii=9550*Piii/niii=119.4参波驰名I轴口轴w轴转速r/min1430687.5171.9功率P/kW2.262.192.15转矩/n*m15.130.4119.4Td、Ti、Tib Tiii =依次为电动机轴，I, H , ID轴电动机型号Y200L1 6i 总=10.6i1=2.66i2=3.99机械设计习指导57页ni =730r/minnii=274.4r/minniii=68.8r/minniv= niii=68.8四、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Pi=Pi=2.26Kw,小齿轮的转速为 1430r/min,Pi=14.

6、98KwPii=14.3kW齿数比为u=2.08,由电动机驱动，工作寿命为10年(每年工作Piii=13.9kW300天),单班制,连续单向运转，载荷平稳，室外工作。Piv=13. 8 kW(1)选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力1)选择材料和热处理办法，确定许用应力参考表6-1初选材料。小齿轮：40Cr,调质，241286HBW;大齿轮：42SiMn,调质，217269HBW。根据小齿轮齿面硬度260HBW和大齿轮齿面硬度240HBW,按图6-6MQ线查得齿面接触疲劳极限应力：(T Hlim1=720Mpa6Hlim2 =680Mpa按图6-7MQ线查得齿轮弯曲疲劳极限应力为:(T Fe1

7、=590MPa(rFe2=570MPa,按无限寿命计算，查图6-8a, b 知 Zn1 = Zn2=0.95,Yn1= Yn2=0.9查表6-3,取最小安全系数SH min1.1； SF min 1 .3于是H 1 H lim 1SHZN1 770 0.95 622Mpa1.1H lim 2 V 八 YN4Sh6801.10.95 587 MpaF1FE1YniSf5901.30.9408MpaF2EF2YN3Sf5701.30.9395MpaTd=198 N mTi=196N mTii=497.7N - mTiii=1929.4NTw=1910.1V= 1.296m/s(2)分析失效、确定设

8、计准则由于要设计的齿轮传动是闭式传动，且大齿轮是软面论，最大可能的失效是齿面疲劳；但如模数过小，也可能发生齿轮疲劳折断。因此，本齿轮传动可按齿 面接触疲劳承载能力进行设计，确定主要参数，再验算齿轮的 弯曲疲劳承载能力。(3)按齿面接触疲劳承载能力计算齿轮主要参数2KT3 u 1 ZhZe因属减速传动，u=i低=2.08确定计算载荷小齿轮转矩T1 15.1N mKT1 KAK K KVT1 AV查表6-7考虑本齿轮传动是直齿圆柱齿轮传动,电动机驱动,载荷平稳，轴承相对齿轮不对称布置，取载荷系数K=1.5则KT1 KAK K KVT11.5 15.1N m 22.65N m区域系数查图6-13,标

9、准齿轮Zh=2.5,弹性系数查表6-8Ze 189.9 Mpa齿宽系数查表6-11, d0.25； d1因小齿轮的许用齿面接触疲劳应力值较小，故将H2 587Mpa代入，于是得er Fp1 =446Mpa(T fp2= 338MpaH Hp2n=580Mpad13 34 22.65 1032.5 189.9,0.25 (1 0.125)2 2.558753.9mm取 z1=25, z2=52, m=3d1=75mm, d2=156mm1 arctan1/u arctan1/2.08 25.67682 arctanu arctan2.08 64.3231R1= d1/2sin25.676g=86

10、.21R2 = d2/2sin64.323f=86.67dm1 (1 0.5 R)d1 65.625mm(4)选择齿轮精度等级齿轮圆周速度v dm1n1/60 100 4.9m/s查表6-9。并考虑该齿轮传动的用途，选择 7级精度机械设计基础第四版P82P92P932360KTiy yFPF22 YFs YFbm Zi(1 0.5 r)Y0.250.75因为重合度/ 111.88 3.2( ) 1.72ZiZ20.75Y 0.251.720.69。2)确定Yfs/ Fp的大值1 arctanarctanz1arctan28/75 20.470Z22 901 69.5329.9214由图 5-2

11、6 查得 Yfsi4.3,Yfs24.0。则YFs14.15Fp1YFs24460.00928MpaFp24.03380.01183Mpa因为YFs1Fp1YFs2Fp2所以选择大齿轮进行校核1)计算从重合度系数3)校核大齿轮的齿根弯曲疲劳强度4.0 0.69故齿根弯曲疲劳强度足够，所选参数合适。m 4z1 28mmz2 75mmP7o 表 5 1d1 112mmd2 300mmR 160 mmb 48mmY 0.69Zvi 29.9Zv2 2142360 1.5 194F29ZX 948 42 28(1 0.5 0.3)2112Mpap FP2 338M pa2.圆柱直齿轮的设计计算已知：输

