二级圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器.doc

设计说明书课 题： 二级圆锥-圆柱齿轮减速器 子课题: 同课题学生姓名: 专 业 机电一体化 学生姓名 黄友金 班 级 学 号 指导教师 完成日期 2009年3月 二级圆锥-圆柱齿轮减速器摘要 减速器是各类机械设备中广泛应用的传动装置。减速器设计的优劣直接影响机械设备的传动性能。 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。 减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。 与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：均匀载荷;中等冲击载荷;强冲击载荷。 本文主要二级圆锥-圆柱齿轮减速器的设计，设计中存在不足的请大家给予意见和建议。目 录摘要2一、设计任务书6 一、设计题目6 二、原始数据6 三、设计内容和要求6二、传动方案的拟定7三、电动机的选择7 1.选择电动机的类型7 2.选择电动机功率7 3.确定电动机转速8四、传动比的计算 1. 总传动比8 2. 分配传动比8五、传动装置运动、动力参数的计算1.各轴的转速82.各轴功率计83.各轴转矩9六、 传动件的设计计算一、高速级锥齿轮传动的设计计算91.选择材料、热处理方式和公差等级92.初步计算传动的主要尺寸93.确定传动尺寸104.校核齿根弯曲疲劳强度115.计算锥齿轮传动其他几何尺寸12二、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算1.选择材料、热处理方式和公差等级122.初步计算传动的主要尺寸133.确定传动尺寸154.校核齿根弯曲疲劳强度165.计算锥齿轮传动其他几何尺寸17七、齿轮上作用力的计算171.高速级齿轮传动的作用力172.低速级齿轮传动的作用力18八、减速器装配草图的设计19九、轴的设计计算19 一、高速轴的设计与计算19 1.已知条件19 2.选择轴的材料19 3.初算轴径19 4.结构设计20 5.键连接21 6.轴的受力分析22 7.校核轴的强度23 8.校核键连接的强度23二、中间轴的设计与计算24 1.已知条件24 2.选择轴的材料24 3.初算轴径24 4.结构设计24 5.键连接25 6.轴的受力分析25 7.校核轴的强度28 8.校核键连接的强度28三、低速轴的设计与计算29 1.已知条件29 2.选择轴的材料29 3.初算轴径29 4.结构设计30 5.键连接31 6.轴的受力分析31 7.校核轴的强度32 8.校核键连接的强度33十、润滑油的选择与计算33十一、装配图和零件图34参考文献35一、设计任务书一、设计题目：设计圆锥圆柱齿轮减速器设计铸工车间的型砂运输设备。该传送设备的传动系统由电动机减速器运输带组成。每日二班工作。 （图1）1电动机；2联轴器；3减速器；4鼓轮；5传送带二、原始数据：传送带拉力F(KN)传送带速度V(m/s)鼓轮直径D（mm）使用年限（年）60000.930010三、设计内容和要求：1. 编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面：（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；（3）传动零件的设计计算（如除了传动，蜗杆传动，带传动等）；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）装配图和零件图的设计；（9）校核；（10）轴承寿命校核；（11）设计小结；（12）参考文献；（13）致谢。2. 要求每个学生完成以下工作：（1）减速器装配图一张（0号或一号图纸）（2）零件工作图三张（输出轴及该轴上的大齿轮），图号自定，比例11。（3）设计计算说明书一份。二、传动方案的拟定运动简图如下：（图2）由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。减速器为展开式圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。联轴器2选用凸缘联轴器，8选用齿形联轴器。三、电动机的选择电动机的选择见表1计算项目计算及说明计算结果1.选择电动机的类型根据用途选用Y系列三相异步电动机 2.选择电动机功率 输送带功率为 Pw=Fv/1000=6000*0.9/1000 Kw=5.4Kw 查表2-1，取一对轴承效率轴承=0.99，锥齿轮传动效率锥齿轮=0.96，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联=0.99，得电动机到工作机间的总效率为总=4轴承锥齿轮齿轮2联=0.994*0.96*0.97*0.992=0.88 电动机所需工作效率为 P0= Pw/总=5.4/0.88 Kw=6.1Kw 根据表8-2选取电动机的额定工作功率为Ped=7.5KwPw=5.4Kw总=0.88 P0=6.1KwPed=7.5Kw 3.确定电动机转速输送带带轮的工作转速为 nw=(1000*60V)/d=1000*60*0.9/*300r/min=57.32r/min由表2-2可知锥齿轮传动传动比i锥=23，圆柱齿轮传动传动比i齿=36，则总传动比范围为 I总=i锥i齿=23*(36)=618电动机的转速范围为n0=nwI总57.32*(618)r/min=343.921031.76r/min 由表8-2知，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min和1000r/min，考虑到1000r/min接近其上限，所以本例选用750r/min的电动机，其满载转速为720r/min,其型号为Y160L-8nw=57.32r/minnm=720r/min四、传动比的计算及分配传动比的计算及分配见表2计算项目计算及说明计算结果1.总传动比i=nm/nw=720/57.32=12.56i=12.562.