機械設計課程設計圓錐圓柱齒輪減速器

1、 機械設計 課程設計說明書 設計題目 圓錐-圓柱齒輪減速器機械工程學院 機械設計制造及其自動化專業(yè) 班級 機英082班 學號 08431158 設計人 指導教師 完成日期 2011年7月20日目 錄一、設計任務書 2二、機械傳動裝置的總體設計1、 傳動方案的分析32、 選擇電動機43、 計算傳動裝置的總傳動比及其分配64、 計算傳動裝置的運算.65、 齒輪設計1）、高速級齒輪設計 .82）、低速級齒輪設計 .156、軸的設計及軸承、聯軸器的選擇1)、高速軸（軸1）設計及聯軸器的選擇 .202）、中間軸（軸2）設計 .213）、低速軸（軸3）設計 .23 7、軸承的選擇壽命校核 .248、鍵的選

2、擇鍵的強度校核 .269、潤滑與密封 .2810、減速箱箱體結構設計 2811、設計總結3012、參考文獻 31一、設計任務書（一） 課程設計的題目：圓錐圓柱齒輪減速器（二） 已知條件：設計一個圓錐圓柱齒輪減速器，其傳動簡圖如圖a所示，工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為十年，小批量生產，兩班制工作，運輸鏈的工作速度允許誤差5%。運輸鏈工作拉力4500f/n，運輸鏈工作速度0.96，運輸鏈鏈輪齒數10，運輸鏈節(jié)距。圖a1 電動機 2聯軸器 3圓錐圓柱齒輪減速器 4鏈傳動 5運輸鏈計算及說明結果一、傳動方案的分析 給定傳動方案運動簡圖采用圓柱-圓錐齒輪傳動根據題目所給條件，可求得

3、驅動卷筒轉速：二、 選擇電動機1） 電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的y（ip44）系列三相異步電動機，它為臥式封閉結構。2） 電動機容量( 1 )卷筒軸的輸出功率( 2 )電動機輸出功率 =90r/min=3.6 傳動裝置的總效率 為：剛性聯軸器為0.99 為：滾動軸承為0.98 為：圓錐齒輪傳動為0.96 為：圓柱齒輪傳動為0.97 為：鏈傳動為0.92 ( 3 )選電動機的額定功率通過查手冊可選電機的額定功率=( 4 )電動機選擇查表2-1得 鏈傳動比i1=25 圓錐齒輪傳動比i2=23 圓柱齒輪傳動比i3=36電動機轉速可選范圍為可見可選1000r/min1500

4、r/min方案電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速電動機質量總的傳動比11y132s-45.5150014406817.122y132m-65.510009604516.71方案轉速較高，故初選同步轉速為1400r/min的電動機。三 、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置總傳動比 2）分配各級傳動比取圓錐-圓柱齒輪傳動比i1=2 ，i2=2則滾子鏈的傳動比所取得的值均符合圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍電機具體尺寸參數如下示：機座號: 132s 極數: 6外形尺寸|ab: 280 外形尺寸|ac: 275外形尺寸|ad: 210 外形尺寸|hd: 315外形尺寸|l: 475安裝尺寸

5、及公差|a|基本尺寸: 216 安裝尺寸及公差|a/2|基本尺寸: 108安裝尺寸及公差|b|基本尺寸: 140安裝尺寸及公差|c|基本尺寸: 89安裝尺寸及公差|d|基本尺寸: 38安裝尺寸及公差|e|基本尺寸: 80安裝尺寸及公差|f|基本尺寸: 10安裝尺寸及公差|g|基本尺寸: 33安裝尺寸及公差|h|基本尺寸: 132安裝尺寸及公差|k|基本尺寸: 12四、計算傳動裝置的運動參數：1. 各軸轉速：電動機軸為0軸，減速器高速軸為1軸，低速軸為2軸，各軸轉速為： 2各軸輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率即3各軸轉矩4鏈傳動的鏈輪設計1）鏈輪的傳動比 , 取小鏈輪的齒數，則大鏈輪齒數

6、2）由表9-6查，由圖9-13查的，pca=5.53kw,n=90r/min可選查圖9-11 得鏈號為22a ，再查表9-1 得節(jié)距3） 計算鏈的節(jié)數和中心距=(3050)p=18003000暫取=1800；根據公式;為避免使用過度鏈節(jié)，應將計算出的鏈節(jié)數圓整為偶數， 取。i1=2 ，i2=2i3=4=720r/min=240r/min=96r/min最大中心距：由表9-7 =0.24825鏈速=0.9m/s查圖9-14可知采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。作用在軸上的壓軸力fp；fp可以近似取值fp=kfpfe =4600n五、齒輪設計（一）高速級齒輪傳動設計計算 1、選定齒輪類型，精度等級，材料

