机械设计课程设计圆锥圆柱齿轮减速器Word文档格式.docx

1、 4004.设计任务：（1）圆锥-圆柱齿轮减速器装配图一张 （2）零件工作图13张 （3）编写设计计算说明书一份二、系统传动方案分析选择选择如任务书布置图所示采用圆锥圆柱齿轮减速器圆锥齿轮置于高速级。 系统总体方案图如图二：图二三、电动机的选择1、 类型：Y系列三相异步电动机；2、 电动机容量1） 功率的选择Pd=P/弹性联轴器的传动效率： 0.99滚动轴承的传动效率：0.98圆锥齿轮的传动效率：圆柱齿轮的传动效率：0.97- 卷筒的传动效率：0.96 得：Pd=3.59KW查设计手册选取电动机额定功率为11KW2） 转速的确定卷筒的转速n=60*1000*V/*D=52.5r/min由设计手

2、册查得圆锥齿轮传动比范围为2-3，圆柱齿轮传动比为3-5，故总传动比范围为6-15由手册选取电动机满载转速为960 r/min3） 确定型号 由上可确定电动机型号为Y132M1-6电动机型号额定功率额定转速r/min重量Y132M1-64KW96073Kg四、传动装置及运动参数1、传动比分配i=nw/n=970/52.5=18.29考虑到大锥齿轮与大圆柱齿轮直径不能相差太大，故取圆锥齿轮传动比为i1=4.57,圆柱齿轮传动比为i2=42、各轴的转速转矩计算1）高速轴： P1=Pd*=3.59*0.98*0.99=3.48KW； n1=nm3=960 r/min T1 =9550000*P1*/

3、 n1=34.62Nm2）中间轴： P2= P1*=3.3 KWn2= n1/i21=210r/minT2 =9550000* P2* / n2=150.07N ；3）低速轴： P3= P2*=3.15KWn3= n/i=52.5r/minT3 =9550000*P3*/ n3=573 N轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min高速轴3.4834.62中间轴3.3150.07210低速轴3.1557352.5五、齿轮的计算1斜齿轮的计算将参数输入计算机，根据要求选择齿轮，然后将所得数据输出，如下：设计传递功率 /kW 3.5897小轮计算转速 /（r/min） 960.00小轮计算转矩 /（

4、N.mm） 35710.00预期工作寿命 /h 38400齿轮传动精度等级 7小轮齿数z1 25小轮齿宽b1 （mm） 52.00小轮分度圆直径 （mm） 62.500轮齿大端模数m （mm） 2.500锥距R （mm） 145.886名义传动比 4.57实际传动比 4.60使用系数 1.00动载系数 1.11接触强度齿间载荷分配系数 1.20接触强度齿向载荷分配系数 1.50弯曲强度齿间载荷分配系数 1.49弯曲强度齿向载荷分配系数 1.50小轮材料及热处理方式 合金铸钢调质小轮齿面硬度 /HV10 360.00小轮计算接触应力 （MPa） 405.03小轮接触疲劳许用应力（MPa） 584

5、.65小轮接触疲劳极限应力/MPa 765.00小轮计算弯曲应力 （MPa） 93.67小轮弯曲疲劳许用应力（MPa） 356.52小轮弯曲疲劳极限应力/MPa 255.00大轮齿数z2 114大轮齿宽b2 （mm） 52.00大轮分度圆直径 （mm） 285.00大轮材料及热处理方式 结构钢正火大轮齿面硬度 /HBW 210.00大轮计算接触应力 （MPa） 405.03大轮接触疲劳许用应力（MPa） 384.14大轮接触疲劳极限应力/MPa 485.00大轮计算弯曲应力 （MPa） 94.44大轮弯曲疲劳许用应力（MPa） 290.77大轮弯曲疲劳极限应力/MPa 195.00装配条件 一

