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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目二级圆锥圆柱齿轮减速器设计专业 机械设计制造及其自动班级11-XX班设计者XXX学号XXX指导教师XXXXXXX 年 XX 月 XX 日（XXXX大学）一课程设计书3二设计要求3三设计步骤1. 传动装置总体设计方案42. 电动机的选择43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比54. 计算传动装置的运动和动力参数55. 各级齿轮的设计与校核 66. 传动轴的设计与校核117. 对各对轴承的校核248. 键联接设计和校核269. 减速器机体结构尺寸2710. 密封设计28四设计心得29一. 课程设计书设计课题：设计一用于带动螺旋输送机输送聚乙烯树脂材料的两级圆锥圆
2、柱齿轮减速器.运输机连续单向运 转,载荷变化不大，空载起动，其效率为0.92（包括其支承轴承效率的损失），减速器小批量生产，使用期 限5年（300天/年），三班制工作，车间有三相交流，电压380/220V。螺旋轴转矩320N - m,螺旋轴转速 60r/min。二. 设计要求1. 减速器装配图一张（A0）。2. 设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 各级齿轮的设计与校核6. 传动轴的设计与校核7滚动轴承校核8. 键联接设计和校核9. 减速器机体结构尺寸10. 密封设计主要计算过程
3、I主要计算结果一.传动装置的总体设计传动方案设计:图一二.选择电动机根据已知条件，输送机的有效功率Ps=(n3*M )/9549 = (60*320)/9549 = 2.01kW装置中包含的传动和轴承效率为类型说明数目效率圆柱斜齿轮传动8级精度(油润滑)1气=0.97锥齿轮传动8级精度(油润滑)1门 2 = 0.94滚动轴承3七=0.98联轴器弹性联轴器/可移式联轴器2门 5 = 0.99电动机到工作机之间的总效率门=门1 X门2 X门3 X门;=0.97 X 0.94 X 0.982 x 0.992 = 0.8411电动机所需功率p = P = (2.01/0.8411)kW = 2.39k
4、W由“Y系列三相异步电动机的技术数据”表(JB/T 103912008)得：选用额定功率为3kW的电机。符合条件的常用电机有转速为1500r/min，转速为1000r/min两种，根据其总传动比，选用Y132S型电机。电机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比Y100L231500143023.83Y132S3100096016三. 确定传动装置的总传动比和分配传动比根据圆锥圆柱齿轮减速器传动比分配原则i1 = 0.25i = 4,由于要求i 3,故i = 3； i = i / i = 16/3 = 5.33传动比分配合适四. 计算传动装置的运动和动力参数(
5、1) 各轴转速计算：电机轴和轴一n = n = 960r / min轴二n = n /i = (960/3)r/min = 320r/min轴三n = n /i = (320/5.33)r/min = 60r/min(2) 各轴的输入功率计算：电机轴P = 3kW0轴一P = P xn5 = 3kW X0.99 = 2.97kW轴二P = P xn xn X门=2.97kW X0.98x0.94 = 2.736kW21142轴三P = P xn1 xn4 = 2.736kW X 0.98 x 0.97 = 2.6kW(3) 各轴的传递的转矩计算：电机轴T0= 9550 x P / n0 = 9
6、550 x 3/960N - m = 29.84N - m轴一T = T0xn 5 = 29.84x 0.99N - m = 29.545N - m轴二T = T x i xn xn = 29.545x3x0.98x0.94N-m = 81.65N- m21142车由三T = T x i xn xn = 81.65 x 3 x 0.98 x 0.97 = 232.85N - m32214将上述结果列于表一中：表一各轴运动及动力参数轴号转速 n(r/min)功率P(kW)转矩T(N*m)传动比i电机轴960329.841： 1轴一9602.9729.5451 = 3轴二3202.73681.65
