二级圆锥圆柱齿轮减速器 机电一体化毕业论文.doc

目 录一、设计任务书···········································································2二、传动方案的拟定·····································································3三、电动机的选择·········································································31.选择电动机的类型······································································32.选择电动机功率·········································································33.确定电动机转速··········································································4四、传动比的计算及分配······························································41.总传动比···················································································42.分配传动比················································································4五、传动装置运动、动力参数的计算············································41.各轴转速···················································································42.各轴功率··················································································43.各轴转矩··················································································4六、 传动件的设计计算···································································51.高速级锥齿轮传动的设计计算·····················································52.低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算···················································8七、 齿轮上作用力的计算································································12八、 减速器转配草图的设计····························································14九、 轴的设计计算·············································································141.高速轴的设计与计算································································14 2.中间轴的设计与计算································································193.低速轴的设计计算···································································25十、减速器箱体的结构尺寸·····························································29十一、润滑油的选择与计算·····························································30十二、装配图和零件图······································································31十三、Pro/E虚拟装配及造型·····························································32十四、参考文献·················································································40一、设计任务书班级 10机电专三班 学号1025112344 姓名 潘东 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）4.00.8528010三、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。 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。减速器为两级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 运输带功率为 Pw=Fv/1000=4000*0.85/1000 Kw=3.4Kw 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=3.4/0.88 Kw=3.86Kw 根据表8-2选取电动机的额定工作功率为Ped=4KwPw=3.4Kw总=0.88 P0=3.86KwPed=4Kw 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*0.85/*280r/min=58.01r/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58.01*(618)r/min=348.061044.18r/min 由表8-2知，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min、1000r/min考虑到1000r/min接近上限，所以本例选用750r/min的电动机，其满载转速为720r/min,其型号为Y160M1-8nw=58.01r/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=720/58.01=12.41i=12.412.分配传动比高速级传动比为 i1=0.25i=0.25*12.41=3.10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=12.41/2.95=4.21i1=2.95i2=4.21五、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=244.07/4.21r/min=57.97r/minnw=n3=57.97r/minn1=n0=720r/minn2=244.07r/minnw=n3=57.97r/min2.各轴功率p1=p0联=3.86*0.99kw=3.82kwP2=p11-2=p1轴承锥齿=3.82*0.99*0.96kw=3.63kwP3=p22-3=p2轴承直齿=3.63*0.99*0.97kw=3.49kwPw=p33-w=p3轴承联=3.49*0.99*0.99kw=3.42kwp1=3.82kwP2=3.63kwP3=3.49kwPw=3.42kw3.