12、入功率P2 14.3kW ,小齿轮转速为274.4r/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设条件看，大小齿轮均采用20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度5662HRC由图5-29c查得弯曲疲劳强度极限应力Flim 450Mpa由图5-32c查得接触疲劳强度极限应力Hlm 1500Mpa(2)按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m1)确定弯曲应力FPFlim Y ST77FPq Yn Y XSFlim采用国标时，YST 2.0,SFmin 1.5,YX 1.因为齿轮的循环次数N 60

13、nat 60 274.4 1 (10 300 8) 4.0 108所以取YN 1 ；则FP1YN YX =600Mpa2)小齿轮的名义转矩TiT1 T 497.7N mF2 112 FP23)选取载荷系数K=1.64)初步选定齿轮的参数Z1 20, Z2 i Z1 3.99 20 79.8, MZ2 80cZ2d 0.5,u Z24Z15)确定复合齿形系数 Yfs,因大小齿轮选用同一材料及热处理，则 fp相同，故按小齿轮的复合齿形系数带入即可由机械设计基础第四版P88,图5-26可查得：YFS1 4.256)确定重合度系数Y11因为重合度 1.88 3.2( ) 1.7ZiZ2一0 75所以

14、Y 0.250.69将上述各参数代入m式中得12.63.5 497.7 4.06 0.680.5 202 5633.3按表5-1,取标准模数m 4mm1 )、a -m(Z1 Z2) 200mm7)计算传动的几何尺寸：则中心距d1 mZ1 4 20 80mmd2 mZ2 4 80 320mm齿宽：b2d d1 40mm句 b2 (5 10) 48mm(3)校核齿面的接触强度Flm 450 MpaH limfpi =563Mpa1)重合度系数Z 0.852)钢制齿轮 Ze 189.8jMpa 把上面各值代入式中可算得：H 1125.2MpaHlim _1500/clcrjihpZn Zw1 112

15、50MpaSHlim1.2HHP符合要求(4)校核齿根弯曲强度2000T1KF1 T2YfsiY351.97bm Z12000T1KF2一 2 YfsiY 343.4bm Z1许用弯曲应力：F1 F2Flim YSTYN600MPaSF minF1FP1, F2FP1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 =14.98kw, n1 =730r/min,T1 =196 Nl - m2 .选择材料并按扭矩初算轴径选用 45削质，硬度 217255HBS,b =650Mp根据课本P235 (10-2)式，并查表10-2,取c=115dmin=115错误!未找到引用源。m

16、m=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=31.38X (1+5%)mm=33mm3 .初步选择联轴器T1 497.7N mm=4乙 20, Z2 80 d 0.5U 4Yfsi 4.25Y0.68a=200mmd1 80mm d2 320mm R 160mm b1 48mm b2 48mm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，具额 定转矩315 N - m,半联轴器的孔径 di =35mm,故取di2 =35mm

17、, 轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度Li =60mm.4.轴的结构设计(1)拟定轴的装配方案如下图:机械设计课程设计P22(2)轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=42mm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：d D T 45 100 27.25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=4.5mmF1 F2 6

18、0MPa因此取 d4-5=54mm。取安装齿轮处的直径d67=42mm,使套筒可靠的压在轴承上,故 156T =27.25mm, l56=26mm。轴承端盖总宽度为20mm,由于装拆及添加润滑油的要求，轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm ,故l23=20+30=50mm。取 145=120mm.圆锥齿轮的轮毂宽度1h= (1.21.5) ds,取1h=63mm,齿轮端 面与箱壁间距取15mm,故167=78mm。轴上零件的周向定位半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计 手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面尺寸b h 16 10,齿轮3 L=B- (5

19、10) =57.5mm配合均用H7/K6,滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内圈与轴的配合米用基扎制，轴尺寸公差为 K6轴圆角：2 4505.轴强度的计算及校核求平均节圆直径：已知d1=28mmdm1= d1(1-0.5 错误！未找到引用源。R)=44 28 (1 0.5 0.31) 95.2 mm锥齿轮受力：已知 T1=196N - m,则圆周力：Ft1=2000T1/dm1=错误!未找到引用源。=4117.6N径向力：Fr1=Ft1 , tan cos 1=1404.1N轴向力：Fa1=Ft1 tana sin 1=524.1N轴承的支反力(1)绘制轴受力简图(如下图)(2)轴承支反力dmi

