毕设论文-圆锥—圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计计算说明书设计题目圆锥圆柱齿轮减速器机电工程学院专业20130716班设计者指导教师2015年12月日哈尔滨工程大学附录一、电动机的选择1二、传动比的计算2三、齿轮的校核5四、轴的初步设计16五、轴的强度校核22六、轴承的校核与计算28七、键的校核29八、减速器箱体结构的设计30九、润滑密封设计32十、设计心得36参考文献35计算项目及内容主要结果一、电动机的选择工作环境室内输送物料种类聚乙烯树脂螺旋轴转矩320N/M螺旋轴转速110R/MIN工作班制年限三班制；每班工作8小时，五年，螺旋输送机效率为092。1选择电动机的类型根据上述的工作要求及工作条件确定选用Y系列封闭式三相异步电动机。2选择电动机功率工作机的有效功率为WP36620199595TNKW369WPKW081543DK80165/MINDNR查机械设计课程设计中表23,取弹性联轴器，可移式联109轴器，一对轴承效率，锥齿轮传动效率,斜20930947齿圆柱齿轮,螺旋机。得到电动机到工作间的总效率572为412360815电动机所需功率为。394WDPKW3确定电动机的转速根据机械设计课程设计中表22，得，815I；10/MINWNR。81650/INDIR符合这一范围的同步转速为1000R/MIN、1500R/MIN两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500R/MIN的电动机。150/MINMNREPKW计算项目及内容主要结果根据电动机类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y132S4。其主要性能如下表二、传动比的分配及计算满载时型号额定功率PE/KW转速ND/R/MIN电流A（380V）效率/功率因素额定转/（NM）质量/KGY132S4551440116855084T2268KG1计算传动装置的总传动比，并分配传动比总传动比，分配传动比，为保证14039DWNI12II大圆锥齿轮尺寸不致过大，便于加工，取圆锥齿轮传动的传动比，最终确定，所以，1025II1327I1I13I。21436I1309I246I计算项目及内容主要结果2计算传动装置各轴的运动和动力参数1各轴的转速1轴N1ND1440R/MIN；2轴；1408/MI3RI4/MINDNR8/IR3轴；24801/MIN36NRI4轴（输出轴）。4/I2各轴的输入功率1轴；1530948DPKW2轴；47313轴；235K4轴（输出轴）。432409406PKW3各轴的输入转矩电动机的输出转矩为6653951127DDPTNMN1轴6612489500297PTNMN2轴6623195503轴66349510098PTNMN4轴664951352167310/MINNR418PKW243K406P327DTNM192850391TNM45267计算项目及内容主要结果各轴运动参数和动力参数汇总表轴名功率P/KW转矩T/NM转速N/R/MIN效率电机轴453300427144011轴44829711114400992轴4318575104800993轴414359100811010994轴（输出轴）406352161711011计算项目及内容主要结果3、各级齿轮的设计及其校核（1）低速级斜齿齿轮传动的设计及校核1选择材料、热处理方式、精度等级及齿数查表，选择软齿面渐开线斜齿圆柱齿轮，选择小齿轮材料40CR，调123Z20质处理，硬度241286HBS；大齿轮材料ZG35CRMO，调质处理，硬度190240HBS，精度8级。取，为1213,4362108ZIZ了防止轮齿的磨损集中于某几个齿上，而造成齿轮过早报废，Z1与Z2一般互为质数，故取Z2101。2齿面接触强度设计2131EHDKTUM1确定各参数数值初选螺旋角，载荷系数KT15；4O查机械设计书的表75，得弹性系数；1289EZMPA查机械设计书的图712，得节点区域系数4H查机械设计书的图715，得；120765135小齿轮应力循环次数N160N1JLH603381243655126108；大齿轮应力循环次数N260N2JLH60849124365528108；查机械设计书的图718，得接触疲劳强度极限；LIM10HMPA；LIM2560HMPA查机械设计书的图719，得接触疲劳寿命系数允许局部点蚀）；1298,1NNZ取安全系数，由机械设计的式（718）得许用接触应力HS计算项目及内容主要结果LIM110974HNMPASLI225616HH1确定传动尺寸1784HMPA2615TDM初算小齿轮分度圆直径1TD22312358710941894661EHTDKTZUM其中，因为设计传动件时应按轴的输出功率计算。