機械設計課程設計計算說明書

1、 機械設計課程設計說明書圓錐-圓柱齒輪減速器院 系 機械科學與工程學院 專業(yè)班級 無可奉告 姓 名 無可奉告 學 號 無可奉告 指導教師 無可奉告 2016年6月華 中 科 技 大 學 機 械 設 計 課 程 設 計機 械 設 計 課 程 設 計 任 務 書機械學院院系無可奉告專業(yè)班學生姓名無可奉告指導教師無可奉告設計題目：設計帶式傳輸機中的圓錐圓柱齒輪減速傳動裝置。（附簡圖）。788z1=23z2=49z3=24z4=97z4z3z2z136582.69r/min334.88r/min185750r/min設計數據及工作條件：F=2700 牛 或 T=牛米；V=1.3米/秒 或 n=轉/分；

2、D=300毫米i3%；生產規(guī)模： 小批；工作環(huán)境：多塵；載荷特性：中振；工作期限：10年，兩班制；其它條件： 。設計注意事項：1 設計減速器或其它機械傳動裝置裝配圖1張（A1或A0），傳動零件（齒輪、蝸桿、蝸輪、軸等）工作圖2張（A4或A3），及設計計算說明書一份。2 設計中所有標準均按我國標準采用，設計說明書應按規(guī)定紙張及格式編寫。3 設計圖紙及設計說明書必須按進度完成，經指導教師審查認可后，才能給予評分或答辯。4 設計期限：自17周至19周。設 計 計 劃 進 度 表設計階段設計內容摘要份額期限備 注一、總體設計作準備、定方案及傳動特性參數計算。1 明確任務與要求，研究題目及計劃；2 觀看

3、陳列室、錄像和做拆裝實驗；3 了解減速器的種類、特性及結構等；4 分析傳動要求，確定傳動方案；5 選擇電動機；6 分配速比及運動、動力參數計算。5%17周周一二、裝配圖設計（一）初算零件。繪制草圖及驗算零件1各級傳動及轉動支承零件的初步計算；（1）齒輪傳動（或蝸桿）等的計算；（2）初算軸，聯軸器及軸承。20%17周周二2繪制減速器草圖：（1）合理布置視圖及選擇比例；（2）確定齒輪（或蝸輪）及軸承的相對位置，確定軸的跨距，畫出零件的外廓開頭及有關尺寸；（3）軸的結構設計。17周周四3精確計算各級傳動及轉動支承零件：（1）根據軸承跨距求支反力，畫彎矩、扭矩圖；（2）驗算軸、軸承及鍵；（3）精算軸。

4、18周周二（二）具體繪制零件和附件的結構圖1修改和修飾草圖，完善各零件的結構（考慮固定方法、安裝、拆卸、調整、制造、工藝及潤滑、密封等要求）2選擇標準零件（螺釘、銷等）。3根據制圖要求完成必要的視圖。4標注主要尺寸及公差配合。5零件編號。50%18周周五（三）完成裝配圖1正確設置圖層；2編寫標題欄及明細表；3編寫技術條件及特性表等。10%19周周一三、零件圖設計1 畫出指定的零件工作圖。2 標注尺寸、公差、粗糙度和技術要求等。5%19周周二四、整理說明書1 按計算草稿整理謄寫，并加以必要的說明和附以簡圖；2 說明書的數據應與圖紙尺寸符合。5%19周周三五、答辯1 個人和集體總結；2 答辯及評分

5、。5%19周四周五目錄1.設計任務11.1設計要求11.2主要性能參數12.總體方案設計22.1傳動方案設計22.2電動機的選型23.傳動件的設計計算53.1高速級錐齒輪傳動的設計計算53.2低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算104.軸的設計計算144.1軸的初步設計144.2聯軸器的初步設計154.3滾動軸承的初步選型154.3軸的設計準備164.4各個齒輪上作用力計算174.5軸的設計計算194.5.1高速軸的設計計算194.5.2中間軸的設計計算224.5.3低速軸的設計計算28參考文獻34351.設計任務1.1設計要求設計題目主要參數如表1-1所示，減速器參考方案為錐齒輪+圓柱齒輪減速器

