用于链式运输机的二级圆锥圆柱齿轮减速机设计

1目录一、设计任务2二、传动方案的拟订3三、电动机的选择4四、传动比的计算与分配4五、各轴的转速，功率和扭矩4六、联轴器的设计计算5七、传动零件的计算和轴系零件的选择8八、轴的计算17九、轴承的选择与校核27十、键的选择与校核34十一、密封和润滑35十二、小结36十三、参考资料36附图372课程设计任务书内容及任务一、设计的主要技术参数运输链牵引力F75103N输送速度V08M/S链轮直径532MM工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差5二、设计任务传动系统的总体设计；传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写。三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务（1）减速机装配图1张；（2）零件工作图2张；（3）设计说明书1份（60008000字）。起止日期工作内容传动系统总体设计传动零件的设计计算；减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书进度安排交图纸并答辩主要1濮良贵，纪名刚机械设计北京高等教育出版3参考资料社，20012金清肃机械设计课程设计武汉华中科技大学出版社，20074二、传动方案的拟定1,由于联轴器传动工作平稳性好,所以选用联轴器传动2,圆锥齿轮传动结构紧凑且宽度尺寸较小传递的效率也高,所以减速器选择选择圆锥与圆柱齿轮3,考虑到制造成本与实用性,圆锥与圆柱齿轮都选用斜齿传动方案简图如下计算与说明重要结果5三、设计方案分析I选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，长期工作，因此可选用鼠笼型异步电动机，电机结构简单，工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起动性能。II确定电动机功率和型号运输带机构输出的功率KW6M/S80NK57VFPW传动系得总的效率82096594543211联轴器的效率,取0992滚动轴承效率,取0983锥齿轮的闭式8级精度传动效率,取0954圆柱斜齿轮的效率,取0965联轴器传动效率,取097电机所需的功率为KW378206PWD由题意知，斜齿锥形齿轮放在第一级，不宜传输过大的转矩，同功率的电机如下（Y112M2，Y1124，Y32M6，Y160M18），选择Y132M16比较合理，额定功率P73KW,满载转速960/MIN四、传动比的计算与分配运输机的转速（R/MIN）NW60VD0760/314263103477总传动比I960/4772012取联轴器轮传动比I13取高速级锥形齿轮传动比I22斜齿圆柱齿轮传动比I3336五、联轴器的选择PW6KW08242PD73KWNW477I2012I13I22I3336N1960N2320N3160N447626轴的联轴器由于电机的输出轴轴径为28MM查1表141由于转矩变化很小可取KA1334P132096427253NMTKACA又由于电机的输出轴轴径为28MM查2P128表135，选用弹性套柱销联轴器TL4钢性,其许用转矩N63NM,许用最大转速为5700R/MIN,轴径为2028之间，由于电机的轴径固定为28MM,而由估算可得1轴的轴径为20MM。故联轴器合用的联轴器查1表141转矩变化很小可取KA1334P1336117446952NMTKACA查2P128表135，选用弹性套柱销联轴器TL7,其许用转矩N500NM,许用最大转速为3600R/MIN,轴径为4048之间,由估算可选两边的轴径为40MM联轴器合用计算与说明重要结7果计算与说明重要结果8六、传动零件设计计算和轴系零件的选择1，传动零件设计计算。因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效形式主要是点蚀。（1）要求分析1）使用条件分析对于锥形齿轮主动轮有传动功率P138KW主动轮转速N2320齿数比12圆周速度估计V4M/S2）设计任务确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案；包括一组基本参数12,DMZ主要基本尺寸等A2,选择齿轮材料，热处理方式及计算许用应力1）选择齿轮材料，热处理方式按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，可选用软面齿轮，也可选用硬齿面齿轮，本例选用软齿面齿轮并具体选用小齿轮45钢。调质处理，硬度为230255HBS；大齿轮45钢。正火处理，硬度为190217HBS。2）确定许用应力A确定极限应力和LIMHLIF齿面硬度小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS。