第九版机械设计课程设计 设计说明书

0机械设计课程设计计算说明书设计题目：圆锥圆柱斜齿轮减速器设计者：指导教师：2014年1月10日目录1一、设计任务2二、传动方案的拟定及说明3三、电动机的选择3四、传动装置的总传动比及其分配4五、计算传动装置的运动和动力参数4六、齿轮传动的设计计算5七、链传动设计17八、轴的设计计算18联轴器的选择轴承的选择九、滚动轴承的校核25十、键的选择及强度校核32十一、箱体设计及附属部件设计34十二、润滑与密封35十三、端盖设计35十四、心得体会372一、设计任务：设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器。传动简图如下：总体布置简图1—电动机2—联轴器3—减速器4—链传动5—链板式输送机已知条件：组数输送链的牵引力F（KG）输送链的速度v(m/s)输送链链轮节圆直径d(mm)第五组60.5399注：1.链板式输送机工作时，运转方向不变，工作载荷稳定。2.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时。计算工作寿命：hht4102.7163001547.210thv3二、传动方案的拟定及说明如任务说明书上布置简图所示，传动方案采用圆锥圆柱齿轮减速箱：圆锥齿轮置于高速级，以免使圆锥齿轮尺寸过大加工困难；链传动的制造与安装精度要求较低适合远距离传动，但只适用在平行轴间低速重载传动，故用在低速级。三、电动机的选择1、工作机输出功率WP160.53100010001WFvPkWkW2、输送链小链轮转速n输送链速度0.5mvs输送链链轮节圆周长=399=1253.50cdmm转速6010000.5601000=/min=23.93/min1253.50vnrrc3、传动效率：查《设计手册》P5表1-7⑴锥齿轮传动：7级精度的一般齿轮传动(油润滑)97.01⑵斜齿轮传动：7级精度的一般齿轮传动(油润滑)20.98⑶联轴器：弹性联轴器30.99⑷滚动轴承：滚子轴承（稀油润滑）40.98⑸链传动：滚子链50.96（一对）总传动效率3312354==0.970.980.990.960.99=0.854、电动机输入功率dP33.530.85wdPPKWKW5、由《设计手册》P167表12-1选Y112M-4型号电动机，主要技术数据如下：型号额定功率（kW）满载转速（r/min）额定转矩堵转转矩Y112M-4414402.2kWPw3=23.93/minnr10.9720.9830.9940.9850.96=0.85=3.53dPKWY112M-4型号：额定功率4kw满载转速1440r/min4额定转矩最大转矩质量（kg）DEGF2.3432860248四、传动装置的总传动比及其分配1、系统总传动比i=n/=1440/23.93=60.18ein2、参考《设计手册》P5表1-8：锥齿轮的传动比小于等于3，对于圆锥－圆柱齿轮减速器，为使大圆锥齿轮直径不致过大，传动比应取小值,但考虑到总传动比的问题，取锥齿轮传动比31i；斜齿轮的传动比为i=4-6.考虑到使用浸油润滑，大锥齿轮和大圆柱齿轮直径相差不易太大，圆柱齿轮传动比42i；对于链传动，传动比范围为0-6，所以取为链传动比35.015i。五、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速n（r/min）减速器高速轴为１轴，中速轴为２轴，低速轴为３轴，各轴转速为：min/14401rnmin/48031440112rinnmin/1204480223rinn2/各轴输入功率P（kW）1433.88PPkW额21143.69PPkW32423.54PPKW3、各轴输入转矩T（N•ｍ）1113.8895509550=25.41440NmPTn=60.18i31i42i35.015imin/14401rnmin/4802rnmin/1203rnkWP88.3123.69PkW33.54PKW125.4NmT52223.6995509550=73.42480NmPTn3333.5495509550=281.73120NmPTn六、齿轮传动的设计计算1、设计对象：（一）高速级锥齿轮传动（二）低速级圆柱斜齿轮传动（一）高速级锥齿轮传动1、电动机为一般工作机，速度不高，故齿轮精度选择7级精度；2、材料选择：由第九版《机械设计》P191表１０－１，选择小锥齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HB1、选择直齿圆锥齿轮：轴交角90压力角20n齿数比211tancot3iu计算分锥角21,43.181arctan112'3471901243.18112'34712小齿轮1的转矩125.4NmT2、初定小齿轮齿数201z21360uuzz3、按齿面接触强度设计由《机械设计》227:P设计计算公式（10-26）进行试算，即213124()[](10.5)HtEHtHRRKTZZd273.42NmT3281.73TNm20nMPaMPaHH6.501][516][21156.65tdmm61)确定公式的各计算数值（1）试选载荷系数1.3tK（2）已知小锥齿轮转矩mmNT254001（3）圆锥齿轮传动的齿宽系数:取常用值0.3R（4）由《机械设计》203P图10-20查得材料的弹性影响系数2.5HZ（5）由《机械设计》202P表10-5查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE（6）由《机械设计》202P￥（图10－25d)按齿面硬度查小锥齿轮的接触疲劳强度极限,6001limMPaH大锥齿轮的接触疲劳极限MPaH5702lim（７）由计209P式1025算应力循环次数91129111007.2/1022.6)15300161(14406060iNNjLnNh（8）由《机械设计》208P图10－23查得接触疲劳寿命系数120.86,0.88HNHNKK（９）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S＝1，由《机械设计》207P式（10-14）得MPaMPaSKMPaMPaSKHHNHHHNH6.501157088.0][516160086.0][2lim221lim11可见大锥齿轮的许用接触应力小。