2T小齿轮的圆周速度，查机械2514802/606DNVMS设计书的图77，得KV111，查表72得KA125，查图78得齿向载荷分布系数，因1811,DTTBFD，故查表取257092/0/ATKFNMB。14故载荷系数；1581423AVK按K值对修正，即1TD。3312097551TTM2097K15DM计算项目及内容主要结果2确定模数COSCOS203NMZ取MN25MM。3确定螺旋角和中心距MN25MMA160MM中心距125231059742COSCOS4NMAZM圆整取A160MM；121SS124260NZA“此时，22043939,5II传动比误差在允许范围之内。4因确定大小齿轮的分度圆直径及齿宽小齿轮分度圆直径；1159260COSNMZD大齿轮分度圆直径；22N，取15960BDM1260,5BM142“159DM计算项目及内容主要结果3齿根弯曲疲劳强度校核TFFSFNKYMPAB1确定各参数由机械设计表74按查取齿23318,1056COSVVZMN25MM260形系数与应力校正系数为；1122263,5819,785FSFSYY由纵向重合度查机械设计图714得螺SIN5SI9BM旋角系数；089Y前面已算得N160N1JLH126108，N2289108，查机械设计图717得弯曲疲劳寿命系数；09,3Y由机械设计图716得弯曲疲劳强度极限；取安全系数；LIM1LIM260,46FFMPAPA125FS易求得许用弯曲应力LIM11609430,FNYMPAS；LIM2246093425FNYPAS易求得圆周力,计算齿根弯曲疲劳强度218TTND1109765123580913TFFSNKYMPABM1225FFSMPA2609DM计算项目及内容主要结果因，所以弯曲强度足够。122,FF2验算，说明257/ATKTMNBD取值无误，合适。14320FMPA2F3计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数258064COS14NTMM“齿顶高ANH齿根高0253125FC全齿高316AFMM顶隙025NC齿顶圆直径19205420AADH266AM齿根圆直径1531FF2209297FFDH103FMPA295F1122F满足齿根弯曲疲劳强度258064TMAH31F562计算项目及内容主要结果低速级圆柱斜齿轮主要参数表参数名小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数Z23101中心距A160MM齿宽B60MM55MM法面模数MN25MM分度圆直径59260MM260229MM端面模数MT258064MM齿顶圆直径664260MM265229MM压力角20ON6CM40AD13F齿根圆直径53010MM25397MM螺旋角142“（1）高速级锥齿轮传动的设计及校核1选择材料、热处理方式、精度等级及齿数查表，选择软齿面渐开线圆锥齿轮，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，精度8级。取，为了防止轮齿的34132,6ZIZ磨损集中于某几个齿上，而造成齿轮过早报废，Z3与Z4一般互为质数。2按齿面接触强度设计21105THEHRKFUZMPABD23124EHRRTZDMU1确定各参数值1初选齿宽系数，查机械设计表75,取；03R25397FDM34216Z计算项目及内容主要结果2初选载荷系数；14TK3计算应力循环次数9316005780HNNJL4224由于是标准锥齿轮传动，取节点区域系数,查机械设5H计表76,取弹性系数；1289EZMPA5查机械设计图718，取齿轮接触疲劳极限；LIM3LIM480,560HHMPA6查机械设计图719，取允许局部点34092,8NNZ蚀）；7取接触疲劳强度安全系数,易求许用接触应力1HSLIM338092736HNZMPASLI445481H取较小者458MPA2）确定传动尺寸1初算小锥齿轮分度圆直径2132423205497895352EHTRRKTZDMUM937810N426376HMPA458计算项目及内容主要结果其中，因为设计传动件时应按轴的输出功率计算。1T，按照机械设计表1/606NDVRMS78齿轮传动的精度选择，431M/S大于4M/S，故预选齿轮为7级精度35724TDM满足要求。2查机械设计图77，取动载荷系数；15VK3查机械设计表72,取使用系数；2A4因，3105387MRDM23017RDBUM，查机械设计图78A，取齿向载荷分配系数36B；15K5因直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数；1K6故载荷系数；125563AVK7按K值对修正，3TD3743201TTDM3）确定模数，取标准模数，则大端分度圆直径362091DMZM，43,63189DZ431/VS3620DM346189DM计算项目及内容主要结果锥距，锥角，2912D34ARCTN865“。