6、个齿轮悬臂接触斑点检查方式 满载逐件检查传动方式 闭式传动齿面粗糙度Rz /m 3.2000是否允许有少量的点蚀 允许润滑油运动粘度V40 /（mm2/s） 22.0000极限传递功率 （kW） 3.22901直齿轮的计算设计传递功率 /kW: 3.30000小轮最高转速 /（r/min）: 210.00小轮最大扭矩 /（N.mm）: 150071.43预期工作寿命 /h: 38400第公差组精度（运动精度） : 7第公差组精度（运动平稳性）:第公差组精度（接触精度） :名义传动比 : 4.00实际传动比 :使用系数 : 1.00动载系数 : 1.05接触强度齿间载荷分配系数 : 1.75接触

7、强度齿向载荷分布系数 : 1.38弯曲强度齿间载荷分配系数 :弯曲强度齿向载荷分布系数 : 1.34支承方式 : 对称支承传动方式 : 闭式传动齿面粗糙度Rz /m : 3.20润滑油运动粘度V40/（mm2/s）: 22.00小轮齿数z1 : 23小轮齿宽b1 /mm: 76小轮变位系数x1 /mm: 0.0000螺旋角 （）: 14.0002小轮分度圆直径 /mm: 71.11齿轮法向模数mn /mm: 3.00小轮计算接触应力 /MPa: 577.21小轮接触疲劳许用应力 /MPa: 387.20小轮接触疲劳极限应力 /MPa: 485.00小轮计算弯曲应力 /MPa: 113.01小轮

8、弯曲疲劳许用应力 /MPa: 204.59小轮弯曲疲劳极限应力 /MPa: 195.00小轮材料及热处理方式 : 结构钢正火小轮齿面硬度 /HBW :大轮齿数z2 : 92中心距 /mm: 177.781大轮齿宽b2 /mm: 71大轮变位系数x2 /mm:大轮分度圆直径 /mm: 284.45大轮计算接触应力 /MPa:大轮接触疲劳许用应力 /MPa: 417.84大轮接触疲劳极限应力 /MPa:大轮计算弯曲应力 /MPa: 112.35大轮弯曲疲劳许用应力 /MPa: 211.13大轮弯曲疲劳极限应力 /MPa:大轮齿面硬度 /HBW :大轮材料及热处理方式 :极限传递功率 （kW）: 1

9、.48496六、联轴器的选择高速级 电动机轴与减速器高速轴连接用的联轴器，由于轴的转速较高，为减小起动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器。根据Tca=Kca*T1=1.3*35.71=47Nm，选择LX1型联轴器 低速级 减速器低速轴与工作机轴连接用的联轴器，由于轴的转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但因传递转矩较大，因此常需选用无弹性的挠性联轴器。 根据Tca=Kca*T3=1.3*1425.05=1852.57Nm，选择GICL3型联轴器七轴的设计计算一）、直径的初步确定（dA0）1、高速轴 dmin= A0=16.5mm （P=3.48KW,n=960r/min

10、）根据联轴器选取 dmin =25mm, 2、中间轴 dmin= A0=23.3mm （P=3.3W,n=210 r/min）具体尺寸根据计算过程确定 3、低速轴 dmin= A0=37.2（P=23.15KW,n=52.5 r/min）根据联轴器选择dmin=42mm二）、轴承的初选高速轴根据受力特点和工作环境选30208型中间轴根据受力特点和工作环境选30207型低速轴根据受力特点和工作环境选30214型三）、轴的详细计算材料：选用45号钢调质处理。查课本表15-1取b=640MPa-1=275 MPa-1=155 MPa -1=60 MPa 1、高速轴1）、设计参数P1=Pd*=3.48

11、KW； n1=960r/min T1 =9550*P1/ n1=34.62N2）作用与齿轮上的力 Ft1 =2T1 /dm1 =1106N F r1 = Ft1* tan20* cos12.26=81N F a1= Ft1* tan20* sin12.26=393N3）高速轴的结构设计-段，半联轴器与轴的配合长度为60mm，半联轴器采用轴肩轴向固定，故轴的长度略小于配合长度，取L=36mm,d=25mm.为了保证端盖的便利拆装取L=50，且为保证半联轴器的轴向固定，根据设计手册，查得d=27mm。-为与轴承配合段，根据轴承的有关参数，确定d=30mm，L=20mm，右端为轴承的轴向固定端，根据

