湖南科技大学二级圆锥斜齿圆柱齿轮减速器.doc

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1、湖 南 科 技 大 学课程设计报告 课程设计名称： 机械设计 学 生 姓 名： 瓮马杰 学 院： 机电工程学院 专业及班级： 材料成型及控制工程二班 学 号： 0803040227 指导教师： 廖先禄 2011年6月7日内容摘要本设计是两级圆锥-圆柱齿轮减速器的课程设计，根据设计任务书的相关要求，并结合自己的实习经验及课程上学习的理论知识来独立设计完成的。本文发扬了优秀课程设计的系统严密、数据精确、图标规范、文笔流畅、可读性好的优点。通过这一次的设计可以初步掌握一般简单机械的一套完整的设计方法，构成减速器的通用零件。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

2、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。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。这次设计主要介绍了减速器的构成及设计参数，灵活并全面的运用了所学过的知识。并进一步培养了工程设计的独立能力，树立正确的设计思想掌握常用的机械零件，机械传动装置和简单机械设计的方法和步骤，要求综合的考虑使用经济、工艺等方面的要求。 设计中存在的不足请老师能给予意见和建议。目录一、设计基本参数11工况12.原始数据1二、传动方案的拟定1三、电动机的选择21.选择电动机的类型22.选择电动机功率2 3.确定电动机转速2四、传动比

3、的计算及分配31.总传动比32.分配传动比3五、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44.结果参数4六、传动件的设计计算5（一）高速级锥齿轮传动的设计计算51.选择材料52.初步计算传动的主要尺寸53.确定传动尺寸64.校核齿根弯曲疲劳强度7(二)、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算81.选择材料82.按齿面接触疲劳强度进行设计83.按齿根弯曲强度进行设计114.几何尺寸计算13七、轴的设计计算13（一）输入轴（I轴）的设计131.轴的设计计算142.轴的结构设计153.校核轴的强度16（二）、中间轴（轴）的设计171.轴的设计计算172.轴的结构设计183.校核轴

4、的强度20（三）、输出轴（轴）的设计 211.轴的设计计算 212.轴的结构设计223.校核轴的强度24八、轴承的校核281输入轴滚动轴承计算282中间轴滚动轴承计算293输出轴轴滚动轴承计算30九、键联接的选择及校核计算311.输入轴键计算312.中间轴键计算323.输出轴键计算32十、联轴器的选择33十一、润滑与密封33十二、减速器附件的选择34十二、设计体会34十三、参考文献34一、设计基本参数1.工况:设备工作环境有粉尘、常温连续工作，该传送设备的传动系统由电动机减速器运输带组成。工作寿命10年（设每年工作300天），连续工作每天24小时。2.原始数据：传送带拉力F(KN)传送带速度V

5、(m/s)鼓轮直径D（mm）使用年限（年）24001.230010二、传动方案的拟定运动简图 如图2-1：图2-1 运动结构简图 由图2-1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。减速器为展开式直齿圆锥斜齿圆柱齿轮的两级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承，联轴器选用弹性柱销联轴器。三、电动机的选择计算项目计算及说明计算结果1.选择电动机的类型按电动机的工作要求和条件，选用Y系列鼠笼三相一步电机Y系列鼠笼三相一步电机 2.选择电动机功率 工作机要求的电动机输出功率为： P d=P w/其中 P w=F/(1000 w)则 P d= F/(1000 w) 由电动机至运输带的传

6、动总效率为： w= 1 3 2 3 2 45 6 1是圆锥齿轮传动（8级精度，油润滑）的效率； 2是一对滚动轴承传动的效率； 3是一对球轴承传动的效率； 4是联轴器传动的效率； 5是卷筒传递的效率； 6是一般齿轮传动的效率（8级精度，油润滑）。查机械设计课程设计附表1-1有： 1=0.96， 2=0.98， 3=0.99， 4=0.99， 5=0.96， 6=0.97则 w= 1 3 2 3 2 45 6=0.81P w=F/(1000 w)=3.85kW 由机械设计课程设计附录九选取电动机额定功率P=4kW。总=0.81Pw=3.85KwP=4Kw 3.确定电动机转速 卷筒轴工作转速为： w