各轴转矩T0=9550p0/n0=9550*3.86/720N·mm=51.20N·mT1=9550p1/n1=9550*3.82/720N·mm=50.67N·mT2=9550p2/n2=9550*3.63/244.07N·mm=142.04N·mT3=9550p3/n3=9550*3.49/57.97N·mm=574.94N·mTw=9550pw/nw=9550*3.42/57.97N·mm=563.41N·mT0=51.20N·mT1=50.67N·mT2=142.04N·mT3=574.94N·mTw=563.41N·m六、 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=50670·2) 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=i1=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 d1t69.78mm3.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)=69.78*(1-0.5*0.3)mm=59.313mm故vm1=dm1tn1/60*1000=*59.313*720/60*1000m/s=2.23m/s由图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系Kv=1.19，由图8-7查得齿向载荷分配系数Kß=1.13，则载荷系数K=KAKvKß=1.0*1.19*1.13=1.34(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=69.78=70.485mm（3） 确定齿数 选齿数Z1=23，Z2=uZ1=2.95*23=67.85，取Z2=68，则，在允许范围内（4） 大端模数m ，查表8-23，取标准模数m=3.5mm（5） 大端分度圆直径为 d1=mZ1=3.5*23mm=80.5mm>70.485 d2=mZ2=3.5*68mm=238mm(6) 锥齿距为 R=（7） 齿宽为 b=0.3*70.374mm=21.112mm 取b=25mm d1=70.485mm Z1=23 Z2=57m=3.5mmd1=80.5mmd2=238mmR=70.374mmb=25mm4.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8-4查得弯曲疲劳极限应力为 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， 满足齿根弯曲强度5.计算锥齿轮传动其他几何尺寸ha=m=3.5mmhf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mmC=0.2m=0.2*3.5mm=0.7mda1=d1+2mcos=80.5+2*3.5*0.9474mm=87.132mmda2=d2+2mcos=238+2*3.5*0.3201mm=240.241mmdf1=d1-2.4mcos=80.5-2.4*3.5*0.9474mm=72.542mmdf2=d2-2.4mcos=238-2.4*3.5*0.3201mm=235.311mmha=3.5mmhf=4.2mmC=0.7mda1=87.132mmda2=240.241mmdf1=72.542mmdf2=235.311mm 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T2=146040·2) 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=4.216) 查表8-18，取齿宽系数=1.17) 初选Z3=23，则Z4=uZ3=4.21*23=96.83，取Z4=97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*108N4=N3/i2=5.86*108/4.21=1.39*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 =66.59mmZ3=23Z4=97d3t66.59mm3.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=0.85m/s，由图8-6查得动载荷系数Kv=1.08，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*1.08*1.11*1.2=1.44（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 =67.22mm(3) 确定模数mn mn=按表8-23，取mn=3mm（4） 计算传动尺寸 中心距为 =184.03mm取整，螺旋角为 因值与初选值相差不大，故对与有关的参数无需进行修正 则可得， b4=78mm b3=85mm K=1.44mn=3mma=184mmd3=70.531mmd4=297.455mmb4=78mmb3=85mm4.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=b4=78mm3） 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 由图8-8查得YF3=2.62，YF4=2.24；由图8-9查得YS3=1.59，YS4=1.824） 由图8-10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=63.93Mpa<满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数齿顶高 ha=ha*mn=1*3mm=3mm齿根高 hf=(ha*+c*）mn=（1+0.25）*3mm=3.75mm全齿高 h=ha+hf=3+3.75mm=6.75mm顶隙 c=c*mn=0.25*3mm=0.75mm齿顶圆直径为 da3=d3+2ha=70.531+2*3mm=76.531mm da4=d4+2ha=297.455+2*3mm=303.455mm齿根圆直径为 df3=d3-2hf=70.531-2*3.75mm=63.031mm df4=d4-2hf=297.455-2*3.75mm=289.955mmm1=2.56mmha=3mm hf=3.75mmh=6.75mmc=0.75mmda3=76.531mmda4=303.455mm df3=63.031mmdf4=289.955mm七、 齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算过程见表6计算项目计算及说明计算结果1.高速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 高速轴传递的转矩T1=50670Nmm，转速n1=720r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=80.5mm，=0.9474，=0.3201，（2）锥齿轮1的作用力 圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端法向力为 Ft1=1481.0NFr1=510.7NFa1=172.5NFN1=1576.1N 2.低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 中间轴传递的转矩T2=142040Nmm，转速n2=244.07r/min，低速级斜齿圆柱齿轮的螺旋角。为使斜齿圆柱齿轮3的轴向力与锥齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为 d3=70.531mm（2） 齿轮3的作用力 圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为 其方向可用右手法则来确定，即用右手握住轮3的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为（3） 齿轮4的作用力 从动齿轮4的各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反Ft3=4027.7NFr3=1498.5NFa3=853.5NFn3=4381.3N八、 减速器转配草图的设计一、 合理布置图面该减速器的装配图一张A0或A1图纸上，本文选择A0图纸绘制装配图。根据图纸幅面大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定位1：1，采用三视图表达装配的结构。