44ARCTN7“4）确定齿宽8265“70BM，圆整取,故齿宽0396128RBM30BM，从而得。34M3019R5）验算传动比，故传动比在误差允许范围内。1163,52II3按齿根弯曲强度校核1查机械设计表74，因，3421,192COSCOSVVZZZZ故取齿形系数和应力校正系数为,3375,6FSY；4421,865FSY2查机械设计图717，取弯曲疲劳系数；3408,90NNY3取安全系数；2F4查机械设计图716得弯曲疲劳强度极限；LIM3LIM460,60FFMPAPA5）易求得许用弯曲应力LI3360842,15FNYMPASLIM44609125FNYPAS031R116320II342,FMPA1计算项目及内容主要结果6）查表，取使用系数；12AK因，故取动载荷系数；因直齿锥47/0NDVRS6VK齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数；因，取齿向载0MBD87K荷分配系数；故载荷系数16K；2516827AV7）易算得齿宽中点分度圆直径，33SIN51MBDM，当量齿轮模数44SIN02MBD09612R，15VZ圆周力；12093TMTFND8）验算齿根弯曲疲劳强度331284105TFFSRKYMPAB344165038756FFSPA因，所以弯曲强度足够。3434,F9）验算，说明取值无误，合适。132580/10/ATMKFTNMBDK10）计算齿轮传动其他几何尺寸31284FMPA4063344F满足齿根计算项目及内容主要结果齿宽中点分度圆直径，3SIN5MBD1；44I12齿宽系数；6R3当量齿轮模数；125MVDZ5MDM01R4当量齿数3421,192COSCOSVVZZ5齿顶圆直径；33442S689,087AADMDMM6齿根圆直径。33444CO51,2COS1623FF高速级锥齿轮主要参数表参数名小锥齿轮大锥齿轮参数名小齿轮大齿轮齿数Z2163锥距R99612MM齿宽B30MM30MM模数M3MM锥角18265“71348“当量模数V255MM分度圆直径D63000MM189000MM当量齿数VZ221419922齿宽中点分度圆直径M53513MM160540MM齿宽系数R0301齿顶圆直径AD68692MM190897MM齿根圆直径FD56169MM186723MM25VM3419VZ3682AD4107M3569FD41872F计算项目及内容主要结果4、轴的初步设计计算2365DM1选取轴的材料及热处理方式选取45号钢，调质处理，按许用切应力650,360BSMPAA估算轴的最小直径，查机械设计表92，取3MINDCC110，得1轴13160PDN2轴2328CM3轴3361PDN4轴（螺旋输送机外轴）43461PDCMN2初选联轴器和轴承1高速输入轴联轴器选择采用弹性柱销联轴器，型号可按以下方式选择4361DM计算项目及内容主要结果，其中K15由查表得到。根据查机15304/CTKNMCT械设计手册确定选HL3型联轴器，其中，又查电动机手册得其外伸轴径6,/INCTNR，而HL3型联轴器轴孔直径，满足电动机轴径38DM3042DM要求。从而确定减速器高速轴外伸直径。IN2低速输出轴联轴器选择采用十字滑块联轴器，型号可按以下方式选择，其中K15由查表得到。根153905326CTKNM据查机械设计手册确定选KL7型联轴器，其中，满足要求。查表，从而确定减0,/INCNMTNR速器低速轴外伸直径。I40DM3轴承选择根据减速器功能要求选择角接触球轴承，根据前述轴径的最25小要求，1和2轴选择7207AC轴承，3轴选7209AC轴承。3轴的设计（1）高速轴1的设计1材料及热处理方式选取45号钢，调质处理，650,360BSMPAA2拟定轴上的装配方案，初步设计如下高速轴选HL3型联轴器低速轴选KL7型联轴器1和2轴选择7207AC轴承3轴选择7209AC轴承计算项目及内容主要结果1由轴上选择的轴承为7207AC确定，查轴承手册35DM确定轴承宽，为利于固定轴承，确定17BM；356L2轴径为的轴段与轴径为的轴段为非定位轴肩，故取2D3D，查相关手册，根据轴承端盖的相关参数及考虑轴承盖螺钉的拆卸要求，及此处轴径应符合密封标准轴径要求，一般为0,2,5,8结尾的轴径，故确定；25LM3由联轴器的长度，确定，又前已算得8180，故取；MIN0D130D4轴径为的轴段与轴径为的轴段为定位轴肩，故取34，又查相关手册有584，故取；354271LDM472LM5根据齿轮与内壁的距离要求及齿轮孔的轴径和长度要求，确定，。