机械设计课程设计-圆锥齿轮二级减速器.docx

哈尔滨工程大学机械设计课程设计机械设计课程设计计算说明书设计题目：二级锥齿轮减速器机械设计制造及其自动化 设计者：指导老师：2015年12月27日哈尔滨工程大学目录设计任务31.电动机的选择41.1电机类型41.2电机功率选择41.3电动机转速的选择52.减速器传动比及动力参数的选择62.1分配传动比62.2计算各传动轴转速62.3计算各传动轴输入功率62.4计算各传动轴输入转矩73.减速器内部齿轮组的设计83.1高速轴锥齿轮设计83.1.1选材及热处理方案83.1.2锥齿轮设计计算83.1.3锥齿轮的齿根弯曲疲劳强度校核103.2低速级圆柱斜齿轮设计133.2.1选材与热处理方案133.2.2圆柱斜齿轮的设计计算133.2.3圆柱斜齿轮齿根弯曲疲劳强度校核164轴系的设计194.1确定各轴最小轴径194.1.1输入轴最小轴径计算194.1.2输出轴最小轴径计算204.1.3中间轴最小轴径计算204.2轴系装配草图设计214.2.1各轴相互关系确定214.2.3轴承的选择214.2.3输入轴系设计224.2.4中间轴系设计224.2.5输出轴系设计235轴系的校核245.1输入轴系的校核245.1.1输入轴受力分析245.1.2轴承寿命计算255.1.3轴强度校核265.1.4键强度校核285.2中间轴的设计295.2.1中间轴受力分析295.2.2轴承寿命计算315.2.3轴强度校核325.2.4键强度校核335.3输出轴系校核345.3.1输出轴受力分析345.3.2轴承寿命计算355.3.3轴强度校核365.3.4键强度校核376箱体及附件的设计386.1箱体部分重要尺寸说明386.2润滑密封的选择386.3箱体附件说明38设计小结39书目40设计任务题目：设计输送机驱动装置的减速器，其原始条件如下。1-电动机；2-弹性联轴器；3-圆锥圆柱齿轮减速器；4可移式联轴器；5-螺旋输送机要求：1、螺旋轴的转矩为320nm，螺旋轴转速为130m/s 2、输送物料种类为聚乙烯树脂 3、工作班制年限为三班制；每班工作8小时，五年，螺旋轴效率为0.92 4、工作环境为室内。分析：以上为方案图。计算项目及内容主要结果1.电动机的选择1.1电机类型作螺旋输送机原动机，三班制每班8小时，可选y系列三相异步电动机。1.2电机功率选择电机的额定功率pe应等于或大于所需电机工作功率pd即:pepdpd=pw（式1-1）其中pw为工作机输出功率，为从电动机到工作机输出效率。pw=wn.2100060（式1-2）其中 w为螺旋轴转矩这里取320n.m，n为螺旋轴的转速这里取 130r/min.则pw=32013021000604.36kw（式1-3）其中为螺旋输送机效率，取0.92其中为可移式联轴器效率查表2-3（机械设计课程设计）取0.98其中为球轴承效率查表2-3（机械设计课程设计）取0.99其中为7级精度圆柱齿轮传动效率查表2-3（机械设计课程设计）取0.98其中为7级精度圆柱齿轮传动效率查表2-3（机械设计课程设计）取0.98=4.36kw计算项目及内容主要结果其中为弹性联轴器效率查表2-3（机械设计课程设计）取0.992则pd=pw=4.360.825.32kw1.3电动机转速的选择i=ndnw（式1-4）其中nd为电动机满载转速nw为输送机转速，这里取130r/mini为减速器总传动比查表2-2（机械设计课程设计）得圆锥-圆柱齿轮减速器i可取815则nd=（8-15）nw=10401950r/min综合考虑电动机各种参数根据表14-5（机械设计课程设计）选定电动机型号为y132s-4具体参数如下表表1-1 电机参数表型号额定功率pe满载时额定转矩/nm质量/kg转速nd电流效率功率因素y132s-45.5144011.685.50.842.268pd=5.32kwy132s-4计算项目及内容主要结果2.减速器传动比及动力参数的选择2.1分配传动比由式1-4得实际减速器总传动比为i=ndnw=1440130=11.08有i=ii（式2-1）由i0.25ii3=i0.2511.082.77i3取i=11.082.77=4故取i=2.77，i=42.2计算各传动轴转速输入轴n=nd=1440中间轴n=ni=14402.77=520输出轴n=ni=5204=1302.3计算各传动轴输入功率输入轴p=pd6=5.320.992=5.28kw中间轴p=p35=5.280.990.97=5.07kw输出轴p=p34=5.070.990.98=4.92kw螺旋轴p螺=p321=4.920.990.980.92=4.39kwi=11.08i=2.77i=4n=1440n=520n=130p=5.28kwp=5.07kwp=4.92kwp螺=4.39kw计算项目及内容主要结果2.4计算各传动轴输入转矩由功率与转矩的关系p=2nt60（式2-2）可得t=9.55106pn注意这里t的单位为 