12、设计手册表6-7确定d37mm，保证两轴承的合理间距和轴的受力平稳过渡L=117mm，段同-段尺寸大致相同，宽度略小于轴承宽度L=19mm.段为齿轮轮毂宽度加上轴套的长度，取L=70mm4）轴上荷载 垂直支反力FMY=407N FNY= =1513N水平支反力FMZ= 29.8N FNY= 110.8N根据受力作出弯矩图好转矩图由图可知N点为危险截面故有= M/0.1d3=65.56 MPa= T/0.2 d3=34.62MPa校核ca=,取=0.6得ca=25.47 MPa-1=60 MP 故，满足要求。4） 轴承校核轴承径向荷载 Fr1=827N同理Fr2=1864N轴承派生轴向力Fd=

13、Fr/2Y 查设计手册表6-7得Y=1.6Fd1=258N, Fd2=583N 1压紧，2放松， F a1= F a+ Fd2=699N F a2=583N当量动荷载（e=0.37）Fa1/Fr1=0.84e F a2/Fr2=0.3124000h 故满足要求。2、中间轴P2= P1*n2= n1/i21=210 r/minT2 =9550* P2/ n2=150 N由受力平衡得 Ft1 =4227N F a2 = 1575N F r2= 919N 3） 中间轴的结构设计-段，与轴轴承配合，根据轴承宽度确定配合段长度L=18mm，轴的长度略小于配合长度,直径为d=30mm.轴套长度为20mm，

14、L=55mm。根据手册，查得轴套最小半径为42mm，故取轴套外直径为45mm.段为与大锥齿轮配合段，根据齿宽确定L=35mm，略小于轮毂宽度，结合齿轮直径取d=35mm且为保证轴向固定右侧轴的直径d=42mm，L=10mm。-齿轮轴，根据齿轮的有关参数，确定d-=35mmm，长度为轮毂宽度71mm。段为与轴承配合段，根据轴承参数，取L=53mm ，d=30mm， 垂直支反力FMY=（449N FNY= 556N水平支反力FMZ= 1678N FNY= 1578N= M/0.1d3=133.89 MPa= T/0.2 d3=150MPa得ca=69MPa-1=70 MP5） 轴承校核=516N同

15、理Fr2=3423NFd1=161N, Fd2=1070N F a1= F a+ Fd2=1418N F a2=1070NFa1/Fr1=2.7P1=fp*（0.4Fr1+0.9Fa1）=2234N P2= fp* Fr2=5135NLH=106/60n*=106/60*320*=134347h故满足要求。3、低速轴P3= P2*=3.15 KWn3= n2/i=52.5 r/minT3 =9550* P3/ n3=573 N根据受力平衡得： Ft3 =4028 F r3= 15113）低速轴的结构设计-段，半联轴器与轴的配合长度为60mm，半联轴器采用轴肩轴向固定，故轴的长度略小于配合长度，

16、取L=82mm,d=42mm.为了保证端盖的便利拆装取L=50，且为保证半联轴器的轴向固定，根据设计手册，查得d=48mm。-为与轴承配合段，根据轴承的有关参数，确定d=50mm，L=29.25mm，右端为轴套的轴向固定端，根据设计手册表6-7确定轴套外直径为52mm,长度为10mm，L=29.25mm.，-段同-段尺寸大致相同，为保证与小齿轮啮合良好，轴套宽度L=16mm.故，该段长度L-=64mm。-段为齿轮轴肩轴向固定端，根据设计手册得宽度为L-=9mmd-=76mm. -取L-=75mm. d-=62mm.与齿轮配合段取d=52mm 4）轴上荷载 垂直支反力FMY=232N FNY=

17、2635N水平支反力FMZ= 232N FNY= 989N= M/0.1d3=188 MPa= T/0.2 d3=573MPa得ca=18014 MPa-1=60 MP6） 轴承校核=1112N同理Fr2=2224N当量动荷载取fp=1.2,则有P1=fp*Fr1=1334.4N P2= fp* Fr2=2668.8N=106/60*70*=391502h八、键的选择和校核1、高速轴上键的联接半联轴器端 根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=6mm*6mm*28mm 载荷平稳故取p=110MPap1 =2T1*103/k*l*d=2*30.2*1000/0.5*8*36*30=22.