7、i2 = 5.33轴三602.6232.85五.锥齿轮传动设计计算锥齿轮传动根据要求，采用直齿锥齿轮传动，小齿轮选用40Cr调制处理HBW1241286,大齿轮选用45钢调制处理HBW2217255,计算时，取HBW1=270， HBW2=230，HBW1-HBW2=40,合适。计算项目计算过程设计公式df 19513 13d1=19513 13KTXTTHKTm1.5 x 29.545f= 1951j= 73.84mmun21 3x 5222H载荷系数K = 1.5轴一转矩T = 29.545N - m齿数比u = i = 3许用接触应力In 设计时齿轮的许用接触应力，MPa，t = 一田而
8、；HHS FnHIim 试验齿轮接触疲劳极限，MPa，查图得（按MQ）nHiim1 = 735MPa气2=580MPa，取较小值，卜日=0.9乂气.=0.9x580MPa = 522MPa齿数取 Z1=25,z2= u Z=25 x 3=75,取 z2=75分锥角1256 = arctan = arctan 存=18。26652=X 6 = 90。18。266 = 71。3354”大端模数m=i = 7mm = 2.9536mm,取 m=3七 25大端分度圆直径d = mz = 3 x 25 = 75 mmd = mz = 3 x 75 = 225mm外锥高A =四-h sin8 =_3xsi
9、n5 = 111.551mm k 12 al121dc75cA =苛-h sin 8 = - 3 x sin 8 = 34.654mm锥距R = 118.585mm2 sin 82 x sin 8齿宽b =9r xR = 0.3x 118.585 = 35.576mm，中代取 0.3取b = 36mm，实际齿见系数9 r 8 585 = 0.3036中点模数m = m(1 - 0.5小 r) = 3 x (1 - 0.5 x 0.3036) = 2.5446mm中点分度圆直径d = d *(1 -0.58 ) = 75x(1 -0.5x0.3036) = 63.615mm d 2 = d 2*
10、(1 - 0.58r ) = 225 x (1 - 0.5 x 0.3036) = 190.845mm顶隙c = c* x m = 0.2 x 3 = 0.6mm(c* = 0.2)齿高h = (2h* + c*) m = (2 x 1 + 0.2) x 3 = 6.6mm齿根高h = h - h = 6.6 - 3mm = 3.6mm f 1a1h = h - h = 6.6 - 3mm = 3.6mm齿根角ch9 = arctan(-R1) = 1。4420”ch9= arctan(-R2) = 1。4420齿顶角9=9 = arctan(h) = 1。2657a1a 2R齿顶圆直径d =
11、 d + 2h cos8 = 75 + 2 x 3 x cos8 = 80.692mma11a111d = d + 2h cos 8 = 225 + 2 x 3 x cos 8 = 230.692mma 22a 221切向变位系数和高位变位系X = X = 0X = X = 0数当量齿数z =- =癸=26.352 v1 cos 0cos18 2661z75z =二 = 237.171v2 cos 0cos713354计算公式ZZ村叫KaKKQ和t H E 叭(1 - 0.5 )2 bd2 uH弹性系数Ze =189.8jN/mm2 （由弹性系数ze得）节点区域系数Zh = 2.5使用系数kA
12、 = 1动载系数由8级精度和中点节线速度v =如二= 3*60 = 3.198m / s m 60X100060X1000取 K = 1.15齿向载荷分布系数K =1.65（一轮为悬臂，一轮为两端支撑）计算接触应力mcc cuj2000 X 29.545 X1X1.15 x1.65 J32 +1，”“川H=189.8X2(1-0.5X0.3036)2X36x7523=山皿许用接触应力b = H4im ZH SNH min安全系数SH lim = 1.05（ 一般可靠度）寿命系数应力循环次数N = 60an t，a = 1，n = 960r / min，工作时1、t = 5x365x8x3h =