分配传动比高速级传动比为 i1=0.25i=0.25*12.56=3.14为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3，取i1=2.95低速级传动比为 i2=i/i1=12.56/2.95=4.26i1=2.95i2=4.26五、传动装置运动、动力参数的计算传动装置运动、动力参数的计算见表3计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速n0=720r/minn1=n0=720r/minn2=n1/i1=720/2.95r/min=244.07r/minn3=n2/i2=244.07/4.26r/min=57.29r/minnw=n3=57.29r/minn1=n0=720r/minn2=244.07r/minnw=n3=57.29r/min2.各轴功率p1=p0联=6.1*0.99kw=6.04kwP2=p11-2=p1轴承锥齿=3.28*0.99*0.96kw=5.74kwP3=p22-3=p2轴承直齿=5.74*0.99*0.97kw=5.51kwPw=p33-w=p3轴承联=5.51*0.99*0.99kw=5.4kwp1=6.04kwP2=5.74kwP3=5.51kwPw=5.4kw3.各轴转矩T0=9550p0/n0=9550*6.1/720Nmm=80.91NmmT1=9550p1/n1=9550*6.04/720Nmm=80.11NmmT2=9550p2/n2=9550*5.74/244.07Nmm=224.6NmmT3=9550p3/n3=9550*5.51/57.29Nmm=918.41NmmTw=9550pw/nw=9550*54/57.29Nmm=900.16NmmT0=80.91NmmT1=80.11NmmT2=224.6NmmT3=918.41NmmTw=900.16Nmm6、 传动件的设计计算 一、高速级锥齿轮传动的设计计算锥齿轮传动的设计计算见表4 计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等级 考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之间。选用8级精度。45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为d11) 小齿轮传递转矩为T1=801102) 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.33) 由表8-19，查得弹性系数ZE=189.84) 直齿轮，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.55) 齿数比=i=2.956) 取齿宽系数=0.37) 许用接触应力可用下式公式 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60*720*1*2*8*250*10=1.728*109N2=N1/i1=1.728*109/2.95=5.858*108由图8-5查得寿命系数ZN1=1，ZN2=1.05；由表8-20取安全系数SH=1，则有取 初算小齿轮的分度圆直径d1t,有 d1t=d1t100.96mm3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 由表8-1查得使用系数KA=1.0，齿宽中点分度圆直径为 Dm1t=d1t(1-0.5)=100.96*(1-0.5*0.3)mm=85.82mm故vm1=dm1tn1/60*100=*85.82*720/60*100m/s=3.23m/s由图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv=1.24，由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.13，则载荷系数K=KAKvK=1.0*1.24*1.13=1.4(2） 对d1t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正 ，即 d1=100.96=103.49mm（3） 确定齿数 选齿数Z1=23，Z2=uZ1=2.95*23=67.85，取Z2=68,则u=68/63=2.96,在允许范围内（4） 大端模数m ，查表8-23，取标准模数m=5mm（5） 大端分度圆直径为 d1=mZ1=5*23mm=115mm103.49 d2=mZ2=5*68mm=340mm(6) 锥齿距为 R=（7） 齿宽为 b=0.3*179.65mm=53.895mm取b=55mm d1=103.49mm Z1=23 Z2=68m=5mmd1=115mmd2=340mm R=179.65mmb=55mm4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 （1） K、b、m和同前（2） 圆周力为 Ft=（3） 齿形系数YF和应力修正系数YS 即当量齿数为 由图8-8查得YF1=2.65,YF2=2.13，由图8-9查得YS1=1.58，YS2=1.88（4） 许用弯曲应力 由图8-11查得寿命系数YN1=YN2=1,由表8-20查得安全系数SF=1.25，故 满满足齿根弯曲强度5.计算锥齿轮传动其他几何尺寸ha=m=5mmhf=1.2m=1.2*5mm=6mmC=0.2m=0.2*5mm=1mmda1=d1+2mcos=115+2*5*0.9474mm=124.474mmda2=d2+2mcos=340+2*5*0.3201mm=343.201mmdf1=d1-2.4mcos=115-2.4*5*0.9474mm=103.631mmdf2=d2-2.4mcos=340-2.4*5*0.3201mm=336.159mmha=5mmhf=6mmC=1mda1=124.474mmda2=343.201mmdf1=103.631mmdf2=336.159mm 二、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 斜齿圆柱齿轮的设计计算见表5计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等 大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之间。