60M62即高速轴1的设计如下130DM8L25M3D16L4M7253D16LM0652计算项目及内容主要结果（2）中间轴2的设计1）材料及热处理方式选取45号钢，调质处理，650,360BSMPAA2拟定轴上的装配方案，初步设计如下1由轴上选择的轴承为7207AC确定，查轴承手册153DM确定轴承宽，为利于固定轴承，预留挡油板或套筒长度，且7BM大锥齿轮占去2MM，从而确定；138L2轴径为的轴段与轴径为的轴段为非定位轴肩，故取1D2D，查相关手册，由大锥齿轮的结构设计，确定大锥358D齿轮宽，又因为轮毂宽要大于轴头宽，从而确定6LM；24L3轴径为的轴段与轴径为的轴段为定位轴肩，故取2D3D，适当取其长度，确定；D0LM4轴径为的轴段与轴径为的轴段为定位轴肩，故取34，由小斜圆柱齿轮的结构设计确定其齿宽，又因此8M65LM小斜圆柱齿轮齿根圆直径与该处轴径相差过小，为避免由于键槽处轮毂过于薄弱而发生失效，故将齿轮与轴加工成一体，从而确定，；4635D465L135DM8L234MD30L465M计算项目及内容主要结果由轴上选择的轴承为7207AC确定，查轴承手册确定轴承宽53DM，为利于固定轴承，预留挡油板厚度，从而确定。17BM536LM5即中间轴2的设计如下53DM6L（3）低速轴3的设计1）材料及热处理方式选取45号钢，调质处理，650,360BSMPAA2）拟定轴上的装配方案，初步设计如下1由轴上选择的轴承为7209AC确定，查轴承手册3745DM确定轴承宽，为利于固定轴承并预留挡油板厚度从而确定9BM；328L计算项目及内容主要结果2轴径为的轴段与轴径为的轴段为非定位轴肩，故取2D3D140DM，查相关手册，根据轴承端盖的相关参数及考虑轴承盖螺钉24DM的拆卸要求，及此处轴径应符合密封标准轴径要求，一般为0,2,5,8结尾的轴径，故确定；25LM3由联轴器KL7的长度，确定，由联轴器型84182LM号及前面确定的轴径，确定；3D104轴径为的轴段与轴径为的轴段为定位轴肩，故取4D，由中间轴2长，确定，其51DM3567LLM中L为中间轴2的总长，故取；465轴径为的轴段与轴径为的轴段为非定位轴肩，故取4D5D，取轴环长度；DM512LM6轴径为的轴段与轴径为的轴段为定位轴肩，故取56，由设计的大斜圆柱齿轮的齿宽及轮毂宽要大于轴头宽，48从而确定；6028LM7由轴上选择的轴承为7209AC确定，查轴承手册确定745DM轴承宽，为利于固定轴承并预留挡油板厚度，考虑内壁19B厚度要求，从而确定。740L即低速轴3的设计如下182LM4D253M8L451D6M512L648DM5740LM计算项目及内容主要结果5、轴的强度校核计算由于低速轴3所受转矩大，故选取低速轴3作为校核件。1轴的计算简图（力学模型）1将阶梯轴简化为简支梁；2齿轮等传动件作用在轴上的分布力简化为集中力，并作用在轮缘宽度的中点，因为这种简化，一般偏于安全；3作用在轴上的转矩，简化为从动件轮缘宽度的中点算起的转矩；4轴的支承反力作用点随轴承类型和布置方式而异，由于此低速轴上轴承为7209AC型轴承，查取相关手册，确定A247MM，简化后，即可将双支点轴当作受集中力的简支梁计算；5由此得出低速轴的简化力学模型如下其中，18254718LM，2630，。3039685TNM1587LM234计算项目及内容主要结果2大斜齿圆柱齿轮受力分析圆周力325910827326TTFND径向力22TANTAN0T126COSCOS14RTFN“轴向力2T73T7AF“3按弯扭合成强度计算1作出水平面弯矩图其中，1轴承处合力矩为0，有12HTF,230TLL易求得,1278,954HHN1286594HMFLNM359108TNM27TF6R20A178HFN29546HMM计算项目及内容主要结果2作出垂直面弯矩图其中，,1270VAFN270629108AFDMNM，1轴承处合力矩为0，有R,223RVAL易求得,1287,49VVFN1297610VFLNM。260MM3作出合成弯矩图总弯矩2HV170VFN982AMM1V24FN19760VM2M计算项目及内容主要结果其中211304829HVMNM228642HVMNM。4作出转矩图其中，查机械设计表94，许用应力值用插入359108TNM法算得，则折合系数为，016,57BBMPAPA1058B当量转矩为。08392085TNM5作出当量弯矩图根据第三强度理论，求出危险截面的当量应力为,2222224EEBTMTWW则当量弯矩图如下1304829MNM26359108TN20875TM计算项目及内容主要结果其中，20875AMTNM，2MX1681C，B处的当量弯矩。2642753BMNM6校核轴径由弯矩图、转矩图及结合阶梯轴各段轴径综合考虑，易知有A、B、C三处危险截面，其中，对三处危险截40,48ABCDMD面分别校核，有331287532600AABMD33184506BBM33125130CCBMD故此轴的弯扭合成强度满足要求。4校核低速轴的疲劳强度由弯矩图、转矩图及结合阶梯轴各段轴径综合考虑，且C截面处有键槽，故校核C截面处的疲劳强度。