nmm电动机输出转矩td=9.551065.321440=35281.9nmm输入轴t=td6=35281.90.992=34999.7nmm中间轴t=t35i=93100.3nmm输出轴t=t34i=361303.6nmm螺旋轴t螺=t312=322493.8nmm经过以上计算获得各传动轴的动力参数如下表表2-1轴名功率p/kw转矩t/ nmm转速n/r/min电机轴5.3235281.91440输入轴5.2834999.71440中间轴5.0793100.3520输出轴4.92361303.6130螺旋轴4.39322493.8130注：以上表各量为轴的输入参数td=35281.9t=34999.7t=93100.3t=361303.6t螺=322493.8计算项目及内容主要结果3.减速器内部齿轮组的设计3.1高速轴锥齿轮设计3.1.1选材及热处理方案兼顾技术要求和经济性两方面，大齿轮和小齿轮均采用45#钢，锻造毛坯，初定为7级精度。由于此减速器采用闭式软齿面传动故为防止小齿轮过早地被磨损采用小齿轮调质处理（hbs230250）大齿轮正火处理（hbs190210）3.1.2锥齿轮设计计算由选材和工作条件可知，本级锥齿轮的主要失效形式为接触点蚀，故采用接触疲劳强度计算，已知经验计算公式如下（机械设计）d134ktru1-0.5r2(zezhh)2（式3-1）其中：d1表示小齿轮直径 mm k表示载荷系数具体为k=kakvkk（式3-2） t表示小齿轮传递的转矩nmmr表示齿宽系数u 表示齿数比ze表示节点区域系数，zh表示弹性系数h表示许用接触应力（a）、下面通过计算查表确定上述公式中各参数值 1、k初选为1.5 即kt=1.5 2、t=t3=34999.70.99=34649.7nmmt可由表2-1获得，3为高速轴上轴承的传递效率 3、r初选为0.3 4、u表示齿数比在这里选择锥齿轮z1=21，z2=58，u=z2z1=2.76计算=2.76-2.772.77100%=-0.36%合理计算项目及内容主要结果 5、ze节点区域系数查表7-6（机械设计）取189.9，zh弹性系数这里取2.5 6、h的值应该取h1、 h2中较小的一个。由经验公式h=hlimznsh （式3-3）其中：1、sh 为接触疲劳强度系数一般取sh =12、hlim实验齿轮的齿面接触疲劳极限按图7-18（机械设计）查取hlim1=580，hlim2=550 3、zn接触疲劳寿命按图7-19（机械设计）查取其中n值按n=60njlh计算如下小齿轮应力循环次数：n1=60n1j1lh1=6014401525024=2.59109大齿轮应力循环次数：n2=60n2j2lh2=6014402.761525024=9.40108则查取：zn1=0.98，zn2=1.0则计算的：h1=hlim1zn1sh =5800.981=568.4h2=hlim2zn2sh =5501.01=550由于h1h2取h=h2=550（b）、下面计算d1td1t34kttru1-0.5r2zezhh2=341.534661-0.50.322.5189.85502=63.7mm（1）、圆周速度v=dm1n1601000其中dm1=d11-0.5r=54.4d1为上面所求的d1t现求得vm=4.1m/s现重新确定k值对d1t修正根据工作机工作环境，原动机为电动机，工作机输送聚乙烯树脂载荷均匀平稳。查表7-2（机械设计）故取ka=1根据v按图7-7（机械设计）查得kv=1.2查表7-3（机械设计）k=1按图7-8（机械设计）查得k=1.15故k=kakvkk=11.211.15=1.38h1=568.4h2=550d1t63.7mmk=1.38计算项目及内容主要结果按k值对d1t进行修正，d1=d1t3kkt=63.731.381.5=62.0（2）、确定模数m=d1z1=62.021=2.95这里取m为3.5，这里的模数为大端模数（3）、相关几何尺寸计算d1=mz1=73.5d2=mz2=203锥距r=12d12+d22=108齿宽b=rr=32.4取b=33mm3.1.3锥齿轮的齿根弯曲疲劳强度校核本减速器采用的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式为齿面点蚀，在按齿面接触疲劳强度设计后，按照齿根弯曲疲劳强度校核。