13、 43800h，于是 N = 60x 1x960 x 43800 = 2.523x 109，1N2 =气 /. = 2.523 x 109 / 2.94 = 8.6 x 108，查表取 Z = 0.95, Z2 = 1.03可许用接触应力大小b =h lim1 Z =x 0.95 = 665MPaH1 Sh . N1 1.05b =2#2 Z =狭 X1.03 = 568.95MPaH 2ShN 2 1.05校核齿面b h = 427.378MPa b 庭=568.95MPa (安全)接触疲劳强度计算公式b = K% KF yy 兀FbmFa SaFK = 1, K = 1.65, K = 1
14、.15，F = 20叫=2000 * 29.545 N = 928.869NAfPvr d 163.615齿形系数*= 2.62, YF2 = 2.14齿根应力修正系数YSa1T6, YSa2 T9计算弯曲应力b =气KvF Y Y =旻应xL15x928.869 x 2.62*1.6 = 80.65aF1bmFa1 Sa136 x 2.5446mb = KKKF Y Y = 1x1.65 x1.15 x 928.869 X 2.14x 1.9 = 78.23aF2bmFa2 Sa236 x 2.5446m许用弯曲应力b 1 =Y Y 1F minb 2 =飞瞄 Y Y 2F min寿命系数七
15、广 0.87, Y2 = 0.89安全系数SF min = L25试验齿轮弯曲疲劳极限b f = 300MPa, b f 2 = 230MPa许用弯曲应力计算b =bFfcm! Y Y =史0 x 2 x 0.87 = 417.6MPaF1 SST N11.25b LFE Y Y =竺 x 2 x 0.89 = 327.52MPaF 2 SST N 2 1.25校核齿根弯曲应力b = 80.65MPa 417.6MPa（安全）b f 2 = 78.23MPa 7563 34土，初取P=8。15。6 q上ud H小齿轮传递转矩T = 81.65 N * m齿宽系数质1齿数比u = 5.33载荷系
16、数K = 1.8初步确定许用接触应力查图得（按MQ）Lr 1= 735MPa，引.2=58。MPa，取较小值，In = 0.9xq= 0.9x580MPa = 522MPa ；HH lim2计算小齿轮分度圆直径d3 756牛1 KT +11.8x81.65 5.33 +1 八I 2=756= 65.169mm6 Qu3 1x 52225.33d H选取齿数知=21,七=uz3 = 111.999,取七=112初选P =12。计算法向模数m = d3C0S P = 65.169xcos P = 3.035mm，取标准值m = 3.5mmnz21n计算中心矩a = mn（z3+： 4）= 3.5
17、x（21+，12） = 237.950mm，圆整取 a = 238mm2 cos p2 x cos p计算实际Rm (z +。3.5x (21 +112)g = arccos n 3= arccos= 12.057。2a2 x 238螺旋角计算分度圆直径d = n = 3.5 X 21 = 75.158mm3 cos gcos g, m z3.5 x 112d = -jg =g = 400.842mm验证 a = 2(d + d ) = 0.5 x (75.158 + 400.842)mm = 238mm,正确计算齿宽校核齿面接触疲劳强度b =4 d = 1x75.16mm = 75.16mm
18、，圆整取 b=76mmZe = 189.8v、N/mm2 (由弹性系数Z得)弹性系数节点区域ZH = 2.45系数重合度系 =竺虫=76 血 g = 1.44 1，故g兀m兀x 3.5n1.88 - 3.2( + ) cos g = 1.66螺旋角系载荷系数.1I 0.776 V 1.66aZ g = ：cos & = 0.9889K = KKK郁 KHa由 v = = 1.26m / s60 x1000取 K* = 1.08bbK = A + B 1 + 0.6()2 (一)2 + C x10-3b 邮 Ld 3d 3=1.23 + 0.18 1 + 0.6( 76 )2 ( 76 )2 +
19、 0.61x10-3 x 76 = 1.574L75.15875.158 f = 2000T2 = 2172.70Ntd3由 KAF = 1x 2172.70 = 28.59N / m 100N / m b76得*广 峰= CO*，P b是基圆柱螺旋角 b求解&: b以 =arctan tan % = 20.4143。 tcos PP = arctan(tan P cos a ) = 11.3199。也 KHa= KFa = cs；P cOS2 P bb故 K = 1x1.08 x 1.574 x1.73 = 2.941计算接触疲劳强度q =189.8 x 2.45 x 0.776 x 0.9
