二级圆锥圆柱齿轮减速器(共21页).docx

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1、精选优质文档-倾情为你奉上计算项目及内容主要结果一、设计任务设计输送运输机驱动装置的减速器，其原始条件如下：图1 输送运输机驱动装置的减速器1-电动机；2-弹性联轴器；3-减速器；4-可移式联轴器；5-螺旋输送机减速器型号圆锥圆柱齿轮减速器螺旋轴转矩（Nm）400螺旋轴转速（r/min）70输送物料种类聚乙烯树脂工作班制年限3班制，每班8小时，五年螺旋输送机效率0.92工作环境室内二、传动方案的拟定如设计任务上简图所示，该设备原动机为电动机，工作机为螺旋输送机，传动方案采用圆锥圆柱齿轮减速器，使用斜齿圆柱齿轮传动，平稳性好，圆锥齿轮置于高速极，以免加工困难。联轴器2选用弹性联轴器，4选用可移式

2、联轴器。 图2 圆锥圆柱齿轮减速器三、电动机的选择1、选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2、选择电动机的功率工作机的有效功率为：电动机至工作机的总效率为： =0.9920.9930.980.970.92=0.832查表得：联轴器：联轴器滚动轴承：球轴承（一对）斜齿轮传动：7级精度的一般齿轮传动(油润滑) 锥齿轮传动：7级精度的一般齿轮传动(油润滑) 螺旋输出轴的传动效率电动机所需的工作功率为3、确定电动机转速按表推荐的传动比合理范围，圆锥-圆柱齿轮减速器传动比为i=815，所以电动机转速可选择的范围是： nd=inw

3、=81570=5601050 r/min符合这一范围的同步转速为750r/min，因此决定选择同步转速为750r/min的电动机。根据电动机转速、额定功率要求及工作环境，选定电动机型号为Y160M1-8。其主要性能如下表1：型号额定功率Pe/kW额定转矩/(Nm)质量/kgY160M1-842118满载时转速nd/(rmin)电流A(380V)效率/%功率因数7209.91840.73四、传动比的分配1、总传动比ii=ndnw=72070=10.282、分配传动比i=ii考虑到圆锥齿轮的尺寸大小，以及润滑条件，取i=3 i=3.43、计算传动装置各轴的运动和动力参数各轴的转速高速轴 n1=nd

4、=720r/min中间轴 n2=n1i=72030=240r/min低速轴 n3=n2i=2403.4=70.59 r/min螺旋轴 n4=n3=70.59 r/min各轴的输入功率轴P1=Pd=3.520.99=3.48kW轴P2=P1=3.590.990.97=3.35kW轴P3=P2=3.350.990.98=3.25kW轴P4=P3 =3.250.990.99=3.18kW各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td=9550Pdnd=95503.52720=46.69 Nm轴T1=Td=46.690.99=46.22 Nm轴T2=T1i=46.220.990.973=133.16 Nm

5、轴T3=T2i=133.160.990.983.4=439.26 Nm轴T4=T3 =439.260.990.99=430.51 Nm表2 各轴运动参数和动力参数汇总表轴名功率P/kW转矩T/(N/m)转速n/(r/min)电动轴3.5246.69720轴3.4846.22720轴3.35133.16240轴3.25439.2670.59螺旋轴3.18430.5170.59五、齿轮传动的设计计算 1.直齿圆锥齿轮的设计1、选择齿轮类型、材料、精度等级 选择轴交角=90的直齿圆锥齿轮传动。选择软齿面，由表7-1，选择小齿轮材料40Cr，调质处理，硬度241286HBS；大齿轮材料ZG35CrMo

6、，调质处理，硬度190240HBS。运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度。小锥齿轮齿数z1可取1725。取z1=20，则z2=i 1z1=320=60，取z2=61，则i 1=3.05，ii=1.1%5%，传动比误差在允许范围内。2、按齿面接触疲劳强度设计d134KT1Ru1-0.5R2ZEZHH2确定各参数数值初选载荷系数Kt=1.4；ZH=2.5；齿宽系数R=0.250.35，取常用值R=13；查图7-18得Hlim1=800MPa；Hlim2=560MPa。计算应力循环次数小齿轮N1=60n1jLh=607201530024=1.56109大齿轮N2=60n2jLh=602401

