圆锥圆柱齿轮减速器设计(哈尔滨工程大学机械设计课程设计).doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目 二级圆锥圆柱齿轮减速器设计 机械设计制造及其自动 专业 08 -716班设计者 鱼展 学号 2008071629 指导教师 杨恩霞 2010 年 1 2 月 30 日 （哈尔滨工程大学）目 录一 程设计书 -1 二 设计要求-1 三 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案-22. 电动机的选择-2 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比-3 4. 计算传动装置的运动和动力参数-3 5. 各级齿轮的设计与校核 -4 6.传动轴的设计与校核-97.角接触球轴承校核-18 8.键联接设计和校核-209.器机体结构尺寸-2110.密封设计-23四 设计心得 - 24 五 参考资料- 24 一. 课程设计书设计课题:设计一用于带动螺旋输送机输送聚乙烯树脂材料的两级圆锥圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,其效率为0.92(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限5年(300天/年),三班制工作,车间有三相交流,电压380/220V。螺旋轴转矩320N·m,螺旋轴转速110r/min。二. 设计要求1.减速器装配图一张(A1)。2.设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 各级齿轮的设计与校核 6.传动轴的设计与校核7.角接触球轴承校核 8.键联接设计和校核 9.器机体结构尺寸10.密封设计一传动装置的总体设计减速器要符合绿色环保，工作时间长，质量好。二选择电动机1、选择电动机系列 按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。2、选电动机功率 （1）、传动滚筒所需有效功率 （2）、传动装置总效率 各部分效率如下 闭式齿轮传动效率： 滚动轴承效率： 联轴器效率：可移式联轴器效率：螺旋输送机： （3）、所需电动机功率 3、确定电动机转速 选择电动机转速时，电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置过大。转速选择小了，电动机过重，价格过贵。择中选择三确定传动装置的总传动比和分配传动比传动比分配 四计算传动装置的运动和动力参数运动条件及运动参数分析计算0轴：0轴即电动机输出轴： 1轴：1轴即减速器输入轴 2轴：2轴即减速器中间轴3轴：3轴即减速器输出轴4轴：4轴即传动滚筒轴各轴运动和动力参数汇总表轴名功率P/KW转矩T/(Nmm)转速n/(r/min)电机轴（0轴）4.49344696.09601轴4.44844248.39602轴4.27193464.8436.43轴4.101356041.4110卷筒轴（4轴）3.735324266.0110五.各级齿轮的设计与校核(一).低速级斜齿齿轮传动的设计与校核1.齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿圆柱齿轮齿轮材料及热处理i. 材料：低速级小齿轮选用40Cr钢调质处理，齿面硬度为 241-286HBS, 取小齿齿数=22齿轮精度为8级 大齿轮选用ZG35CrMo钢，齿面硬度 190-240HBS，大齿轮齿数Z2=Z1i2=87.34,取 Z2=87。2.初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计a.确定各参数算数值（1）计算小齿轮传递的转矩T1=93464.8N·mm T2=356041.4 N·mm（2）初选齿宽系数 ，由表查得1（3） 初选螺旋角   初定螺旋角14 （4） 初选载荷系数Kt =1.4 （5）计算应力值环数 N=60nj =60×436.4×1×（5×365×24）=1.15×109(次) N2= 60nj =60×110×1×（5×365×24）=2.89×10(次)（6）弹性系数和节点区域系数为（7）端面重合度 （8）查取接触疲劳系数（允许局部点蚀）ZN1=0.89 ZN2=1.08（9）查表得齿轮接触疲劳极限     (10)安全系数S=1 1=0.89×800=784 2=1.08×560=605b.确定传动尺寸初算小齿轮分度圆直径d1t =圆周速度 动载荷系数 Kv=1.1假设，得齿间载荷分部系数K=1.24 使用系数KA=1.25齿间载荷分部系数KB=1.07 K=1.25×1.1×1.4×1.072.06按K值对d1t修正 C.确定模数mn=/Z1=2.49,取 mn=2.5d.