20、889i12000x81.65x2.9415.33 +1J= 413.595依。1x 75.1635.33许用接触应力Q = Hhm ZH SNH min安全系数SH minTW寿命系数应力循环次数N = 60an t，a = 1，% = 320r / min，工作时间 t = 5x365x8x3h = 43800h，于是 N3 = 60x 1x 326.53x 43800 = 8.4x 108， N4 = N3/i2 = 8.4x 108/5.33 = 1.58x 108，查表取Z = 1.03,Z4 = 1.11计算许用接触应力Q =Z#1im3 Z =竺 x1.03 = 721MPaH
21、3ShN 3 1.05Q =Zm4 Z = 80 x1.11 = 613.14MPaH 4SN 4 1.05校核许用应力Qh = 413.595MPa Q丑4= 613.14MPa校核齿根弯曲疲劳强度 二KFyyyy ,t F bm Fa Sa 8 0Fn由前可知 F = 2172.70N,b = 76mm,m = 3.5mm齿形系数z =- = 22.45当量齿数3*邛*邛，查表得= 2.67,= 2.23z =- = 119.75FFa 4v4C0S3 p齿根应力修正系数YSa3 = 157, YSa 4=5重合度系数Y = 0.25 + 075 = 0.25 + 075 = 0.7088
22、1.66螺旋角系数七=1 8p (P/120。)= 1 - 1x (12.057/120) = 0.8995载荷系数K = KK%、 Ka = 1, K = 1.08 齿向载荷分布系数K ， 由前知，K = 1.574, b / h = 76 /(2.25 x 3.5) = 9.65取 K = 1.34理 齿间载荷分配系数K ， 由前可知F8 = 1.66,8p = 1.44，则8 =8 +8p = 1.66 +1.44 = 3.1又，-8 = 31 = 2.67，1.732.60,故8 Y 1.66 x 0.70K = 1.73FaK = 1x1.08 x1.34 x1.73 = 2.50许
23、用弯曲应力A 3 =5LFim3 Y Y 3F minA 4 = flim4 Y Y 4F min弯曲疲劳极限fli 1 = 300MPa,cfli 2 = 230MPa安全系数%广心寿命系数Y3 = 0.89, Yn4 = 0.92计算许用弯曲强度极限b =Zlim3 Y Y =犯 x 2 x 0.89 = 427.2MPaF 3SST N 3 1.25b =Ey Y =竺 x 2 x 0.92 = 338.56MPaF4SST N4 1.25校核弯曲应力b= KFY Y YY = 2,50x2172,71.57x2.67x0.70x0.8995F3 bm Fa3 Sa3 s P76 x 3
24、.5=53.8987MPa 427.2MPab=里Y Y YY = 25x217271.78x2.23x0.70x0.8995F4 bm Fa4 Sa4 s P76 X 3.5=51.04MPa C = (118107)打一=17.1915.59mm，因轴要与联轴器连接，故装联轴器3 n 960处有键槽，轴径增大5%，d = 18.049516.3695mm，取标准值d = 18mm。法二：如果根据电动机轴的大小确定，则d = (0.81.2)D = 30.4 - 45.6mm。此处选用法二的结果，便于联轴器的设计，取d = 38mm。齿轮齿宽中点到轴承力的作用点距离11 -65mm，12为两
25、轴承力的作用电之间的距离，为满足刚度要求，12= 211图二轴一的结构设计表轴段号径向尺寸d的确定轴向尺寸L的确定1根据所选轴承型号30209，取 d = 45 mm1齿轮到箱体内壁距离10mm，套杯厚 度8 mm，轴承宽度20.75,安装轴套 的长度6.25 mm，取 L = 45 mm12为减小加工面，便于轴承安装，取 d = 42mm2根据轴段两边安装轴承和套筒所需长度，取L = 113mm3d = d = 45 mm根据轴承宽度20.75 mm，安装套筒 所需长度6.2，安装弹性挡圈的沟槽 宽度1.7mm以及轴环宽度4mm 取 L = 30.7 mm34由于第5段轴直径已经确定，且为了