7、530024=5.18108查图7-19得ZN1=0.93；ZN2=1.04取安全系数SH=1，计算接触疲劳许用应力H1=Hlim1ZN1SH=8000.931=744 MPaH2=Hlim2ZN2SH=6001.041=624 MPa确定传动尺寸初算小轮分度圆直径d1td1t34KT1Ru1-0.5R2ZEZHH2 =341.4-162188.92.56242=59.77mm计算齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=49.80mm计算齿宽中点处的圆周速度=dm1n1601000=3.1449.80720601000=1.878ms查图7-7，由于是直齿锥齿轮，降一级精度等级，因此K=1

8、.14；由表7-2查得使用系数KA=1.00；直齿锥齿轮精度较低，取K=1；由图7-8查取齿向载荷分布系数K=1.11；由表7-6，查得弹性系数ZE=188.9MPa12；故载荷系数K=KAKKK=1.01.1411.11=1.27按K值对d1t修正，即d1=d1t3KKt=59.7731.271.4=57.860mm确定模数m=d1z1=57.86020=2.89mm取标准值m=3mm。计算齿轮的相关参数d1=mz1=320=60mmd2=mz2=361=183mm计算锥角1=arctan1u=189102=90-1=715050计算齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=50.000m

9、mdm2=d21-0.5R=152.500mm则锥距RR=d1u2+12=603.052+12=96.293mm确定并圆整齿宽b=RR=1396.293=31.09mm圆整为b=32mm。3、校核齿根弯曲疲劳强度确定各参数计算当量模数mv=m1-0.5R=2.5mm计算当量齿数z1=z1cos1=20cos18266=21.082z2=z2cos2=60cos713354=189.736由表7-4查得，YF1=2.76，YS1=1.56，YF2=2.12，YS2=1.865由图7-17查得YN1=0.89，YN2=0.91；由图7-16查得弯曲疲劳极限Flim1=600MPa，Flim2=48

10、0MPa；取SF=1.25，得许用弯曲应力F1=Flim1YN1SF=6000.891.25=427.2MPaF2=Flim2YN2SF=4800.911.25=349.4MPa验算齿根弯曲疲劳强度F1=2KTtbmdm11-0.5RYF1YS1 =21.27350562.761.56=126.4MPaF1F2=F1YF1YS1YF2YS2=126.42.121.8652.761.56=115.4MPaF2满足弯曲强度要求，所选参数合适。直齿圆锥齿轮设计结果如下表4所示名称符号小锥齿轮大锥齿轮模数m3mm锥距R96.293mm齿顶高ha3mm齿根高hf3.6mm齿宽b32mm锥角1891071

11、5050齿数z2061分度圆直径d60mm183mm由于小齿轮的直径不大，故设计成实心结构，大齿轮直径较大，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。2.斜齿圆柱齿轮传动的设计1、选择材料、热处理方式、精度等级及齿数选择闭式斜齿圆柱齿轮传动。选择软齿面，由表7-1，选择小齿轮材料40Cr，调质处理，硬度241286HBS；大齿轮材料ZG35CrMo，调质处理，硬度190240HBS。运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度。取z1=22，则z2=i 2z1=3.422=75，初选螺旋角=14。2、按齿面接触疲劳强度设计d132KT1du+1uZEZHH2确定各参数数值初选载荷系数Kt=1.5

12、；由表7-5，取齿宽系数d=1.0；由图7-12查取节点区域系数ZH=2.43；由表7-6，查得弹性系数ZE=188.9MPa12；由图7-15查得1=0.765，2=0.87，=1+2=1.635；由图7-18查取接触疲劳强度极限Hlim1=800MPa；Hlim2=560MPa计算应力循环次数小齿轮N1=60n2jLh=602401530024=5.18108大齿轮N2=60n3jLh=6070.591530024=1.52108由图7-19查得接触疲劳寿命系数ZN1=1.04，ZN2=1.12（允许局部点蚀）；取安全系数SH=1，计算接触疲劳许用应力H1=Hlim1ZN1SH=8001.