查1图1021得580MPA,550MPALI1LIM2H查1图1020得450MPA,380MPALIMFLIFB计算应力循环次数N，确定寿命系数KHN,KFNN160N2JT609601381030041472108N2N1/I241472108/220736108查1图1019得KHN11,KHN2158LIM1H0MPA,55LI20MPA45LIM1F0MPA38LI2F0MPAN141472108N2207361089计算与说明重要结10果C计算接触许用应力取MIN1HSMIN4F由许用应力接触疲劳应力公式HP1HLIM1KHN1/SHMIN5801/1580MPAHP2HLIM2KHN2/SHMIN5501/1550MPA查1图1018得KFE11KFE21FP1FLIM1KFE1/SFLIM450085/1427321MPAFP2FLIM2KFE2/SFLIM380088/1423885MPA（2）初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1）选择齿轮的类型根据齿轮的工作条件可选用斜齿圆锥齿轮，也可选用斜齿轮圆锥齿轮，本例选择斜齿圆锥齿轮（考虑到制造成本和实用性）2）选择齿轮精度等级按估计的圆周速度和功能条件要求选择8级精度。3）初选参数初选21216,63ZI0,RX4）初步计算齿轮的主要尺寸因电动驱动，有轻微震动，查1表102得。1AK取12,1VKK则载荷系数K24AV因为为斜齿圆锥齿轮，取变位系数X0。查1表106得材料的系数由式（1026），可初步计算出齿轮189EZMPA的分度圆直径M等主要参数。,D2131223312905840EHPRKTDUMAMIN1HSI4FHP1580MPAHP2550MPAFP127321MPAFP223885MPA1203RX1AK4102DM11计算与说明重要结果12验算圆周速度MV110505312867RDDMV234867/6NMS与估计值近似，且不超过速度允许值。确定主要传动参数大端模数MM102396DZ取模数M4MM。大端分度圆直径1410MZM245208DZ2104163RU取整B35MM。369B5）验算轮齿弯曲强度条件因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数算。COSVZ其中122COS0891U22245U12691VZ2371045VZ查1表105齿形系数123FAY24FA应力修正系数6S175S1867MD5/MVS410DM28163R5B1COS08924519VZ27V153FAY1324FAY16SA275SAY计算与说明重要结14果齿轮的工作应力1105TFASFRKYBM12TTD113105242637FASFMRFPKYB2215240316059ASFFPY斜齿轮圆锥齿轮的设计结果如下小齿轮大齿轮齿数Z2652直径D（MM）104208模数M44锥距R（MM）1163齿宽B（MM）35斜齿圆柱齿轮的设计1运输机为一般工作机器，速度不高故选用8级精度2小齿轮45号钢调质处理,齿面硬度取230HBS大齿轮45号钢正火处理,齿面硬度取190HBS1）选择小齿轮的齿数Z20，1大齿轮齿数33620672，取682Z2Z1按照齿面接触强度设计2103/FNM22105/FNMZ201Z68215计算与说明重要结果16由设计计算公式【】式（109A）进行试算，即D232T1321HEDZUKT（1）确定公式内的各计算数值1试选载荷系数K13T2计算小齿轮传递的转矩1373NMNPT510916054395103由【】表107选取齿宽系数1D4由【】表106查得材料的弹性影响系数Z1898MPAE215由【】图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限660MPA；大齿轮的接触疲劳强度极限1LIMH550MPA。2LI6由【】式1012计算应力循环次数。N60NJL6016013830010691210812HN20610269037由【】图1019取接触疲劳寿命系数K095；K1HN0972HN8计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S1，由【】式（1012）得095600MPA570MPAH1SKNLIM097550MPA5335MPA22LIK13TT13731N50M1DZ1898EMPA211LIMH660MPA2LI550MPAN6281108N1572108K01HN95K0297175H170MPA52335MPA计算与说明重要结18果（2）计算1试算小齿轮的分度圆直径D，代入中较小的值。T1HD232T1321HEDZUKT71535MM5237043618922计算圆周速度V。V06M/S1360TDN7531603计算齿宽B。BMT4计算齿宽和齿高之比。H模数M71535/203577MMT1ZT齿高H225M2253577804MMT809B7538045计算载荷系数。根据V06M/S，8级精度，由【】图108查得动载系数K08；斜齿轮，KK1；HF由【】表102查得使用系数K10A由【】表104用插值法查得8级精度、小齿轮相对之承非对称布置时K1411H由889，K1411查【】图1013得K14；故HBF载荷系数KKKKK1081141111288AVHD715T135MMV06M/SB71535MMM357T7MMH804MM809HBK08VKKH1F19K14H11K14FK11288计算与说明重要结20果6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由【】式1010A得D76566MM13TTK3128757计算模数。