7、及齒數1）傳動方案已給出，圓錐圓柱齒輪傳動2）此運輸裝置為一般工作機器，速度不高故選用8級精度（gb1009588）3）材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為45號鋼（調質），硬度為240270hb大齒輪為45鋼（調質）硬度為160190hbs。從圖（1021）查得小齒輪疲勞極限應為大齒輪疲勞極限應為4）選小齒輪的齒數，大齒輪齒數 2、按齒面接觸強度設計由設計計算公式（1026）進行計算，即4）確定公式內的各計算數值（1）試選載荷系數=1.36（2）計算小齒輪傳遞的轉矩 （3）齒寬系數（4）由表106查得材料的彈性影響系數（5）計算應力循環(huán)次數 （6）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數； （7）計

8、算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數為sh=1.0 有式（1012）得 （8）計算小齒輪的分度圓直徑 =（9）計算齒輪圓周速度（10）計算載荷系數查表10-2得：=1.0；查得=1.24，?。灰罁簖X輪兩端支撐，小齒輪作懸掛布置，查表得軸承系數，由公式，接觸強度載荷系數=1.36.（11）按實際載荷系數校訂分度圓直徑 可取標準值m=3（gb/t 12368-1990）（12）計算齒輪的相關參數（13）圓整并確定齒寬因此，圓整取4） 校核齒根彎曲疲勞強度（1） 確定彎曲疲勞系數k=2.07（2） 計算當量齒數 ，（3） 查表得：，（4） 計算彎曲疲勞許用應力 由10-18得彎曲疲勞壽命

9、系數， ；取安全系數由10-20c差的小齒輪的彎曲疲勞強度極限=215mpa,=170，按公式確定許用彎曲應力（5） 校核彎曲強度根據彎曲強度條件公式進行校核（6） 對的驗證校核計算大小齒輪的的大小并比較r=104.88mmb=42.56mm可見小齒輪數值較大對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數。由于模數的大小主要取決于齒根彎曲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?？扇∮升X根彎曲疲勞強度計算的模數并就近圓整，取為標準值m=4mm。則實際分度圓直徑3. 圓錐小齒輪的各項幾何參數及尺寸（）：名稱代號計算公式結果分錐角26.5

10、6齒頂高3齒根高3.75分度圓直徑d69齒頂圓直徑74.43齒根圓直徑64.81錐距r104.88齒根角tan=/r2.78頂錐角29.34根錐角23.78頂隙cc=cm0.60分度圓齒厚ss=4.71齒寬bb(取整)354. 大圓錐齒輪的幾何參數及尺寸：名稱代號計算公式結果分錐角63.43齒頂高3齒根高3.6分度圓直徑d138齒頂圓直徑141.27齒根圓直徑132.52錐距r104.88齒根角tan=/r2.78頂錐角66.21根錐角60.65頂隙cc=cm0.60分度圓齒厚ss=4.7齒寬bb(取整)35（二）斜齒圓柱齒輪設計計算1、按接觸強度設計 由設計計算公式（109a）進行試算，即

11、1） 確定公式內的各計算數值（1） 試選擇載荷系數=1.4（2） 計算小齒輪傳遞轉矩（3） 由表107選取齒寬系數=1.0（4） 由表106查得材料的彈性影響系數（5） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限， 選擇小齒輪材料為45號鋼（調質），硬度為240270hbs，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為160190hbs。所以查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限（6） 由式1013計算應力循環(huán)次數 （7）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數；( 8 )計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數s=1由式（1012）得 2） 計算（1） 計算小齒輪分度圓直徑，帶入

12、中較小的值 =（2） 計算圓周速度v （3） 計算齒寬b （4） 計算齒寬與齒高之比b/h模數齒高于是有 b/h=7.2 ( 5 ) 計算載荷系數根據v=2.89m/s，8級精度，由圖108查得動載荷系數=1.1。由表103查得=1.11。由表102查得使用系數=1.2。由表104查得8級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，=1.11. 由b/h=8.00，=1.11查圖1013得=1.40； 故載荷系數 =1.45（6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑。由式（1010a）得 ( 7 )計算模數m，就近取標準值3.3mm2、按齒根彎曲強度設計 由式（105）得彎曲強度的設計公式為 1） 確

13、定公式內的各計算數值（1） 由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲強度極限 。（2） 由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數 （3） 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數s=1.4由式（1012）得 （4） 計算載荷系數k =1.512（5） 查取齒形系數由表105可查得 （6） 查取應力校正系數由表105可查得 （7） 計算大小齒輪的并加以比較 顯然大齒輪的數值大2） 計算模數m 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲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（即模數與齒數的乘積）有