13、041=832MPaH2=Hlim2ZN2SH=5601.121=627.2MPa确定传动尺寸初算小轮分度圆直径d1td1t32KtT2du+1uZEZHH22 =321.5.01.6353.4+13.4188.92.43627.22=55.33mm计算圆周速度=d1tn2601000=3.1455.33240601000=0.695ms查图7-7的动载系数K=1.08；由表7-2查得使用系数KA=1.00；由表7-3假设KAFtb100N/mm,得齿间载荷分配系数K=1.4；由图7-8查取齿向载荷分布系数K=1.07；故载荷系数K=KAKKK=1.01.081.41.07=1.62按K值对d

14、1t修正，即d1=d1t3KKt=55.3331.621.5=56.77mm确定模数mn=d1cosz1=56.77cos1422=2.51mm取标准值mn=3mm确定螺旋角a=mnz1+z22cos=322+752cos14=149.95mm圆整中心距为5的倍数，则a=125mm =cos-1mnz1+z22a=cos-1322+752150=14412因为值与初选值相差不大，故与值有关的参数值不需修正。d1=mnz1cos=322cos14412=68.041mmd2=mnz2cos=375cos14412=231.959mm由b=dd1=1.068.041=68.041mm，取b1=68

15、mm，b2=63mm3、校核齿根弯曲疲劳强度F=KFtbmnYFYSYF MPa确定各参数z1=z1cos3=24.11 z2=z2cos3=82.18由表7-4查得，YF1=2.65，YS1=1.58，YF2=2.22，YS2=1.77由纵向重合度=bsinmn=1.76查图7-14得螺旋角系数Y=0.88；由图7-17查得YN1=0.91，YN2=0.93；由图7-16查得弯曲疲劳极限Flim1=600MPa，Flim2=480MPa；取SF=1.25，得许用弯曲应力F1=Flim1YN1SF=6000.911.25=436.8MPaF2=Flim2YN2SF=4800.931.25=35

16、7.1MPa验算齿根弯曲疲劳强度F1=KFtbmnYF1YS1Y =1.62231.63568.0412.651.580.88=75.61MPaF1F2=F1YF1YS1YF2YS2=75.612.221.772.651.56=71.86MPaF2弯曲强度足够。验算KAFtb=2KAT1bd1=21.068.041=62.17NmmS=1.5根据校核，截面足够安全。截面3上的应力WT=0.2d3=20765扭转切应力=TWT=21.2 MPa扭转切应力幅和平均切应力a=m=2=10.6查表得，k=1.43，=0.78，=0.92计算安全系数S=-1ka+m=1951.430.920.7810.

17、6+0.2510.6=8.20根据校核，截面3足够安全。七、滚动轴承的校核低速轴上的轴承计算1、轴承参数已知选用轴承型号角接触球轴承7010 AC，n3=70.59r/min，e=0.68Cr=25.2kN，=25，轴承采用面对面放置。2、计算内部轴向力径向力Fr1=FH12+FV12=12232+12522=1750 NFr2=FH22+FV22=1982+25352=2543 N轴向力F1=0.68Fr1=1190 NF2=0.68Fr2=1729 N3、计算单个轴承的轴向载荷比较F1+FA与F2:F1+FA=1190+949=2139F2有轴承的放置位置知，左侧轴承“放松”，右侧轴承“压

18、紧”。因此Fa1=F1=1190 NFa2=F1+FA=2139 N4、计算当量动载荷P=XFr+YFa由表，得Fa1Fr1=0.68=e X1=1，Y1=0Fa2Fr2=0.84e X2=0.41，Y2=0.87则P1=11750+01190=1750 NP2=0.412543+0.872139=2904 N5、计算寿命取P1，P2中较大值代入寿命计算公式由表查得fP=1.2，则Lh=10660nftCfPP=.61.229403=86049h60000h故可以选用八、键的选择及校核由于键选用静连接，轻微冲击，许用挤压应力P=120 MPa1、高速轴与联轴器连接处键的强度计算 轴径d=24m

19、m，选用普通平键，b=8，h=7，L=32P=2T103kld=4T1hdL-b=42432-8=45.9P满足强度要求2、高速轴与小锥齿轮连接处键的强度计算轴径d=24mm，选用普通平键，b=8，h=7，L=36P=2T103kld=4T1hdL-b=42436-8=42.3P满足强度要求3、中速轴与大锥齿轮连接处键的强度计算轴径d=34mm，选用普通平键，b=10，h=8，L=36P=2T103kld=4T1hdL-b=43436-10=75.3P满足强度要求4、中速轴与小斜齿轮连接处键的强度计算轴径d=34mm，选用普通平键，b=10，h=8，L=63P=2T103kld=4T1hdL-