已知经验公式如下（机械设计）f=kftbm(1-0.5r)yfysf（式3-2）其中： k表示载荷系数ft表示啮合处齿轮所受圆周力b表示工作齿宽m表示大端模数r表示齿宽系数yf表示齿形系数，ys表示应力校正系数f表示许用弯曲应力（a）、下面通过查表与计算来确定以上各系数1、k根据以上计算可选为1.368 2、ft可由ft=2t1d1计算得来ft=2t1dm1=234649.773.5（1-0.50.3）=1109.2其中dm1表示齿宽中点处的分度圆直径 3、可以计算b=rr=32.4 4、m以上确定为3.5 5、r=0.3 6、yf、ys需按当量齿数来计算根据机械原理有公式zv1=z1cos1，tan1=1ud1=62.0m=3.5d1=mz1=73.5d2=mz2=203r=108b=33mm计算项目及内容主要结果这里u=z2z1=5821取u值为2.7619此时1=195413.5zv1=z1cos1=21cos195413.5=22.3同样zv2=z2cos2，tan2=u此时2=70546.5zv2=z2cos2=58cos70546.5=170.4查表7-4（机械设计）得yf1=2.71 ys1=1.571yf2=2.13 ys2=1.85 7、f按f=flimynsf计算其中：1、 sf为弯曲疲劳强度安全系数一般取sf=1.252、 flim为实验齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限按图7-16（机械设计）查得flim1=550mpa,flim2=450mpa 3、yn为弯曲疲劳寿命系数，按图7-17（机械设计）查取其中n值按n=60njlh（n为转速、j为齿轮转过一圈，同一齿面啮合的齿数、lh为齿轮的工作寿命）计算如下小齿轮应力循环次数：n1=60n1j1lh1=6014401525024=2.59109大齿轮应力循环次数：n2=60n2j2lh2=6014402.761525024=9.40108则查取：yn1=0.89，yn2=0.9则计算的：f1=flim1yn1sh =5500.891=391.6f2=flim2yn2sh =4500.91=324（b）、校核计算 f1=kftbm(1-0.5r)yf1ys1=1.381（1-0.50.3）2.711.57168f1 f2=kftbm(1-0.5r)yf2ys2=1.381（1-0.50.3）2.131.8563f2由以上计算可知所设计的齿轮满足要求f1=391.6f2=324f168f263计算项目及内容主要结果表3-1高速级齿轮参数参数小齿轮大齿轮齿数z2158大端模数m(mm)3.5齿宽中点模数mm(mm)mm=1-0.5r2.975小端模数ml(mm)ml=(1-r)2.450分度圆直径d(mm)73.5203锥距r(mm)r=12d12+d22107.948锥角195413.570546.5齿宽b33当量齿数zv122.334170.383齿顶圆直径dada=d+2ha*mcos80.082205.383齿根圆直径dfdf=d-2(ha*+c*)mcos65.602200.140齿宽中点分度圆直径dmdm=d(1-0.5r)62.475175.550齿宽中点齿顶圆直径dmadma=dm+2ha*mmcos68.07174.58齿宽中点齿根圆直径dmfdmf=dm+2(ha*+c*)mmcos55.76170.12小端分度圆直径dldl=d(1-r)51.450142.100小端齿顶圆直径dladla=dl+2ha*mlcos56.057143.768小端齿根圆直径dlfdlf=dl-2(ha*+c*)mlcos45.921140.098齿数比u2.7619齿顶角atana=har15122.7齿根角a tanf=hfr21337.37顶锥角a+a214535.6771578.67根锥角f+a174036.1367529.13注：1、本锥齿轮采用正常收缩齿，ha*=1，c*=0.2 2、顶锥角和根锥角所用到的ha=mha*=3.5,hf=mha*+c*=4.2 3、本表计算齿宽中点和小端参数时采用的r=0.3即取b=32.4位计算值计算项目及内容主要结果3.2低速级圆柱斜齿轮设计3.2.1选材与热处理方案考虑到经济性的因素，低速级斜齿轮选用与锥齿轮一样的材料及热处理方案，同样选为7级精度。3.2.2圆柱斜齿轮的设计计算由减速器的工作条件及选材可知本级斜齿轮的主要失效形式为疲劳点蚀故使用齿面接触疲劳强度设计计算。已知经验公式如下（机械设计）d132ktdu+1u(zezhh)2（式3-3）其中： k表示载荷系数 t表示小齿轮传递的扭矩d表示齿宽系数表示端面重合度u表示齿数比zh表示节点区域系数，ze为弹性系数h表示许用接触应力（a）、下面通过计算和查表来确定上述参数 1、初选载荷系数kt=1.5 2、t为中间轴的输出转矩t=t3=93100.30.99=92169.3nmm 3、初选d为1.0 4、可由端面重合度计算公式计算（机械原理）=12z1tanat1-tant+z2tanat2-tant其中at1和at2分别为小齿轮和大齿轮齿顶圆端面压力角。