26、固定联轴器取 d 4 = 43mm为使联轴器不与箱壁干涉，凸出端盖的距离为20mm取 L = 46mm45端部倒角2 mm，与轴段4的过联轴器长度112mm，轴上键尺寸为10 x 8 x 150mm度圆角半径为1mm，根据所选联轴器取 d = 38mm5取 L5 = 160mm2,轴二的设计d C：P = (118107)r = 21.88 24.124mm ,有键槽，轴径增大 5% ,3 七3 320d = 22.974 25.3302mm，取标准值 d = 25mm轴二的结构设计表轴段号径向尺寸d的确定轴向尺寸L的确定1根据所选轴承30205，取 d = 25 mm1根据轴承宽度16.25
27、 mm，轴承到箱体内 壁距离约为15 mm，齿轮到箱体内壁距 离约为8mm取 L = 40 mm12取 d = 28mm2齿宽86mm，为确保齿轮轴向固定，轴 段比齿宽短2mm，键米用A型，键的 尺寸为8 x 7 x 74mm取 L = 84mm3轴环，与轴段2的过度圆半径为2 mm，为轴向固定两边的为使两齿轮不发生干涉，轴段长度取为L = 15mm齿轮，取 d = 40 mm34与轴环过渡圆半径为2 mm，取 d = 28mm4齿毂宽34 mm，米用A型键，键的尺寸为8 x 7 x 22mm，轴段长度取L = 32mm45d = 25 mm5根据轴承宽度，轴承到箱体内壁距离，齿轮到箱体内壁距
28、离，并考虑箱体的对称，取 L5 = 60mm图四1）轴上受力分析：齿轮上传递的转矩T = T2 = 81.65N - m2）齿轮上的作用力左边锥齿轮主动轮上受力F t1Fr1Fa12000Tdm12000 x 81.6563.615N = 2567N=F tan以 cos8 = 2567 x tan 20。x cos18266 = 886.37N=F tan以 sin 8 = 2567 x tan 20。x sin 18266 = 259.46Nt11对于轴交角 = 90的直齿锥齿轮传动，由于sin8 = cos8 ,cos8 = sin8，故从动轮1212上的受力F =- F = -2567
29、N12t1F =- F = -259.46Nr 2a1F =- F =-886.37Na 2r1右边斜齿轮的受力分析F13Fr 3Fa 32000T2000 x 81.65=2172.76N d 75.158F tan 以cos P2172.76 x tan 20cosl2325=808.66N=F 3tan P = 2172.76 x tan l2325 = 464.1N3）确定跨距图五4）水平面受力分析F = :；_ 二11Ar心 Fa22.27NFt2- ：567N0二修.,-|Fx. IB； N*b.3： -图六弯矩Mh图七5）垂直面受力分析1=9D.71NF.图八弯矩M v31933
30、.83Nxnm图九6）合成弯矩图M = 1：M2 + M 2h v15 7815,33N*15 76 7Z 68N旬图十7）扭矩图图十一8）许用应力由表查得t = 95MPa, t = 55MPa，折合系数 55a = ib =0.58 la J 950b9）当量弯矩图图十二当量弯矩 a T = 0.58 x 81650 = 47357N - mm 10）左边锥齿轮中间截面处当量弯矩M 1 =伽2 + (a T )2 = J157815.332 + 473572 = 164767.61N - mm右边斜齿轮中间截面处的当量弯矩M 2 = M2 + (a T)2157672.682 + 4735
31、72 = 164630.98N - mm10)校核轴径164767.61Z1 = 0.11a1 J = 3 0.1x55 -1b5164630.98x2 = 01 = 3 0.1x55L-1b=31.06mm 28mm-1b=31.05mm 28mm说明最初设计不合理，此处只需增大轴径，轴长不需改变。修改后的轴结构设计表轴段号径向尺寸d的确定轴向尺寸L的确定1根据所选轴承30206，取 d = 30mm1根据轴承宽度17.25 mm，轴承到箱体内 壁距离约为15 mm，齿轮到箱体内壁距 离约为8mm取 L = 43mm2取 d = 32 mm2齿宽86mm，为确保齿轮轴向固定，轴 段比齿宽短2
32、 mm，键的尺寸为10 X 8 X 74mm取 L = 84mm23轴环，与轴段2的过度圆半径 为2 mm，为轴向固定两边的 齿轮，取 d - 42mm3为使两齿轮不发生干涉，轴段长度取为L3 = 15mm4与轴环过渡圆半径为2 mm，取 d = 32 mm齿毂宽34 mm，键的尺寸为8 x 7 x 22mm，轴段长度取L = 32mm45d = 30 mm5根据轴承宽度，轴承到箱体内壁距离，齿轮到箱体内壁距离，并考虑箱体的对称，取 L = 62mm5用发安全系数法校核轴二的强度1）确定危险截面截面1与截面6处应力较小，可忽略；截面2与截面5处应力状态相同，但5处应力较小，可只校核截面2,截面