选用8级精度。45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为1) 小齿轮传递转矩为T3=2246002) 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.43) 由表8-19，查得弹性系数ZE=189.84) 初选螺旋角，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.465) 齿数比=i=4.266) 查表8-18，取齿宽系数=1.17) 初选Z3=23，则Z4=uZ3=4.28*23=97.98，取Z4=98，则端面重合度为 = =1.67轴向重合度为由图8-13查得重合度系数8） 由图11-2查得螺旋角系数Z=0.999） 许用接触应力可用下式计算 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3=60n2aLh=60*244.07*1*2*8*250*10=5.86*109N4=N3/i2=5.86*109/4.26=1.38*108由图8-5查得寿命系数ZN3=1.05，ZN4=1.13；由表8-20取安全系数SH=1.0，则有 取初算小齿轮的分度圆直径d3t，得 =77.553mmZ3=23Z4=98d3t77.553mm3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.0因=0.99m/s，由图8-6查得动载荷系数Kv=1.1，由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11，由表8-22查得齿向载荷分配系数K=1.2，则载荷系数为 K=KAKvKK=1.0*1.1*1.11*1.2=1.45（2） 对d3t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d3t进行修正，即 =78.465mm(3) 确定模数mn mn=按表8-23，取mn=4mm（4） 计算传动尺寸 中心距为 =247.4mm取整，螺旋角为 因值与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正 由图9-2查得节点区域系数ZH=2.43，端面重合度为 = =1.65轴向重合度为由图8-3查得重合度系数，由图11-2查得螺旋角系数Z=0.984 =77.845mm因=0.99m/s，由 图8-6查得动载荷系数Kv=1.1，载荷系数K值不变 mn=按表8-23，取mn=4mm，则中心距为 螺旋角为修正完毕，故 b4=105mm b3=110mm K=1.45d3t77.845mmmn=4mma=250mmd3=95.041mmd4=404.959mmb4=105mmb3=110mm4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 1） K、T3、mn和d3同前2） 齿宽b=b3=105mm3） 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 由图8-8查得YFS=2.61，YF4=2.23；由图8-9查得YS3=1.59，YS4=1.814） 由图8-1查得重合度系数5） 由图11-23查得螺旋角系数6） 许用弯曲应力为 由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力由图8-11查得寿命系数YN3=YN4=1，由表8-20查得安全系数SF=1.25，故=42.66Mpa23.98+23.98*（0.030.05）mm=24.725.2mmdmin=23.98mm4. 结构设计 （1） 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计（2） 联轴器与轴段1 轴段1 上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取载荷系数KA=1.5，计算转矩为 Tc=KAT1=1.5*80110Nmm=120165Nmm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX2型联轴器符合要求：公称转矩为560Nmm，许用转速6300r/min，轴孔范围为2035mm。考虑到d125.2mm，取联轴器孔直径为28mm，轴孔长度L联=62mm，Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX2 28*62GB/T50142003，相应的轴段 的直径d1=28mm。其长度略小于孔宽度，取L1=60mm(3) 轴承与轴段和的设计 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*30mm=2.13mm。轴段的轴径d2=d1+2*(2.13）mm=34.136mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表8-27初选毡圈35JB/ZQ46061997，则d2=35mm，轴承段直径为40mm，经过计算，这样选取的轴径过大，且轴承寿命过长，故此处改用轴套定位，轴套内径为28mm，外径既要满足密封要求，又要满足轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承30207，由表9-9得轴承内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm，T=18.25mm，内圈定位直径da=42mm，外径定位Da=65mm，轴上力作用点与外圈大端