确定螺旋角和中心距 =140.42mm取a=140mm，则 13.2911 d1= mnZ1/=56.514 mm d2=223.486mme.确定齿宽由b=d1=56.514mm取b1=60mm b2=55mm3.按齿根弯曲强度校核a. 确定各参数（1） 由表7-4查取齿形系数和应力校正系数Zv1=Z1/(cos3)=23.86,查表得 Zv2=Z2/(cos3)=94.38,查表得(2)接触疲劳系数Y=0.89 Y=0.92 (3)取安全系数S=1.25(4)查表得齿轮接触疲劳极限    (5)  轴向重合度 1.61 Y0.88= = 验算：,符合条件。< < 结论：弯曲强度足够低速级齿轮的主要参数小齿轮大齿轮大齿轮小齿轮齿数Z2287中心距a140mm齿宽b60mm55mm模数m2.5mm分度圆直径d56.514mm223.486mm压力角20齿顶圆直径da61.625mm228.634mm螺旋角13.2911齿根圆直径df50.092mm217.042mm （二）、高速级锥齿轮设计与校核 1.齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软面渐开线圆锥齿轮（1）       齿轮材料及热处理  材料：高级小齿轮选用40Cr调质处理，硬度280HBS。取小齿齿数=24。高速级大齿轮选用ZG35CrMo钢，硬度 200HBS Z=i×Z=3.97×24=52.8,取 Z=53。齿轮精度为8级2.设计计算 1.按齿面接触强度设计 a.确定各参数算数值（1）初选齿宽系数 ，由表查得0.3（2） 初选载荷系数Kt =1.4 （3）计算应力值环数 N=60nj =60×960×1×（5×365×24）=2.52×109（次） N2= 60nj =60×70×1×（5×365×24）=1.84×10（次）（4）弹性系数和节点区域系数为（5）查表得齿轮接触疲劳限    （6）查取接触疲劳系数（允许局部点蚀）ZN1=0.98 ZN2=0.95 ( 7 )安全系数S=11=0.98×800=784 2=0.92×560=532 b.确定传动尺寸初算小齿轮分度圆直径d1t =圆周速度 动载荷系数 Kv=1.18齿间载荷分部系数K=1 使用系数KA=1.25齿间载荷分部系数KB=1.01 K=1×1.2×1.18×1.031.49按K值对d1t修正 c.确定模数m=d1/Z1=3.186取m=4则大端分度圆直径d1=mZ1=96mm d2=mZ2=212mmR=1/2 =116.36mmd.确定齿宽b=R=0.30×116.36=34.908mm圆整齿宽b1=35mm,b2=35mm3.按齿根弯曲强度校核（1）由表7-4查取齿形系数和应力校正系数Zv1=Z1/(cos)=26.35,查表得 Zv2=Z2/(cos)=128.48,查表得(2)接触疲劳系数Y=0.90 , Y=0.96 (3)取安全系数S=1.25(4)查表得齿轮接触疲劳极限    = =验算齿根弯曲强度 > > 结论：弯曲强度足够高速级齿轮的主要参数小锥齿轮大锥齿轮小锥齿轮大锥齿轮齿数z2453锥距R116.369mm齿宽b35mm35mm模数m4mm锥角24.362565.6375当量模数3.4mm分度圆直径96mm212mm当量齿数26.35128.48中点分度圆直径81.6mm180.2mm六.轴的初步设计计算 初选联轴器和轴承：3.轴承选择角接触球轴承I轴选择角接触球轴承7208AC，II轴选择角接触球轴承7208AC，III轴选择角接触球轴承7209AC。（轴）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案下图为轴上的装配方案1.轴的材料选用45号钢，调制处理，根据轴的初步设计: 2.轴的长度的确定高速轴的校核T1=44248.3N/mm,Z1=24,d1=96mm,=，=dm1=81.6mm，dm2=180.2mm(1).计算齿轮受力圆周力 Ft=1085N径向力 Fr1=Fttancos=360N轴向力 Fa= Fttancos=163N(2).计算支承反力由水平方向FH1FH2Fr1=0 和84FH2 125Fr140.6Fa=0解得FH97N，FH-457N由垂直方向F FF和84F125F解得 F-530N， F1615N(3)画弯矩图合成弯矩图由M=（M2H+M2V）1/2(4).画转矩图T=44248.3N mm(5).许用应力查表的=102.5MPa,=60MPa,折合系数=60/102.5=0.59.(6).画当量转矩 T=26106.3Nmm当量转矩图当中，最大当量转矩为：M=52250Nmm(7).校核轴径d=20.57mm，小于轴的最小直径，满足要求。轴各段的长度如下：轴的受力分析：水平方向的受力及力矩图垂直方向上的受力和力矩图合成转矩图转矩图当量弯矩图（轴）轴的结构设计：轴的材料选用：45号钢，调制处理可以得到下图中间轴的校核计算T2=93464.8N/mm, =13.2911,dm2=180.2mm,d3=56.614mm(1).