校核危险截面疲劳强度安全系数的公式为20875AMNM13B6C326ADM8B5C计算项目及内容主要结果,，。2CAS1AMSK1AMSK查机械设计表91，有；查相关手册有115,270MPP，182K，计算得6,04,78,0,7536192,956AMAMMPPPA查机械设计表95及相关手册，得，有302S200481871536094S6292复合安全系数221048356CASS故此轴的疲劳强度满足要求。1048S356CAS计算项目及内容主要结果六、轴承的校核计算轴承主要参数表极限转速N/R/MIN轴承代号及轴D/MMD/MMB/MMCR/KNC0R/KN脂润滑油润滑7207AC高速轴1和中间轴2）3572172901928000110007209AC（低速轴3）458519368272670090001选取低速轴3上的轴承7209AC进行校核。轴承受力情况如下图所示其中，63AAFN21172RHVFN，查机械设计表1013，有2290RHV，08R11869R，因，故1轴承放松，22632RFN12AF2轴承被压紧，从而有；12179,7964AAANF计算当量动载荷，查机械设计表108,有E068，因RAPXY179AFN264计算项目及内容主要结果，所以，；1790682ARFE1,0XY172PN，所以，。2413AR2,2382）计算轴承寿命，查相关书籍，得10TPFCL60THPFCLHN3,1,TFF849/MIN,R36810,RN由于2轴承更容易被损坏，寿命短，故校核2轴承的寿命，6320604,849128HLH其中36524543800H，故轴承寿命符合要求，轴承选择也符合要求。7、键的校核1）因许用挤压应力应按连接键、轴、轮毂三者中材料最弱的选取，由于轮毂材料最弱，查表知其许用挤压强度为。选择高速120PMA轴上的键校核，即对和联轴器相连的键进行校核，由于轴径D30MM，查表，选择类型的键，选其长度为L70MM，则87/109623GBT291,TNM,7,BHM5735,KHM70862LLB2）按键的强度条件校核91335PPMAKLD故键的强度满足要求。172PN38231046HL120PMA93P计算项目及内容8、减速器箱体的结构、尺寸设计减速器的箱体采用铸造（HT200）采用剖分式结构，便于拆装，大端盖和机体采用配合。76HR1箱体有足够的刚度箱体体加肋板，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度；2考虑到箱体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12M/S，故采用浸油润滑，同时为了避免传动件搅得沉渣溅起，大斜圆柱齿轮齿顶距油池底面的距离取H40MM，从而确定下箱体的高度为178MM；对于圆柱齿轮，通常浸油深度为一个齿高，又由于锥齿轮浸油深度为05到1个齿宽，但不能小于10MM，故取油面距油池底面的深度为46MM。3箱体结构有良好的工艺性查相关书籍，确定铸件壁厚为8MM，圆角半径大于等于5MM，箱体外型简单，拔模方便。4对附件的设计1视孔盖和窥视孔在上箱盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件的啮合情况，并有足够的空间，以便观察和操作。窥视孔有盖板，箱体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁铸成，用M6紧固；2放油孔及放油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封；3通气器由于减速器运转时，箱体内温度升高，气压增大，为便于排气，在箱盖顶部的窥视孔盖上安装通气器，以便于达到箱体内压力平衡；4启盖螺钉为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在箱盖和箱座剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时不易拆开，故在箱盖凸缘的适当位置上设置2个启盖螺钉。启盖螺钉的直径与箱盖凸缘连接螺栓直径相同，其长度应大于箱盖凸缘的厚度，其端部应为圆柱形或半圆形，已免在拧动时将其端部螺纹破坏；计算项目及内5油面指示器为了指示减速器内油面的高度，以保持箱内正常的油量，应在便于观察和油面比较稳定的部位设置油面指示器，选择压配式圆形油标，其结构简单，在减速器中应用较多；6吊环螺钉、吊耳和吊钩为了装拆和搬运，应在机盖上设置吊环螺钉或吊耳，在机座上设置吊钩。设置两个吊环螺钉，为保证足够的承载能力，吊环螺钉旋入螺孔中的螺纹部分不宜太短，加工螺纹时应避免钻头半边切削的行程过长，以免钻头折断；吊耳和吊钩直接在箱盖上铸出；7定位销为了精确地加工轴承座孔，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时的