M35MM1Z6202按照齿根弯曲强度设计由【】式（105）得弯曲强度的设计公式为M321FSADYZKT（1）确定公式内的各计算数值1由【】图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限450MPA；大齿轮的弯曲强度极限1FE380MPA22由【】图1018取弯曲疲劳寿命系数K085,1FNK088；2FN3计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S14，由【】式（1012）得27321MPAF1FEN1085423886MPA2K234计算载荷系数K。KKKKK108114112AVF5查取齿形系数。由【】图105查得Y265；Y22551FA2FA6查取应力校正系数。由【】图105查得Y158；Y17481SA2SAD765616MM41FE50MPA32FE80MPAK01FN85K02F882F17321MPA2F23886MPAK112Y261FA5Y222FA5521Y151SA8Y172SA48计算与说明重要结22果7计算大、小齿轮的并加以比较。FSAY0015321FSAY265873001652FSA14大齿轮的数值大。（2）设计计算M2534MM332170165对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数M的大小主要取决与弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数249并就近进行圆整为标准值M25，按接触强度算得的分度圆直径D72286MM，算出小齿轮齿数1Z221D7653大齿轮齿数Z3362274。2这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面的接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构比较紧凑，避免浪费。3几何尺寸的计算1计算分度圆的直径DZM223577MM1DZM7435259MM22计算中心距A168MM217593计算齿轮宽度BD17777MM取B77MM，B80MM。21FSAY0015322FSA00165M2534MMZ221Z742D77M1MD2592MMA168MMB7723B77M2MB80M1M24计算与说明主要结果斜齿圆柱齿轮的设计结果如下小齿轮大齿轮齿数Z2274直径DMM772模数M2525中心距AMM18125齿宽BMM7572525计算与说明主要结果七、轴的设计低速轴的设计计算1求输出轴上的功率P3、转速N3和转矩T3由前面已经求出3N4762/MIR2求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为2D695M而3T2RTN7814956D6ATA2018TFN圆周力FT径向力FR及法向载荷N的方向如图所示。3初步确定轴的最小直径先近式（152）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取A0118,于是得33MIN01848627PDAM输出轴的最小直径显然是安装在联轴器处的直径，为了使所选的轴直径D与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TCAKAT3查表141，考虑到转矩变化小故取KA13,则TCAKAT313667819NMM10017285NMM按照计算转矩TCA应小于联轴器公称转矩，查标准GB501485，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000NMM半联轴器的孔径D155MM,故取D55MM,半联轴器长度L112MM,半联轴器与轴配合的毂孔长度L184MMFT4956NFR1804NDMIN4862MMTCA10017285NMMD5526计算与说明主要结果4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度详细DWG图纸三二1爸爸五四0六全套资料低拾10快起1）为了满足半联轴器的轴向定位要求轴段需制出一轴，故取段的直径D62MM左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D65MM半轴器与轴配合的毂孔长度L184MM,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比L1略短一些，现取L82MM2初步选择滚动轴承。因轴承仅受有径向力的作用，故选用深沟滚子球轴承。参照工作要求并根据D62MM,由轴承产品目录中初步选取0尺寸系列、标准精度级的深沟滚字球轴承6013,其尺寸为DDT6510018,故DD65MM而L18MM右端滚动轴承采用轴进行轴向定位。由手册上查得型轴承的定位轴肩高度H6MM,因此，取D77MM3取安装齿轮处的轴段的直径D70MM齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为77MM,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L73MM。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度H007D，故H6MM,则轴环处的直径D79MM轴环宽度B14H,取L12MM4轴承端盖的总宽度为20MM由减速器及轴承端盖的结构设计而定。