计算齿轮受力大锥齿轮的受力计算圆周力 Ft2=1037N径向力 Fr2= Fa1=163N轴向力 Fa2= Fr1=360N小圆柱齿轮的受力计算圆周力Ft3=3308N径向力Fr3= Ft3=1237N轴向力Fa3= Ft3=781N(2).计算支承反力M1=Fa2dm2/2=32436Nmm,M2=Fa3d3/2=22069Nmm由水平方向FH1+FH2+Fr3=Fr2 和36.5Fr2+ M1+ M2=119.5Fr3+162FH2解得FH-540N，FH-534N由垂直方向F+ F+Ft2=Ft3和36.5Ft2+162 F=119.5Ft3解得 F64N， F2207N(3)画弯矩图合成弯矩图由M=（M2H+M2V）1/2(4).画转矩图T=93464.8N mm(5).许用应力查表的=102.5MPa,=60MPa,折合系数=60/102.5=0.59.(6).画当量转矩 T=55144Nmm当量转矩图当中，最大当量转矩为：M=117809Nmm(7).校核轴径d=26.97mm，小于轴的最小直径，满足要求。受力图如下：水平受力如下：垂直受力如下：合力矩如下：转矩图如下：当量转矩图：（III轴）轴的结构设计：1. L1的尺寸有联轴器确定，我们留出30mm的余量，则可取l1=130mm,d1由联轴器内的内径确定取d1=40mm。2. l2的尺寸由挡油板宽度，轴承宽度和轴承端盖的宽的确定，挡油板8mm,轴承宽度为21mm,端盖24mm,在这之上加上2mm,l2=50mm,d2由轴承确定为45mm.3. l3的尺寸由2轴的尺寸确定让它们轴承之间的尺寸相减得到，l3=85.5mm,d3应高出l2,58mm,我们取d3=62mm.4. l4由大齿轮的宽度决定，大齿轮的宽度应小于小齿轮5mm,所以大齿轮宽度为55mm,我们取l4=53mm,d4=47mm5. l5 由轴承的宽度16mm，和挡油板12.5mm，再加齿轮的余量1mm,l5=34.5mm,d5由轴承的内径决定d5=45mm.低速轴的校核T3=356041.4N/mm, d4=223.486mm，=13.2911(1).计算齿轮受力大圆柱齿轮的受力计算圆周力Ft4=3186N径向力Fr4= Ft4=1192N轴向力Fa4= Ft4=753N(2).计算支承反力M3=Fa4d4/2=84142Nmm由水平方向FH1+FH2=Fr4 和114Fr4+ M3=148FH2解得FH-295N，FH1487N由垂直方向F+ F+Ft4=和114Ft4+148 F2=0解得 F-734N， F-2454N(3)画弯矩图合成弯矩图由M=（M2H+M2V）1/2(4).画转矩图T=356041.4N mm(5).许用应力查表的=102.5MPa,=60MPa,折合系数=60/102.5=0.59.(6).画当量转矩 T=210064Nmm当量转矩图当中，最大当量转矩为：M=231700Nmm(7).校核轴径d=33.80mm，小于轴的最小直径，满足要求。轴的大体尺寸如下：轴的受力如下:水平方向受力：垂直方向受力：合力矩图：转矩图：当量转矩图：七轴承的设计与校核 轴承的寿命计算轴承参数如下表轴承代号及轴d/mmD/mmB/mmCr/KNCor/KNn/(r/min)脂滑润n/(r/min)油滑润7208AC（I轴）40801835.224.57500100007208AC(II轴）40801835.224.57500100007209AC(III轴)851926.836.827.267009000轴承的受力如下：高速轴上轴承的校核 由轴的计算可知Fr1=534NFr2=1678N，基本额定动载荷为C=35200N(1).计算内部轴向力F，=0.68Fr，FA=163NF1,=363N,F2,=1141N(2).计算单个轴承的轴向载荷比较F1，+FA与F2，的大小：由F1，+FA=（360-163）N< F2，由图可知，I轴承被“压紧”，II轴承“放松”Fa1=F2,+FA=1304N，Fa2=F2，=1304N。(3).计算当量动载荷 P=XFr+YFa=1304/534>0.68,X1=0.41，Y1=0.87.=1304/1678=0.68, X2=1，Y1=0.P1= X1Fr1+Y1Fa1=1353NP2= X2Fr2+Y2Fa2=1678N(4)计算寿命 查表知fc=1,fp=1.1Lh=120407h>43800h(5年为43800h)符合寿命要求。中间轴上轴承的校核由轴的计算可知Fr1=544NFr2=2271N，基本额定动载荷为C=35200N(1).计算内部轴向力F，=0.68Fr，FA=421NF1,=370N,F2,=1544N(2).