14、關，可取由彎曲強度算得的模數3.21mm并可近圓整為標準值m=3.3mm。則按接觸強度算得圓柱小齒輪齒數 大齒輪齒數 z4=2xz3=46 這樣計算出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。3、幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 2）計算中心距 3）計算齒輪寬度 取圓柱大齒輪的寬度 標準直齒圓柱齒輪傳動幾何尺寸名稱代號小齒輪大齒輪模數m3.3壓力角11.68分度圓直徑d76164齒頂高齒根高齒全高h齒頂圓直徑 齒根圓直徑68.5156.5齒距p10.362齒厚s5.181齒槽寬e5.181頂隙c0.625標準中心距aa=120節(jié)圓直徑=d傳動比i

15、2六、軸的設計由于選擇的電機型號：y132s-4，直徑為38，剛性聯軸器的內孔必須為38，查機械設計手冊軸的材料選擇：因為軸的材料沒有特殊要求，所以選用45號鋼，調質處理。（一）公式： =500600先按式（152）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表153，查得系數c=1015，于是可得1.高速軸2.中間軸3.低速軸 （二）軸的詳細計算：材料：選用45號鋼調質處理。查課本表15-1取b=640mpa-1=268 mpa-1=155 mpa -1=59 mpa1.高速軸：（1）設計參數：ft1=2t0 /dm0 =975.17n f r1= ft1 tan20cos11

16、.8=314n f a1= ft1 tan20sin11.8=158.07n f n = ft1/ cos a=1014n(2)軸的結構設計 1-2段，半聯軸器與軸的配合長度為75mm聯軸器采用軸肩軸向固定，故軸的長度略小于配合長度，取。為了保證端蓋的便利拆裝取l23=9mm，且為保證半聯軸器的軸向固定，根據設計手冊，查得d23=30mm。3-4為與軸承配合段，根據軸承的有關參數，確定d3-4=40mm，d3-4=40mm，右端為軸承的軸向固定端，根據設計手冊表6-7確定d45=30mm，保證兩軸承的合理間距和軸的受力平穩(wěn)過渡l34=54mm，45段同3-4段尺寸大致相同，寬度略小于軸承寬度l

17、4-5=10mm.5-6段為齒輪輪轂寬度加上軸套的長度，取l56=21mm4)軸上荷載 垂直支反力fmy=（f r1 *43.3- f a1*32.5）/ 54.4=213n fny= f r1+fmy=461n水平支反力fmz= ft1*43.3/54.4=800n fny= ft1+fmz=1806n根據受力作出彎矩圖好轉矩圖mz由圖可知n點為危險截面故有= m/0.1d3=10.5 mpa = t/0.2 d3=3.5mpa校核 ca=,取=0.6得ca=11.4 mpa-1=60 mp 故，滿足要求。1） 軸承校核 承徑向荷載 fr1=827n 同理fr2=1864n 承派生軸向力fd

18、= fr/2y 查設計手冊表6-7得y=1.6fd1=258n, fd2=583n 1壓緊，2放松， f a1= f a+ fd2=699n f a2=583n 量動荷載（e=0.37）fa1/fr1=0.84e f a2/fr2=0.3124000h 故滿足要求 則按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距太大，采用兩端固定式軸承組合方式軸承類型為角接觸球軸承，軸承壽命取lh =24000h由前面的受力分析選型號為7000c的角接觸球軸承，d=55mm,b=13mm, d=30mm2、軸的結構設計及具體尺寸z聯軸器的選用： 軸徑，電動機 查表69選用聯軸器為：彈性套柱銷聯軸器lt6 （二）中

19、間軸的設計 1、先按式（152）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表153，取 c=118107于是可得 由此可得滾動軸承的選用2、軸的結構設計及具體尺寸選型號為7406ac的角接觸球軸承，其cr=42.5kn,cor=32.2kn軸承fr=3058.36,fa=314.01kn,n=720r/min,fa/cor=0.016, e=0.38 fa/fr=0.13e,則x=1，y=0 pr=4587.54n c= pr*lh=464311.212齒輪端面與內箱壁距離11箱蓋，箱座肋厚79軸承端蓋外徑+5102（高速軸）102（中間軸）129（低速軸）軸承旁聯結螺栓距離82（高速軸）82（中間軸）84（低速軸）視孔蓋的結構參數：=140mm, =125mm,b1=120mm,b2=105mm,d=7mm,孔數為4，蓋厚5mm，r=5mm.三、設計總結本次減速箱課程設計，我感慨頗多，從選題到定稿，從理論到實踐，在兩個星期的日子里，可以說得是苦多于甜，但是可以學到很多很多的的東西，同時不僅可以鞏固了以前所學過的知識，而且學到了很多在書本上所沒有學到過的知識。通過這次課程