6、+（開式傳動）。表1-1 工作機械的性能序號工作參數工作條件F(N)V(m/s)D(mm)環(huán)境年限生產規(guī)模載荷性質第三組5號27001.30300多塵10年雙班小批中振1.2主要性能參數計算與說明主要結果工作機所需的有效功率為：Pw=Fv1000=27001.301000KW=3.51KW工作機所需轉速為：nw=60vD=601.30。30r/min=82.76r/min轉速誤差-+3%Pw=3.51KWnw=82.76r/min 2.總體方案設計2.1傳動方案設計計算與說明主要結果根據題目要求，選用圓錐-圓柱齒輪減速器，由于工作環(huán)境多塵，不適合設計開式傳動，如圖2-1所示：圖2-1 圓錐-圓

7、柱齒輪減速器運動簡圖在圖2-1中，錐齒輪放在高速級，可減小錐齒輪的尺寸；低速級的圓柱齒輪一般為斜齒，以抵消部分錐齒輪的軸向力。兩級圓錐-圓柱齒輪減速器的推薦傳動比為8到15。2.2電動機的選型計算與說明主要結果1.電動機初選：由于僅有兩級傳動，傳動比不應該過高，且為一般機械，沒有頻繁啟停的要求，故所取電機為三相異步電機，切額定轉速：ne=750r/min三相異步電機ne=750r/min計算與說明主要結果2.系統(tǒng)總效率計算：總效率 =1224345查參考文獻一表2-2聯軸器效率1=0.99滾動軸承效率2=0.98錐齒輪為7級精度，效率3=0.97斜齒輪也為7級精度，效率4=0.97滾筒效率5=

8、0.96故總效率 =1224345=0.992*0.984*0.97*0.97*0.96=0.81663.由于設計輸出功率Pw=3.51kW電機功率Pd=Pw=3.510.8166kW=4.30kW4.由此，查參考文獻一p149表16-1，選Y160M2型三相異步電機額定功率5.5kW，額定轉速720r/min=0.8166Pd=4.30kWY160M2型三相異步電機Pe=5.5kW，2.3計算總傳動比和分配傳動比計算與說明主要結果1.總傳動比i=nmnw=72082.76=8.70=i1i2根據經驗公式，錐齒輪高速級傳動比i1=0.25i=0.25*8.70=2.175取i1=2.15，則i

9、2=ii1=4.05查參考文獻一表2-3，均滿足要求i=8.70i1=2.15i2=4.052.4傳動裝置運動和動力參數計算計算與說明主要結果1.各軸轉速計算nI=nm=720r/minnII=nIi1=7202.15=334.88r/minnIII=nIV=nIIi2=334.884.05=82.69r/min2.各軸輸入功率計算PI=Pd1=4.30*0.99=4.257kWPII=PI23=4.257*0.98*0.97=4.0467kWPIII=PII24=4.0467*0.98*0.97=3.8468kWPIV=PIII21=3.8468*0.98*0.99=3.7322kWPw=P

10、IV25=3.7322*0.98*0.96=3.5112kW3.各軸輸入轉矩計算TI=9550PInI=9550*4.257720=56.46NmTII=9550PIInII=9550*4.0467334.88=115.40NmTIII=9550PIIInIII=9550*3.846882.69=444.27NmTIV=9550PIVnIV=9550*3.846882.69=444.27Nm綜上，各軸的運動及動力參數見下表各軸的運動及動力參數軸號轉速n（r/min）功率P（kW）轉矩T（Nm）傳動比iI7204.257056.46i12=2.15II334.884.0467115.40i23=

11、4.05III82.693.8468444.27i34=1.00IV82.693.7322431.04-3.傳動件的設計計算3.1高速級錐齒輪傳動的設計計算計算與說明主要結果已知條件：轉速n1=720r/min,n2=334.88r/min,傳遞功率P1=4.257kW，單向傳動，非對稱布置，中等沖擊，設計壽命10年，兩班制工作。1.選材、熱處理方式與公差等級考慮到帶式傳輸機為一般機械，應該選用普通性能的材料，故大小齒輪均選用45鋼，為軟齒面。由于小齒輪應力相對較大，其齒面硬度應當相對高一點，故小齒輪調質處理，大齒輪正火處理。由于是工業(yè)用機械，公差等級選7級2.初算主要尺寸軟齒面?zhèn)鲃?，按照齒面