20、n 31.3mmd12 =35mmd2-3=42mmd3-4=d5-6=45mmd4-5=54mmd67=42mml12 =60mm.l23=50l3-4=26mml45=120mml56=26mml67=78mm水平向上的支反力：Mc 0tan200 cos20.470 1404.1N3W 0.1dM e e W11b 59MPad12 d56 40.34mmFbx+ Fcx=Ft=4117.6N解得：FBx=-255.6 N, FCx=6684.0N垂直面上的支反力Mc 0FBy =错误!未找到引用源。=-704.3 NFCy=Fn -FBy=2108.4N(3)求弯矩，绘制弯矩图(如下图

21、)MCx=-Ft CD=-347.7N - mMCy1 =FBy - BC=-64.1 N - mMCy2=-Fa dm/2=-24.9 N - mFt1 =4117.6NFr1=1404.1NFa1=524.1NFbx =255.6N机械设计课程设计说明书Fby=704.3NFCx=6684.0NFCy=2108.4N(4)合成弯矩：Mci= . MCX M：i =353.6 N - mMc2= . MCX MCy2 348.6 N - m(5)求当量弯：因单向回转，视转矩为脉动循环,1/ 0b，b 650MPa ib 59MPa, b 98MPaa = 0.602Mcx=-347.7N m

22、Mcy1=64.1N - mMcy2=-24.9N20剖面 C 的当量弯矩：MC1 7mc12 ( T)2 372.8 N - m机械设计课程设计说明书MC2 JMC22 ( T)2367 N m6断危险截面并验算强度1)剖面C当量弯矩最大，而直径与邻段直径相差不大，故剖面 C为危险截面。已知Me= MC 1=372.8MPa,错误!未找到引用源。 W 0.1d3M,W=40.9MPa ib 59MPaMec=275.06N - mo- e =1.36Mpa2)A处虽只受扭矩但截面最小也为危险截面Me=27.5MPa ib 59MPa所以其强度足够中间轴的设计1 .已知：F2 14.3KW ,

23、 n2 274.4r / min,T2 497.7N ?m2 .选择材料并按扭矩初算轴径选用 45#调质，b 650M pa ,硬度 217255HBs根据课本P235 (10-2)式，并查表10-2,取c=108dmin C3 P2- 40.34mm3 .轴的结构设计4 1)拟定轴的装配方案如下图MC1 372.8ClM C2 36738(2)轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承,参照工作要求并根据d12 d56 40.34mm , 查 取30310型，尺寸 d D T 50mm 110mm 29.25mm 故d12=

24、d56=50mm,此两对轴承均系米用套筒定位，查表18-4,轴定位轴肩高度h=4.5mm,因此取套筒宜径 为 59mm.取安装齿轮处的直径：d23=d45=57mm,锥齿轮右端与左轴 承之间米用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长lh=(1.21.5) ds, 取lh=55m为了使套筒可靠的压紧端面，故取l23=52mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d,取h=4mm,则 此处轴环的直径d34=63mm.已知圆锥直齿轮的齿览为b1=48mm,为了使套筒端面可罪地 压紧齿轮端面，此处轴长l45lh ,取l45 =46mm。以箱体小圆锥齿轮中心线为对称轴，取 l12 80mm,l34 16mm

25、,l56 116mm(3)轴上零件的周向定位半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由 设计手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面 尺寸 b h 16 10mm,齿轮键长 L=B- (510) =50mm 配合均用H7/K6,滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内 圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6(4)轴圆角：2 45度错误!未找到引用源。P2 14.3KW n2 274.4r / minT2 497.7 N mdmin =40.34mmd12= d56=50mm d23=d45=57mm d34=63mml12 80mml23=52mml34 16mml45 =46mm

26、。l56 116mm4.轴强度的计算及校核1.(1)小直齿轮分度圆直径：已知d1=80mm, T2 497.7N ?m圆周力：Ft1=2000T2/d1=错误!未找到引用源。12442.5N径向力：Fr1=Ft1 tan a =4528.7N(2)锥齿轮受力：已知 T2=497.7N - m ,dm2= d2(1-0.5 R)= 255mm则圆周力：Ft2=2000T2/dm2=错误!未找至U引用源。3903.5N径向力：Fr2=Ft1 tan a cos 2错误！未找到引用源。=496.87N轴向力：Fa1=Ft2 tana sin 2错误！未找到引用源。=1331.1N(3)求轴承的支反力