，取2[][]501.6HHMPa2）计算（1）试算小锥齿轮的td1，由计算公式，得213123224()[](10.5)2.5189.841.325400()501.60.3(10.50.3)356.65HtEHtHRRKTZZdmmmm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数钱的数据准备1.916K7①圆周速度v11(10.5)56.6510.50.348.15mtRddmmmm11148.1514403.63/601000601000mmdnvms②当量齿轮的齿宽系数d锥距211/276.13tRdumm齿宽976.130.326.87RbRmm126.87/48.150.56dmbmmd2）计算载荷系数①由《机械设计》表10-2P112查得使用系数25.1AK②根据13.63/mvms，由于锥齿轮，需降低一级精度，由《机械设计》平84图10-8查得动载系数1.17vK③直齿圆锥齿轮的齿间载荷分配系数1FHKK④由《机械设计》平96表10-4用差值法查得轴承系数1.31HK，1.251.1711.311.916AVHHKKKKK3）由P204式（10-12），按实际载荷系数校正所算得的1d311/64.47ttddKKmm及大端模数113.22dmmmz。4、校核齿根弯曲强度由《机械设计》:226P式（10-27）11322210.51FtFaSaFRRKTYYmzu1）确定公式中各计算数值（1）试选载荷系数1.3FtK12[]252.94[]198.94FFMPaMPa1.266mmm8（2）计算FaSaFYY当量齿数111/cos21.08vZZ222/cos189.79vZZ由P200图10-17得122.72,2.15FaFaYY由P201图10-18得121.56,1.83SaSaYY由《机械设计》P209图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳极限lim1500FMPa，大齿轮的弯曲疲劳极限lim2380FMPa；（3）由P208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数120.86,0.89FNFNKK取安全系数S＝1.7,由《机械设计》式（10-14），得1m112lim220.865000[]252.941.70.89380[]198.941.7FNFliFFNFFKMPaMPaSKMPaMPaS1112222.721.560.0168252.942.151.870.0198198.94FaSaFFaSaFYYYY因为大齿轮的FaSaFYY小于小齿轮，所以取0.0198FaSaFYY2）代入数值计算32221.3254000.01981.2660.310.50.32031mmmmm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数之前的数据准备①圆周速度v，经计算得知1.43/vms②齿宽b,重复之前的计算可知12.01bmm，0.633d2）计算实际载荷系数IK①根据1.43/vms，8级精度，由图10—8查的1.10vK②1IK③由表10—4用插值法查的1.377HK，于是1.470m132z295Z164dmm2190dmm30Bmm118.616271.38491.480FK1.251.1011.4802.035AVHHKKKKK3)由式（10-13），可得按实际载荷系数算的的齿轮模数为31.470FtFtKmmK对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数m大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触强度决定的承载能力，仅与齿轮直径有关就近选择标准模数2.0mmm，按接触强度算得的分度圆直径164.47dmm，算出小齿轮齿数1132.27dzm，取132z233296z。为了互质，取295Z3）代入数值计算（１）计算分度圆直径1164dzmmm22190dzmmm（２）计算锥距R211/2100.245Rdumm（３）计算齿宽B30.07RBRmm取整30Bmm230mmB（4）平均分度圆直径1122(10.5)54.4(10.5)161.5RmRmmmmmdddd（5）计算分锥角11arctan18.616219071.3844.计算各主要几何尺寸列表备用名称代号小锥齿轮大锥齿轮分锥角δ118.616271.38410齿顶高ha*12.02.0aahhmmmmm齿根高hf**()(10.2)2.02.4fahhcmmm分度圆直径d1d64.0mm2d190.0mm平均分度圆直径md154.4mdmm2161.5mdmm齿顶圆直径da1112cos67.79aaddhmm2222cos191.277aaddhmm齿根圆直径df1112cos59.45ffddhmm2222cos188.56ffddhmm锥距R100.245Rmm齿根角θftan/1.37fffhR