20、b=43463-10=36.9P满足强度要求5、低速轴与大斜齿轮连接处键的强度计算轴径d=54mm，选用普通平键，b=16，h=10，L=56P=2T103kld=4T1hdL-b=45456-16=20.3P满足强度要求6、低速轴与联轴器连接处键的强度计算轴径d=45mm，选用普通平键，b=14，h=9，L=70P=2T103kld=4T1hdL-b=44570-14=77.5P满足强度要求九、箱体的设计及附属零件设计1、箱体的设计 箱体是减速器的一个重要零件，用于支持和固定减速器的各种零件，并保证传动齿轮的啮合精度。箱体的结构和受力均较复杂，各部分尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和

21、绘制过程中确定。 箱体的材料选用HT150，砂型铸造。 箱体各部分尺寸如下表名称名称结构尺寸/mm箱座（体）壁厚8箱盖壁厚18箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度b,b1,b212,12,20箱座、箱盖上的肋厚m,m17,7轴承旁凸台的高度和半径h,R145,16轴承盖的外径D2118,102,120地脚螺钉直径df12数目n6通孔直径df20沉头座直径D032底座凸缘尺寸c1min22c2min20连接螺栓轴承旁连接螺栓直径d112箱座、箱盖连接螺栓直径d28连接螺栓直径d812通孔直径d913.5沉头座直径D1826凸缘尺寸c1min1520c2min1216定位销直径d6轴承盖螺钉直径d38窥视

22、孔盖螺钉直径d46箱体外壁至轴承座端面的距离l144大齿轮顶圆与箱体内壁的距离110齿轮端面与箱体内壁的距离2102、箱体的密封为了保证箱盖与箱座结合面的密封，对接合面的几何精度和表面粗糙度要精刨到表面粗糙度值Ra1.6，重要的需刮研。箱盖与箱座结合面需要涂上密封胶。3、窥视孔和视孔盖取A=110，B=90，A1=140，B1=140，C=125，C1=140，C2=140，R=90。 螺钉尺寸 M6x15。螺钉数目 6。4、通气器的选用选用简易通气器，取M16x1.55、游标的选用选用压配式圆形油标，取d=16，D=27，H=14，H 1=166、润滑齿轮圆周速度v5m/s,所以采用浸油润滑

23、，轴承采用脂润滑。设计的减速器的合适浸油深度为圆柱斜齿轮的一个齿高，但不应小于10mm，取齿顶圆到油池底部的距离为34mm。换油时间为半年，取决于油中杂质多少及被氧化、被污染程度。查手册选择L-CKB 200号工业齿轮润滑油。7、轴承伸出处的密封由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜、安装方便，但对轴径接触的磨损较严重，因而功耗大，寿命短。8、轴承内侧的密封此处选用挡油环密封，防止润滑油进入脂润滑的轴承中，破坏脂润滑的效果。十、设计体会 这次课程设计一共经历了四个星期，通过自己的努力，一步一步地从理论计算到图纸的绘制，看到自己的成果，有种成就感犹然而生。在整个设计的过程中除了自己的努

24、力，还少不了同学的帮助。在此过程中，由于对设计过程的不熟悉，我遇到了很多问题，也获得了许多宝贵的经验。明白了一张比较完美的装配图是要付出多少努力，加强了我的动手、思考和解决问题的能力，使我对机械设计有更深刻的认识。参考资料1 杨恩霞主编 机械设计 哈尔滨工程大学出版社 200842 杨恩霞主编 机械设计课程设计 哈尔滨工程大学出版社 2012.73 孙恒等主编 机械原理 第七版 北京高等教育出版社 20064 成大先主编 机械设计手册 化学工业出版社 20046 宋天舒主编 材料力学 哈尔滨工程大学出版社 20127 机械设计手册编委会 机械设计手册 机械工业出版社 2004nd=560105

25、0rmini=10.28i=3i=3.4n1=720r/minn2=240r/minn3=70.59r/minn4=70.59r/minP1=3.48kWP2=3.35kWP3=3.25kWP4=3.18kWTd=46.69NmT1=46.22NmT2=133.16NmT3=439.26NmT4=430.51Nmz1=20z2=61N1=1.56109N2=5.18108H1=744 MPaH2=624 MPad1t=59.77mm=1.878msK=1.27d1=57.860mmm=3mmd1=60mmd2=183mm1=189102=715050dm1=50.000mmdm2=152.500mmR=96.293mmb=32mmmv=2.5mmF1=427.2MPaF2=349.4MPaz1=22z2=75=14N1=5.18108N2=1.52108H1=832MPaH2=627.2MPa