可由公式cosat=dbda=dcostda=zcostz+2h*和tann=tanat2cos计算。得t=203342.14at1=282443.02at2=225251.93计算项目及内容主要结果得1=12z1tanat1-tant=0.822=12z2tanat2-tant=0.92=1+2=1.74 5、u齿数比，这里小齿轮齿数选择为31，大齿轮为123，故u=12331=3.97 6、zh表示节点区域系数zh=2cosbcost2tant这里取t=t; tant=tanncos;tanb=tancostzh=2.43 7、ze节点区域系数查表7-6（机械设计）取189.9 8、h的值应该取h1、 h2中较小的一个。由经验公式h=hlimznsh （式3-3）其中：1、sh 为接触疲劳强度系数一般取sh =12、hlim实验齿轮的齿面接触疲劳极限按图7-18（机械设计）查取hlim1=580，hlim2=550 3、zn接触疲劳寿命按图7-19（机械设计）查取其中n值按n=60njlh（n为转速、j为齿轮转过一圈，同一齿面啮合的齿数、lh为齿轮的工作寿命）计算如下小齿轮应力循环次数：n1=60n1j1lh1=6014402.761525024=9.40108大齿轮应力循环次数：n2=60n2j2lh2=6014402.763.971525024=2.37108则查取：zn1=1.0，zn2=1.08则计算的：h1=hlim1zn1sh =58011=580h2=hlim2zn2sh =5501.081=594由于h1h2取h=h1=580（b）、计算d1th1=580h2=594计算项目及内容主要结果d1t32ktdu+1uzezhh2=321.592619.311.743.97+13.972.43189.85802=50.1（1）、圆周速度v=d1tn601000=1.37m/s下面可以根据圆周速度校核载荷系数k同理ka=1根据v按图7-7（机械设计）查得kv=1.04假设kaftb100n/mm查表7-3（机械设计）k=1.4按图7-8（机械设计）查得k=1.01（由于齿轮精度等级为7级，故根据经验k降低5%10%使用）故k=kakvkk=11.041.41.01=1.47由于修正值与初选值相差不大故无需对d1t进行修正（2）、确定模数mn=d1cosz1=50.1cos1431=1.57取mn=2mm（3）、确定中心距并修正a=mn(z1+z2)2cos=2(31+123)2cos14=158.7圆整为5的倍数取a=160此时需调整为154497，并且需要修正和zh。下面来修正和zh 修正根据上面提到的重合度计算公式重新计算t=204230.96at1=28314.72at2=2310.1进而求得1=12z1tanat1-tant0.822=12z2tanat2-tant0.92=1+2=1.74 修正zh根据上面提到的计算公式重新计算得到zh=2.42由于和zh修正得到的值与原值相差不大，故无需对d1t进行修正。d1t50.1mn=2mm计算项目及内容主要结果（4）、确定其他参数端面模数mt=mncos=2.078分度圆直径d1=z1mt=64.418分度圆直径d2=z2mt=255.582b=dd1=64.418，取小齿轮齿宽为70，大齿轮齿宽为65,。（5）、根据以上计算ft=2td1=2tz1mt=292169.3312.078=2861.6则kaftb=12861.664.418=44.4100符合之间假设3.2.3圆柱斜齿轮齿根弯曲疲劳强度校核本减速器采用的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式为齿面点蚀，在按齿面接触疲劳强度设计后，按照齿根弯曲疲劳强度校核。已知经验公式如下（机械设计）f=kftbmnyfysyf（式3-3）其中： k表示载荷系数ft表示啮合点所受的圆周力mn表示斜齿轮法面模数表示端面重合度yfysy分别为齿形系数、应力校正系数和螺旋角系数f表示许用弯曲应力（a）、下面通过计算和查表来确定以上各参数值。 