12、解除疲勞強度設計。根據參考文獻二p57式3-22d13ZHZEHP24KT10.8R1-R2u(1)小齒輪傳遞扭矩T1=56.46Nm(2)由參考文獻二p37表3-1，使用系數KA=1.50由于錐齒輪傳動不如斜齒輪平穩(wěn)，動載系數應適當取大值，取KV=1.2由于是軟齒面，非對稱布置，齒向載荷系數取K=1.15故載荷系數K=KAKVK=1.501.21.15=2.07(3)有參考文獻二p40表3-2查得材料系數ZE=189.8MPa45鋼小齒輪調質，大齒輪正火7級精度K=2.07計算與說明主要結果(4)由參考文獻二p40圖3-11，查得節(jié)點區(qū)域系數ZH=2.5(5)齒數比u=i12=2.15(6)

13、由參考文獻二p59，取齒寬系數d=0.27(7)a.許用接觸應力，由參考文獻二p46式3-11HP=HlimSHlimZN由參考文獻二p48圖3-16（b）查得Hlim1=600MPaHlim2=550MPab.計算大小齒輪應力循環(huán)次數N1=60n1at=607201.02825010=1.728109N2=N1i12=1.7281092.15=8.037109由參考文獻二p50圖3-18取壽命系數ZN!=1.0 ZN2=1.02有參考文獻二p50表3-4，取安全系數SH=1.1則有許用應力HP1=ZN1Hlim1SH=1.06001.1MPa=545.45MPaHP2=ZN2Hlim2SH=

14、1.025501.1MPa=510MPa兩者相比取其小，故HP=510MPa初算小齒輪分度圓直徑HP=510MPa計算與說明主要結果d13ZHZEHP24KT10.8R1-R2u=342.0756.4610000.850.272.151-0.50.272189.82.55102mm=103.106mm3.確定傳動尺寸（1）初定齒數考慮到盡可能使加工方便，小齒輪齒數應該適中，多方參考圖紙和設計算例之后取小齒輪齒數z1=23則大齒輪齒數z2=uz1=232.15=49.45圓整之后取z2=49(2)大端模數m=d1z1=103.10623=4.48查參考文獻二p59表3-7，取m=5(5)大端分度

15、圓直徑為d1=mz1=523mm=115mm103.106mmd2=mz2=549mm=245mm(6)錐頂距R=d12u2+1=11522.132+1mm=135.301mm(7)齒寬b=RR=0.27135.301mm=36.531mm取b=38mm4.按齒根彎曲疲勞強度校核d1103.106mm初選Z1=23z2=49m=5d1=1115mmd2=245mmR=135.301mmb=38mm計算與說明主要結果校核式F=KFt0.85bm1-0.5RYFYSFP(1)由之前的結果可知，K=2.07，b=38mm,m=5, R=0.27(2)計算圓周力FtFt=2T1d11-0.5R=256

16、.4610001151-0.50.27N=1135.16N(3)齒形系數YF與修正系數YScos1=uu2+1=2.132.132+1=0.9052cos2=1u2+1=12.132+1=0.4250則當量齒數為zv1=z1cos1=230.9052=25.4zv2=z2cos2=490.4250=115.3由參考文獻二p43圖3-14查得齒形系數YFa1=2.73 YFa2=2.2由參考文獻二p49圖3-17查得彎曲疲勞極限應力Flim1=220MPa Flim2=190MPa由參考文獻二p44圖3-15查得應力修正系數YSa1=1.58 YSa2=1.8由參考文獻二p50表3-4，彎曲強度