18、14 MPap=110MPa 故符合要求小锥齿轮端 根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=8mm*7mm*50mm 载荷平稳故取p=110MPap1 =2T1*103/k*l*d=16.0 MPap=110MPa故符合要求2、中间轴上键的联接大锥齿轮端 根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=10mm*8mm*22mm 载荷平稳故取p=110MPap1 =2T2*103/k*l*d=2*86.2*1000/0.5*8*25*40=43.1 MPap=110MPa 故符合要求3、低速轴上的键联接半联轴器端 根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=12mm*8mm*70m

19、m 载荷平稳故取p=110MPap1 =2T3*103/k*l*d=2*378.7*1000/0.5*8*50*38=80.2 MPap=110MPa 故符合要求齿轮端 根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=18mm*11mm*56mm 载荷平稳故取p=110MPap1 =2T3*103/k*l*d=90MPap=110MPa故符合要求九、箱体设计根据手册表11-1得到下面数据名称符号计算公式结果箱座厚度0.0125（dm1+d m1）+188.5箱盖厚度10.01（dm1+dm2）+188箱盖凸缘厚度1.5112箱座底凸缘厚度2.512.75地脚螺钉直径0.018（dm1+dm2）

20、+1M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径=0.75M12盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8），至外箱壁的距离查手册表11212 9 7至凸缘边缘距离16外箱壁至轴承端面距离=+（510）40大齿轮顶圆与内箱壁距离1.2齿轮端面与内箱壁距离箱盖，箱座肋厚1013轴承端盖外径+5150（高速轴）130（中间轴）125（低速轴）轴承旁联结螺栓距离120（高速轴）112（中间轴）根据设计手册查得吊耳环结构参数：d=b=24mm,b=（1.8-2.5）1=24mmR=d=24mm,e=（0

21、.8-1）d=24mm.吊钩结构参数：K=32mm,H=0.8K=25.6mm,h=0.5,H=12.8mm,r=K/6=5.3mmb=（1.8-2.5）=30mm视孔盖的结构参数：=140mm, =125mm,b1=120mm,b2=105mm,d=7mm,孔数为8，盖厚4mm，R=5mm.十、端盖的详细设计 1高速轴端盖螺栓直径为d3=8mm,盖厚e=1.2d3=9.6mm,螺孔直径为8+1=9mm，套杯内内厚s=10mm,壁厚e=10mm,外缘后s=10mm, 分布圆直径D0=2.5 d3+2s+D=130mm，D6=D-3=77mm,D5=D-3d3=106mm,D4=D-10=70m

22、m,D2=D0+2.5 d3=150mm.2、中间轴端盖螺栓直径为d3=8mm,盖厚e=1.2d3=9.6mm,螺孔直径为8+1=9mm， D0=2.5d3+D=110mmD6=D-3=77mm,D4=D-10=70mm,D2=D0+2.5 d3=130mm.，D6=D-3=69mm,D5=D-3d3=63mm,D4=D-10=100mm。.3、低速轴端盖螺栓直径为d3=8mm,盖厚e=1.2d3=9.6mm,螺孔直径为8+1=9mm， D0=2.5d3+D=105mmD6=D-3=82mm,D5=D-3d3=61mm,D4=D-10=75mm,D2=D0+2.5 d3=125mm。十一、润滑与密封的选择1、润滑齿轮采用浸油润滑。轴承采用润滑脂润滑。2密封端盖与轴接触处采用毡圈密封十二.参考资料 机械设计课程设计手册（第三版）清华大学 吴宗泽，北京科技大学 罗圣国主编。机械设计基础课本徐锦康主编。机械原理课本朱理 主编十三、心得体会 忙忙碌碌两周，才发现理论和实际的差距是多么的大，今天你设计出来，明天你可能就会发现错误，心灵和肉体受到考验，面临诸多的选择，必须靠自己决定是走那条路，当然团队合作也是非常的重要，相互帮助，别忘了不懂得要问老师，这就是我的感受。