二、 绘出齿轮的轮廓尺寸在俯视图上绘出锥齿轮和圆柱齿轮传动的轮廓尺寸三、 箱体内壁 在齿轮齿廓的基础上绘出箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面线九、 轴的设计计算轴的设计和计算、轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算与轴联接的半联轴器的选择同步进行。一、 高速轴的设计与计算 高速轴的设计与计算见表7。 计算项目计算及说明计算结果1.已知条件 高速轴传递的功率p1=3.82kw,转矩T1=50670mm，转速n1=720r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=80.5mm，齿宽中点处分度圆直径dm1=（1-0.5）d1=68.425mm，齿轮宽度b=20mm2.选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调制处理3.初算轴径 查表9-8得C=106135，取中间值C=118，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径 d1>20.58+20.58*（0.030.05）mm=21.1921.61mmdmin=20.58mm4. 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 轴段 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*50670Nmm=76005N·mm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型联轴器符合要求：公称转矩为250N·mm，许用转速8500r/min，轴孔范围为1224mm。考虑到d1>20.58mm，取联轴器孔直径为22mm，轴孔长度L联=52mm，Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX1 22*52GB/T50142003，相应的轴段 的直径d1=22mm。其长度略小于孔宽度，取L1=50mm(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面的距离a3=15.3mm，故d2=35mm，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取L2=16mm。该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d4=35mm，其右侧为齿轮1的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L4=16mm（4） 轴段的设计 该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位轴肩直径，即d3=42mm，该处长度与轴的悬臂梁长度有关，故先确定其悬臂梁长度（5） 齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段采用悬臂结构，d5应小于d4，可初定d5=32mm小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离M由齿轮的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得M=32.9mm，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚C=8mm，齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构需要取为56mm，齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定，为使挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差值为0.75mm，则 L5=56+C+T-L4-0.75=（56+10+8+18.25-16-0.75）mm=75.5mm（6） 轴段与轴段的长度 轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承端盖等零件有关。由表4-1可知，下箱座壁厚=0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm，取壁厚，R+a=70.374+184=254.374mm<600mm，取轴承旁联接螺栓为M20，箱体凸缘连接螺栓为M16，地脚螺栓为，则有轴承端盖连接螺钉为，取其值为M10，由表8-30可取轴承端盖凸缘厚度为Bd=12mm；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为；告诉轴承端盖连接螺钉，查表8-29取螺栓GB/T5781 M1035；其安装基准圆直径远大于联轴器轮毂外径，此处螺钉的拆装空间足够，取联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离K=10mm，为便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与轴承左端面的距离取为l4=25.5mm，取轴段端面与联轴左端面的距离为1.75mm则有L1=L联+K+Bd+l4+T-L2-1.75mm=（62+10+12+25.5+18.25-16-1.75）mm=110mm 轴段段的长度与该轴的悬臂长度l3有关。小齿轮的受力作用点与右端轴承对轴的力作用点间的距离为 =M+1+C+a3=(32.9+10+8+15.3)mm=66.2mm则两轴承对轴的力作用点间的距离为 =(22.5）l3=(22.5)*66.2mm=132.4165.5mm =l2+2a3-2T=（132.4165.5）+2*15.36-2*18.25mm=126159.1mm取L3=130mm，则有=l3+2T-2a3=130+2*18.25-2*15.3mm=135.9mm在其取值范围内，合格（7） 轴段 力作用点与左轴承对轴力作用点的间距由图12-4可得=L1+L2-T+a3-31+1.75=110+16-18.25+15.3-31+1.75mm=93.8mmd1=22mmL1=50mmd2=35mmL2=16mmd4=35mmL4=16mmd3=42mmd5=32mmL5=75.5mmL1=110mml3=66.2mmL3=130mml2=135.9mml1=93.8mm5.键连接 带轮与轴段 间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键856 GB/T10961990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键1063 GB/T109619906.轴的受力分析 （1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图5所示 （2）计算支承反力 在水平面上为 R2H=Fr1+R1H=510.3+218.3N=728.6N在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为（3） 画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面为 MaH=-R1Hl2=-218.3*135.9Nmm=-29667Nmmb-b剖面左侧为在垂直平面上为合成弯矩a-a剖面为 b-b剖面左侧为（4）画转矩图 转矩图如图5f所示，T1=50670NmmR1H=218.3NR2H=728.6NR1v=721.4NR2V=2202.4NR1=753.7NR2=2319.8NMa=102428.7NmmMb=5901.7NmmT1=50670Nmm7.校核轴的强度因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a剖面为危险面其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 弯曲应力为 扭剪应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数则当量应力为 由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 齿轮处