17、安全系數SFmin=1.45由書p50圖3-19，彎曲疲勞強度計算壽命系數ZN1=ZN2=1.0按照國家標準YST=2.0彎曲應力許用值FP1=Flim1YSTYN1SFmin=220211.45MPa=303.45MPaFt=1135.16NFP1=303.45MPa計算與說明主要結果FP2=Flim2YSTYN2SFmin=190211.45MPa=262.07MPa彎曲應力F1=KFt0.85bm1-0.5RYFa1YSa1=2.071135.60.853851-0.50.272.731.58=72.55MPaFP1F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=72.552.21.82.7

18、31.58MPa=66.61MPaFP2綜上，錐齒輪齒根彎曲疲勞強度校核合格5.計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸錐頂角1=arccosuu2+1=arccos2.132.132+1=25.149=258562=arccos1u2+1=arccos12.132+1=64.851=64514大端齒頂圓直徑da1=d1+2mcos1=115+250.9052mm=124.052mmda2=d2+2mcos2=245+250.4250mm=249.250mm大端齒根圓直徑df1=d1-2.4mcos1=115-2.450.9052mm=104.138mmdf2=d2-2.4mcos2=245-2.450.4

19、250mm=239.900mmFP2=262.07MPa錐齒輪齒根彎曲疲勞強度校核合格1=258562=64514da1=124.052mmda2=249.250mmdf1=104.138mmdf2=239.900mm3.2低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算計算與說明主要結果已知條件：傳遞功率P2=4.0467kW，II軸轉速nII=334.88r/min,輸入轉矩TII=115.40Nm,傳動比u=i23=4.051.選材、熱處理方式與公差等級與錐齒輪類似，大、小齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理，精度為7級精度2.確定許用應力（1）齒面硬度：小齒輪按230HBS算，大齒輪按19

20、0HBS算，查參考文獻二p48圖3-16得接觸疲勞極限應力Hlim3=580MPa Hlim4=550MPa查參考文獻二p49圖3-17得彎曲疲勞極限應力Flim3=220MPa Flim4=210MPa(2)計算應力循環(huán)次數N,確定壽命系數ZN,YN每年按300天算N3=60an3t=601334.881030016=9.645108N4=N3u=9.6451084.05=2.381108查參考文獻二p50圖3-18ZN3=1 ZN4=1.1查參考文獻二p50圖3-19YN3=YN4=1查參考文獻二表3-4SHlim=1.1 SFlim=1.45(3)計算許用應力由參考文獻二p46，p47式

21、3-11,3-12得HP3=ZN3Hlim3SHlim=1.05801.1MPa=527.27MPaHP4=ZN4Hlim4SHlim=1.15501.1MPa=550MPa45鋼，大齒輪正火，小齒輪調質，7級精度HP3=527.27MPaHP4=550MPa計算與說明主要結果FP3=Flim3YSTYN3SFmin=220211.45MPa=303.45MPaFP4=Flim4YSTYN4SFmin=210211.45MPa=289.66MPa3.初算基本參數軟齒面閉式傳動，按齒面接觸疲勞強度設計。根據參考文獻二p53式3-16d332KT3du+1u(ZEZHZZHP)2(1)小齒輪傳遞扭

22、矩TII=115400Nmm(2)查參考文獻二p37表3-1，中振，電機驅動，取KA=1.50斜齒輪，中低速，取KV=1.1非對稱布置，取K=1.1斜齒輪，軟齒面，取K=1.2則K=KAKVKK=1.51.11.11.2=2.178（3）初選螺旋角=12，由參考文獻二p40圖3-11，取ZH=2.45(4)由參考文獻二p40圖3-11查得ZE=189.8MPa(5)初選z3=24,故z4=uz3=244.05=97.2FP3=303.45MPaFP4=289.66MPa初選=12z3=24z4=97計算與說明主要結果取z4=97取Z=0.8(6)Z=cos=cos12=0.989下面計算d3，

23、初定齒寬系數R=1.1所有條件已取，下計算d3d332KT3du+1uZEZHZZHP2=322.1781154001.14.05+14.05189.82.450.80.98527.272=65.211mm4.確定傳動尺寸法面模數mn=d3cosz3=65.211cos1224mm=2.66mm查參考文獻二p59表3-7，取mn=3mm則中心距a=mn2cosz1+z2=32cos1224+97mm=185.55mm圓整后取a=185mm重算螺旋角=arccosmn(z3+z4)2a=arccos3(24+97)2185mm=11.1628=11946計算分度圓直徑d3=mnz3cos=324