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L30MM,故取L50MM。5）取齿轮距箱体内壁之距离A16MM,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离C20MM考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段一段距离S，取S8MM,已知滚动轴承宽度T18MM,大锥齿轮轮毂L50MM,则LTSA7773188164MM46MMD62M5DL82MD65D7ML18MMD0L70MMD9L12MM46L82MM27LLCASL（502016812）MM82MM至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位采用平键连接。按DM由表查得BH20MM12MM,键槽用键槽铣刀加工，长为63MM,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为67NH16MM10MM70MM,半联轴器与轴的配合为滚动轴承与轴的67KH周向定位是由于过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6计算与说明主要结果28（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表152，取轴端倒角为245,各轴肩处的国，圆角半径见图5求轴上圆角的结构图（图1526）做出轴的计算图（图1524）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取A值（参看图1523）。对于6013型深沟球轴承，由手册查得A9MM。因此作为简支梁的轴的支承距根据轴的计算。MML213547132简图做出轴的弯矩图和扭矩图（见附图）。从轴的结构图以及弯矩和扭据图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的处值列与下表MVH及，（参看图1524）。载荷水平面H垂直面V支反力FNFNN3041652，NFN1206021，弯矩MMH8MV37581总弯矩MN2493758512扭矩TT6136按弯矩合成应力校核的强度进行校核时，通常只校核上承受最大弯矩和扭据的截面（即危险截面C的强度）。根据式（155）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭据切应力为脉动循环变应力取06,轴的计算应力MPAWTM8137016892489532321CA前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得160MPA。因此所以只需要验证轴承2即可R120Y21PN5048HL31,RCN125RFN307R44计算与说明主要结果（3）计算当量动载荷只受径向力而不受轴向力，所以X1,Y0。查（1）第321页表136得，12PF轴承2的当量动载荷为213078PRPFFN（4）计算轴承寿命HL查（1）第318页表133，可得预期计算寿命20HL因为球轴承，所以。所以66321105858RHHCNPL所以轴承3012合格12PFX1Y02368PN5HL45计算与说明主要结果九、键的选择及计算1、高速圆锥齿轮轴的键联接的选择及计算（1）键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径查25,DM（1）第106页表61选用健，840GB/T1967其中，。BH87（2）键联接的强度校核由工作件查（1）第106页表62，静联接时许用挤压应力。P102MPA对于键84GB/T967535KHM8LLB12408PPPADLMPA故安全。2、中间轴系键联接的选择及计算（1）键联接的选择选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径轮廓长度，查（1）第106页35,DM40LM表61选用健，其中。104GB/T967BH8（2）键联接的强度校核静联接许用挤压应力值与高速圆锥齿轮轴的相同。5084KHM13LLB29673PPTMPADLK故安全。35KM2L81PMPA4KM30L867PMPA46计算与说明主要结果3、低速斜齿圆柱齿轮轴的键联接的选择及计算（1）键联接的选择选用圆头（A型）普通平键，由轴的直径查65,DM（1）第106页表61，选用健，183GB/T0917其中。BH81（2）键联接的强度校核静联接许用挤压应力值与高速圆锥齿轮轴的相同。055KM632LL27807185PPTMPADLPA故安全。十、密封及润滑一、齿轮的润滑采用浸油润滑，大的斜齿轮与大的圆锥齿轮有部分浸在油中，传动时能使其它齿轮得以润滑。二、滚动轴承的润滑轴承的润滑是通过在箱座上开设油沟，在齿轮传动时飞溅的油通过油沟流向轴承，确保轴承得以润滑。三、润滑油的选择考虑到该装置用于小型设备，选用LAN15润滑油。四、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25427ACM，（F）B709010ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。65D5