1、根据以上计算值取k为1.47 2、ft=2td1=2tz1mt=292169.3312.078=2861.6 3、mn=2 4、由上面计算的1.74 5、yfys按当量齿数查表7-4（机械设计）其中当量齿数zv1=z1cos335zv2=z2cos3138查得yf1=2.45，ys1=1.65yf2=2.16，ys1=1.81 6、y螺旋角系数，按的值按图7-14（机械设计）查取=bcosmn=2.78查表得y=0.75mt=2.078d1=z1mt=64.418d2=z2mt=255.582计算项目及内容主要结果7、f=flimynsf其中：1、sf为弯曲疲劳强度安全系数一般取sf=1.252、flim为实验齿轮的齿根弯曲疲劳强度极限按图7-16（机械设计）查得flim1=550mpa,flim2=450mpa 3、yn为弯曲疲劳寿命系数，按图7-17（机械设计）查取其中n值按n=60njlh（n为转速、j为齿轮转过一圈，同一齿面啮合的齿数、lh为齿轮的工作寿命）计算如下小齿轮应力循环次数：n1=60n1j1lh1=6014402.761525024=9.40108大齿轮应力循环次数：n2=60n2j2lh2=6014402.763.971525024=2.37108则查取：yn1=0.9，yn2=0.93则计算的：f1=flim1yn1sh =5500.91=396f2=flim2yn2sh =4500.931=334.8（b）、下面进行校核计算f1=kftbmnyf1ys1y1=1.472861.67021.742.451.650.75=52.4f1f2=kftbmnyf2ys2y2=1.472861.66521.742.611.810.75=61.1e（这里的fr是指合力fr）故x=0.56，y=2.10pa=xfr+yf轴a=602pb=1760故取p=pb=1760n（2）、寿命校核fah=-560fbh=1680fav=-143fbv=576计算项目及内容主要结果有经验公式lh=10660n(fpcftp)其中：n为轴承转速fp为载荷系数，由于输送机载荷较为平稳取fp=1.1ft为温度系数，由于输送机运转在常温下故取ft=1.0为寿命指数，对于球轴承取=3lh=10660n(fpcftp)=106601440(1.12550011760)3=4.7104h本减速器工作时限为5年，三班制每班8小时。由于工作期限比较短故可以不用设置检修期。lh额=524250=3104h显然此轴承满足要求。5.1.3轴强度校核表5-2水平面受力（以ft1方向为正）（单位n）力fahfbhft1值（n）560-16801120表5-3垂直面受力（以fr1方向为正）（单位n或nmm）力/力矩favfbvfr1wa值143-5263834361根据以上受力，分别按水平面和垂直面画出弯矩图，然后计算合成弯矩，公式为m=mh2+mv2，画出合成弯矩图，然后做出扭矩图，根据第三强度理论可以求出危险截面的当量应力e，其强度条件为e=b2+42b由于转轴的弯曲应力b为对称循环，而扭转剪应力的循环特性经常与b不同，考虑b与的循环特性的不同带来的影响、引入折合系数，则e=b2+42=mw2+4twt2=m2+（t）2w=mew-b（式5-1）其中：w表示抗弯截面模量。根据材料力学的知识如果截面为实心截面则w0.1d3，如果截面含有一个键槽则w=d332-bt(d-t)22d，如果含有两个键槽则w=d332-bt(d-t)2dlh=4.7104h计算项目及内容主要结果其中d为轴径，b为键槽宽，t为轴上键槽深。根据经验取0.6。下面画出弯扭距图图5-4根据以上分析，最危险截面在轴承处即d=35mm。则:w=0.1d3=4.310-6mmax=mh12+mv1252nme=m2+（t）2w=m2+（t）2w=522+（0.64.4）24.310-6=12mpa所选材料为45号钢查表其-1b=60mpa，故可知轴满足设计条件。e=12mpa计算项目及内容主要结果5.1.4键强度校核输入轴系上采用的是a型平键。假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为：p=2t103kldp（式5-2）其中： t表示传递的转矩k表示键与轮毂键槽的接触高度，取k=0.5h，h为键的高度。l表示键的工作长度，圆头平键取l=l-b。d表示轴径。p为键轮毂轴三者中最弱材料的许用挤压应力，可通过查表取得。（1）、联轴器处键强度计算联轴器键为a型平键型号为6670这里的轴径为d=20mm，k=0.5h=3mm，l=l-b=64t为输入转矩由表2-1取t=35.3nm这里的p取110mpa（机械设计）由以上参数p=2t103kld=235281.910336420=18.4p满足设计要求。（2）、锥齿轮处键强度计算锥齿轮键为a型平键型号为8722这里的轴径为d=30mm，k=0.5h=3.5mm，l=l-b=14t为输入转矩由表2-1取t=35.3nm这里的p取110mpa（机械设计）由以上参数p=2t103kld=235.31033.51430=48.03e（这里的fr是指合