计算单个轴承的轴向载荷比较F1，+FA与F2，的大小：由F2，+FA=（1544+421）N> F1，由图可知，I轴承被“压紧”，II轴承“放松”Fa1=F2,+FA=1965N，Fa2=F2，=1544N。(3).计算当量动载荷 P=XFr+YFa=1956/544>0.68,X1=0.41，Y1=0.87.=1544/2271=0.68, X2=1，Y2=0.P1= X1Fr1+Y1Fa1=1933NP2= X2Fr2+Y2Fa2=2271N(4)计算寿命 查表知fc=1,fp=1.1Lh=106847h>43800h(5年为43800h)符合寿命要求。低速轴上轴承的校核由轴的计算可知Fr1=791NFr2=2869N，基本额定动载荷为C=35200N(1).计算内部轴向力F，=0.68Fr，FA=753NF1,=538N,F2,=1951N(2).计算单个轴承的轴向载荷比较F1，+FA与F2，的大小：由F2，+FA=（1951+753）N> F1，由图可知，I轴承被“压紧”，II轴承“放松”Fa1=F2,+FA=2704N，Fa2=F2，=1951N。(3).计算当量动载荷 P=XFr+YFa=2704/791>0.68,X1=0.41，Y1=0.87.=1951/2869=0.68, X2=1，Y2=0.P1= X1Fr1+Y1Fa1=2704NP2= X2Fr2+Y2Fa2=2869N(4)计算寿命 查表知fc=1,fp=1.1Lh=299345h>43800h(5年为43800h)符合寿命要求。八键的校核 查表知键，轴，轮毂三者中最弱材料的许用挤压强度为=120MPa高速轴上键的校核和联轴器相连的键校核(1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为35mm，查表选择键的类型为：1050 GB/T 1096-2003则T=44690Nmm， b=10mm，h=8mm，L=50mm，k=0.5h=4mm,键的有效长度为l=L-b=40mm。(2)按键的强度条件校核：=2Tkld=15.96MPa<,符合强度条件。和小锥齿轮相连的键的校核(1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为36mm，查表选择键的类型为：1028 GB/T 1096-2003则T=44248.3Nmm， b=10mm，h=9mm，L=28mm，k=0.5h=4.5mm,键的有效长度为l=L-b=18mm。(2)按键的强度条件校核：=2Tkld=34.1MPa<,符合强度条件。中间轴上键的校核和大锥齿轮相连的键校核(1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为42mm，查表选择键的类型为：1434 GB/T 1096-2003则T=93464.8Nmm， b=14mm，h=9mm，L=45mm，k=0.5h=4.5mm,键的有效长度为l=L-b=31mm。(2)按键的强度条件校核：=2Tkld=31.9MPa<,符合强度条件。低速轴上键的校核和大斜齿轮相连的键校核(1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为47mm，查表选择键的类型为：1450 GB/T 1096-2003则T=356041.4Nmm， b=14mm，h=9mm，L=50mm，k=0.5h=4.5mm,键的有效长度为l=L-b=36mm。(2)按键的强度条件校核：=2Tkld=93.5MPa<,符合强度条件。和联轴器相连的键校核(1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为40mm，查表选择键的类型为：12100 GB/T 1096-2003则T=356041.4Nmm， b=12mm，h=8mm，L=100mm，k=0.5h=4.5mm,键的有效长度为l=L-b=90mm。(2)按键的强度条件校核：=2Tkld=45.0MPa<,符合强度条件。九减速器机体结构尺寸减速器的箱体采用铸造（HT200）采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖和机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机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，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 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靠近的一侧，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。