24、cos11.1628=73.388mmd4=mnz4cos=397cos11.1628=296.612mm計算齒寬R=1.1d3=65.211mmmn=3mma=185mm=11946”d3=73.388mmd4=296.612mm計算與說明主要結果b=dd3=1.173.388mm=80.073mm取b4=82mm，則b3=b4+510=90mm4.校核齒根彎曲疲勞強度校核式如下F=2KTIIbmnd3YFYSYYFP(1)經過之前的計算已經得到的參數：K=2.178,TII=115400Nmmmn=3mm,d3=73.388mm,b3=90mm(2)計算當量齒數zV3=z3(cos)3=2

25、4cos11.16283=25.42zV4=z4(cos)3=97cos11.16283=102.72查參考文獻二p43圖 3-14得YFa1=2.74 YFa2=2.24查參考文獻二p44圖3-15得YSa1=1.59 YSa2=1.78取Y=0.86,Y=0.75F3=2KTIIbmnd3YFYSYY=22.1781154009073.38832.741.590.750.86MPa=71.29MPaFP3F4=F3YFa4YSa4YFa3YSa3=71.292.241.782.741.59MPa=65.25MPaS1,軸承1被壓緊，軸承2被放松，故軸向載荷Fa1=S2+FA=(488.73

26、+175.59)N=664.32NFr1=388.32NFr2=1583.50NCr=54.2kNC0r=63.5kNe=0.37,Y=1.6Y0=0.9Fa1=664.32N計算與說明主要結果Fa2=S2=488.73Nc.計算當量動載荷Fa1Fr1=664.32338.32=1.964e故X1=0.40，Y1=1.62軸承1當量動載荷P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.5(0.4388.32+1.62664.32)N=1817.29NFa2Fr2=488.731583.5=0.31P1,軸承壽命按照軸承2計算(滾子軸承=10/3)Lh=10660n1ftCP2=106607201.0

27、542002375.25103h=780098.5h設計壽命Lh=3001016h=48000hLh軸承壽命校核合格Fa2=488.73NP1=1817.29NP2=2375.25N軸承壽命校核合格4.5.2中間軸的設計計算先進行中間軸的結構設計，在前面的計算中求得中間軸最小軸徑dII=30mm,轉速n2=334.88r/min,傳遞功率P2=4.0467kW,軸上轉矩T2=115.40Nm。中間軸的基本結構和尺寸如圖所示計算與說明主要結果1.軸上鍵的校核查參考文獻一p107表11-28，中間軸兩個鍵均為A型鍵與錐齒輪配合的鍵選用A128，長32mm與斜齒輪配合的鍵選用A128，長80mm校核

28、長22mm的鍵，若合格，另一鍵必然合格查參考文獻二p165表6-14，取許用擠壓應力P=80MPa計算擠壓應力P=2T2/dlk=2115.40.0460.0220.004Pa=57.02MPaP鍵的強度校核合格2.按照彎扭合成強度進行軸的校核中間軸的受力情況如圖A128，長32mmA128，長80mm鍵的強度校核合格計算與說明主要結果（1）受力分析以左端點為旋轉中心列轉矩平衡方程，列豎直方向上的平衡方程（44+58+75）FVB+44Fr2=123.5Fa2+(44+58)Fr3+36.7Fa3FVA+Fr3=FVB+Fr2解得FVA=25.08N,FVB=1016.22N同理可得水平方向上的受力，如下圖（2）應力分析利用材料力學的知識可得中間軸的轉矩圖、彎矩圖計算與說明主要結果（3）計算彎扭合成彎矩Mca轉矩變化規(guī)律不明，取折合系數=0.6故合成轉矩Mca=M2+(0.6T)2由此進行計算，得到合成轉矩圖（4）計算許用應力查參考文獻二p146表64，脈動循環(huán)，45鋼，一般機械，取0b=95M