33、3与 截面4应力状态也相同，可只校核截面3。2）截面2的校核 综合影响系数名称结果有效应力集中系数查表得 K = 1.76, K = 1.54绝对尺寸系数查得 = 0.88, e = 0.81加工表面的表面质量系数查表得（精车，Ra = 1.6rm）p广0.925表面未强化处理p 2 = 1P = P P = 0.925 计算截面上的应力已知轴径为d = 32mm，键槽宽b = 10mm，键槽深t = 5mm，抗弯截面模量W与抗扭截面模量wm nd 3 bt (d -1 )2KX 323 10 x5 x (32 - 5)2W =322d|_ 322 x 32nd3 bt(d -1)2WT= 1
34、6nx 323 10 x 5 x (32 - 5)2162 x 32弯曲应力为对称循环应力，应力幅157815.332647.46MPa = 59.61MPa=2647.46mm3=5864.45mm 3平均应力扭转切应力为脉动循环应力，扭转切应力t = = 81650 = 13.92MPat 、 5864.45应力幅与平均应力相等 了 m 土 =皇=6.96MPa 计算综合安全系数弯曲安全系数：sb275=2.131.76x 59.61 0.925 x 0.88扭转安全系数sTKtTPe aT+V T1401 c= 8.881.54x 6.96 + 0.21x 6.960.925 x 0.8
35、1、.、.一 . s s综合安全系数s = . b T = 2.07*2 + 52取d=1.51.8, s s，合适3）截面3的校核综合影响系数名称结果有效应力集中系数该截面处有两种应力集中。1，过渡圆角的应力集中，r = 2mm，(D -d)/r = (42-32)/2 = 5， r/d = 2/32 = 0.0625，查表得2,此处齿轮与轴形成过盈配合，按照H7 / r6查 取，= 2.52, %=1.82。可见过盈配合引起的应力 集中较大，应按其进行校核计算。绝对尺寸系数同前，e = 0.88点=0.81加工表面的表面质量系数同前，P1 = 0.925同前，P 2 = 1。=。=0.92
36、5 截面上的应力。截面3的弯矩M =157782.8MPab =M = 157782.8 MPa = 49.05MPaa nd3k x 3233232T81650 cmt =t = 6.35MPaa mnd3- nx 3232 x2 x1616 计算综合安全系数弯曲安全系数：Sb=技竺=1.81宜气 +Vab m0.925 x 0.88 x 49.05b扭转安全系数S = 一-82竺=8.35t4t +v tx 6.35 + 0.21x 6.35p8 a *t m0.925 x 0.81t综合安全系数S = ,Sb St= 1.78JS2 + S2取s=1.31.5,S s，合适3，轴三的设计
37、P26d G； = (118 107) = 41.447 37.583mm , 有 键槽，轴 径增大 5% ,3 n 60d = 39.462 43.519mm，取标准值 d = 42mm图十三（结构图仅供示意）轴三的结构设计表轴段号径向尺寸d的确定i轴向长度L的确定i1装联轴器，根据标准件的直径，取 d = 45mm根据联轴器长度，键的尺寸为14 x 9 x 100mm取 L = 112mm2与轴段1的过度圆角半径为 1mm，联轴器轴向固定轴肩，直 径变化5，同时考虑密封圈的直 径，取 d = 52mm2考虑轴段突出轴承端盖的长度约为20mm，轴承盖密封圈厚度23.8mm，轴承盖止推套筒长度15 mm，经圆整，取 L = 60 mm23装轴承处直径，根据基孔制，所选轴承型号为30211，取 d = 55 mm轴承宽度b = 22.75mm，套筒长度28 mm，同时考虑箱体的对称性，适当延长轴的长度，并圆整，取 L = 50 mm34与轴段3的过度圆角半径为1 mm，轴肩，固定套筒，直径增根据左右轴段长度，取 L = 60 mm4加 510 mm，取 d = 60mm45轴环，与轴段6过渡圆半径2mm，用于轴向固定齿轮，直径比弟6段轴大510 mm，取 d = 70 mm5轴环长度，根据b = (0.10.15)d，并圆整，取 L5 = 8mm6安装齿轮，直径要比轴环小510 m