C 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.D 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.E 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.F 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.箱体主要尺寸名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M10视孔盖螺钉直径=（0.10.4）M4定位销直径=（0.30.6）6，至外机壁距离查机械课程设计指导书20，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书20外机壁至轴承座端面距离=+（812）44大齿轮顶圆与内机壁距离>1.218齿轮端面与内机壁距离>10机盖，机座肋厚 9轴承端盖外径+（5）120、125、轴承旁联结螺栓距离130十润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以轴承采用脂润滑。箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=40mm =50mm所以H+=40+50=90mm其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 6.3 ， 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，取150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。四.设计心得再设计课题开始的时候非常的困难，完全一片茫然，就不知道减速箱里边的齿轮该怎样放，当然也参考了很多的书籍，和一些网络上的资料，才有了些头绪，当然还有我们班的同学的大力支持，在计算和绘图的过程中有很多的问题，他们都给了很多的帮助，自己也少不了摸索，特别是在作图的时候，更改了很多，花了很多时间，这次的课程设计让我第一次自己做自己的设计，也许这也是自己设计生涯的开端，当然这是自己宝贵的经验。并且进一步对机械设计，机械原理，材料力学，机械工程制图的深入学习。同时感谢老师和同学给予我的支持和帮助，在此谢谢大家。五.参考资料1杨恩霞.机械设计课程设计M.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，20092杨恩霞.机械设计M.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，20083许国玉.计算机绘图教程M.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，20054李广君.机械工程制图M.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，20055欧贵宝.材料力学M.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社，2008i1=2.20i2=3.97T1=93464.8N·mm T2=356041.4 N·mm1N=1.15×109（次）N2=2.89×108（次）ZN1=0.89 ZN2=1.08ZH=2.50 1=784MPa2=605PMaKv=1.1K=1.24KA=1.25KB=1.07d1=56.514mmd2=223.486mma=140mm=13.2911=427.2MPa=345.6MPa< <结论：弯曲强度足够0.3Kt =1.4N=2.52×109（次）ZH=2.50  ZN1=0.98 ZN2=0.951=784MPa2=532MPaKv=1.18K=1KA=1.25KB=1.01K=1.49m=4d1=96mmd2=212mmY=0.90 , Y=0.96  =305.76MPa=245.76MPa<<弯曲强度足够LT6弹性柱销联轴器的型号：38x82CB/T4303-2002十字滑块联轴器的型号：JB/ZQ4384-1986Ft=14363NFr=5387NFa=3576NFH97N，FH-457NF-530N， F1615N满足要求FH1-540N，FH2-534NF64N， F2207N满足要求FH1-295N，FH21487NF-734N， F-2454N满足要求7208AC符合寿命要求7208AC符合寿命要求7209AC符合寿命要求键的类型为：1050 GB/T 1096-2003键的类型为：1028 GB/T 1096-2003键的类型为：1434 GB/T 1096-2003键的类型为：1450 GB/T 1096-2003键的类型为：12100 GB/T 1096-2003