27、轴承的受力简图 _ 二1-L V水平面上，竖直面上的支反力平衡则:FaxFdxFt2Ft10FayF dyF r2F t1Ft1=12442.5N对A求矩Ft2?AB Ft1?AC Fdx?AD 0d2Fdy?AD Fa2 2 Fr2?AB-Fr1?AC 02解方程组得：FAx =-8145.3N, FDx =-8200.7N, FAy1070.83N, FDy2961NFr1=4528.7NFt2=错误!未找到引用源。3903.5N(4)画弯矩图Fr2= 496.87NFa1= 1331.1N2.B.处的弯矩：水平：M B FtAX ?AB 749.37 N ?m竖直：M B1 FAy?AB

28、 98.52N ?mM B2 FDy?BD Fr1 ? BC 268.2N ?mC处的弯矩：水平：Me FDx ?CD 1025.3N ?m c竖直：MC1 FDv ?CD 370.2N ?m ci DyM c2 FAy? Ac Fa2 ?d2 /2 Fr 2 ? BC 370.13N ?mMc1M B2M 2c Mb2 1089.9N?m c0.07d,取 h=7mm,轴环处处的直径 d56 =104mm, l56 1.4h,取 l56 =10mm,l67 52mm5）取箱体小圆锥齿轮的中心线为对称轴， l45 90.5mm, l78 113mm,6）轴上的周向定位齿轮与轴用键连接查机械设计

29、课程设计取 b h 25 14 , L=B-（510）=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启过渡配合来保证，轴尺寸公差为m67）确定轴的倒角尺寸：2 45004.轴的强度校核1）齿轮上的作用力的大小Ft2 1066.8 N , Fr2 3530.8 N2）求直反力水平方向：F BXF DXF t2M B0,F t 2 ? BCF DX6315.5NBDF BX5743.3N竖直方向：F r 2八F by? CD2090.4NBD F r 2八F dyr- ? BC2298.6NBD3）回弯矩图：dmin 65.7mmMCX FBX

30、? BC 871.5N?m CX BXMCy Fby?BC 317.2N?mMe 、.Mcx2 MCy2927N?mdi-2 =70mmd2-3=77mmd3 4 d7 8 8cmmd4 5 92mmd56 =l04mmd67=90mm|i-2=130mml23=50mml34 =42.5mml45 90.5mml56 =10mml67 52mml78 113mm4）画扭矩图：T3 1929.4N ?m5）弯扭合成：因单向回转，视转矩为脉动循环，ib/ ob, b 650MPa* 59MPa, ob 98MPaft = 0.602剖面C的当量弯矩：MC M2 ( T)2 1486.1 N mT

31、 =1161.5 N m6)判断危险剖面：MeC 截面： e e 24.2MPa 小 59MPa WA截面直径最小也为危险截面：e -Me 33.9MPa1.212齿轮端面与内机壁距离 210机盖、机座肋厚mi 0.85 i, m2-0.857轴承端盖外径D2=1.25D+10135,148,223轴承端盖凸缘厚度t=(11.2)d39轴承旁联接螺栓距离S=D2135,148,223十.减速器附件的选择由机械设计课程设计选择通气塞M16X1.5,A型压配式 圆形油压表A32JB/T7941.1-1995,外六角螺塞及封油垫 M14X 1.5，箱座吊耳，吊环螺钉 M16 (GB/T825-198

32、8),启盖螺钉 M8。.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 齐1。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 品喃3060mm。因圆轮的线速JO 4.87m/s2m/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。十二.设计小结通过这次对圆锥圆柱二级减速器的设计，使我们真正的了 解了机械设计的概念，在这次设计过程

33、中，反反复复的演算 一方面不断的让我们接进正确，另一方面也在考验我们我们 的耐心，思维的严密性和做研究的严谨性。我想这也是这次 设皿H门是哟应该达到的。这些让我感受颇深。通过三个星 期的设计实践，我们真正感受到了设计过程的谨密性，为我 们以后的工作弗卜.了f 的基础。机械设计是机械这门学科的基础的基础，是一门综合性较 强的技术课程，他融汇了多门学科中的许多知识，例如， 机 械设计，材料力学，工程力学，机械设计课程设计 等，我们对先前学的和一些未知的知识都有了新的认识。也 让我们认识到，自己还有好多东西还不知道，以后更要加深 自己的知识内涵，同时，也非常感谢老师对我们悉心的指导， 得已让我们能更好的设计。经书文献:1.黄华梁、彭文生编机械设计四版高等教育出版社2007 2.王旭、王积森机械设计课程设计 机械工业出版社2003 3.朱文坚 机械设计课程设计科学出版社4.刘鸿文主编 材料力学第四版高等教育出版社2003