7、=60*1000/(D)=76.19r/min 计算输入转速由于传动比 i=12.6则输入转速n m= w*i=959 r/min由机械设计课程设计附录九知，应选用的电动机转速为1000r/min，型号为Y132M1-6。所选电动机的主要性能见 图3-1。外观尺寸见 图3-2。nw=76.19r/minnm=959r/min额定功率Ped/kW同步转速n/(r.min-1 )满载转速n m/ r.min-1 )电动机总重/N启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩410009607302.02.0图3-1电动机的主要参数电动机（型号 Y132M16）的主要外形尺寸和安装尺寸中心高H外形尺寸L*(A

8、C/2+AD)*HD底脚安装尺寸A*B地脚螺栓直径K轴外伸尺寸D*E132515*345*315216*1781238*80图3-2 电动机的主要外形尺寸和安装尺寸四、传动比的计算及分配计算项目计算及说明计算结果1.总传动比传动装置的总传动比为：i= m / w=12.6i=12.62.分配传动比一级传动比i 1的计算因为圆锥-圆柱齿轮减速器，i 10.25i，且i 13，式中i 1为圆锥齿轮的传动比，i为减速器的总传动比。则i 1=0.24i=3二级传动比i2的计算则i= i 1 *i 2可算出i 2=4.2i1=3i2=4.2五、传动装置运动、动力参数的计算计算项目计算及说明计算结果1.各

9、轴转速轴的输入转速 n 1= n m=960 r/min轴的输入转速 n 2= n 1/ i 1=960 /3 =320 r/min轴的输入转速 n 3= n 2/ i 2=320 /4.2=76 r/min轴的输入转速 n 4= n 3=76 r/minn1=n0=960r/minn2=320r/minnw=n3=76r/min2.各轴功率轴的输入功率 P 1= P d 01= P d 4=3.85kW*0.99=3.81kW()轴的输入功率 P 2= P 1 12= P 1 1 2=3.81kW*0.96*0.98=3.58kW轴的输入功率 P 3= P 2 23= P 2 2 6=3.5

10、8kW*0.98*0.97=3.40kW轴的输入功率 P 4= P 3 34= P 3 3 4=3.40kW*0.99*0.99=3.3kWp1=3.81kwP2=3.58kwP3=3.40kwPw=3.3kw3.各轴转矩电动机的输出转矩 T d=(9550* P d)/ n m=(9550*3.85)/960Nm=38.30 Nm轴的输入转矩 T 1= T di 0 01= T d 4=38.30 Nm*1*0.99=37.92 Nm轴的输入转矩T 2= T 1i 1 12= T 1i 1 1 2=37.92 Nm*3*0.96*0.98=107.02 Nm轴的输入转矩 T 3= T 2i

11、2 23= T 1i 2 2 6=107.02 Nm*4.2*0.98*0.97=427.28 Nm轴的输入转矩 T 4= T 3 34= T 3 3 4=427.28 Nm*0.99*0.99=418.78 NmTd=38.30NmmT1=37.92NmmT2=37.92NmmT3=427.28NmmT4=418.78Nmm4.结果参数运动和动力参数如下 表5-1 轴名参数电动机轴轴轴轴轴转速n/(r/min)9609603207676功率P/kW3.853.813.583.43.3转矩T/(Nm)38.337.92107.02427.28418.78传动比i134.21效率 0.990.9

12、40.950.98表5-1 运动和动力参数六、 传动件的设计计算（一）、高速级锥齿轮传动的设计计算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，由机械设计第八版 表10-1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由以下公式求锥齿轮的最小直径d1t确定公式内各参数的值：小齿轮传递转矩为T1=因v值未知，Kv

13、值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.3由机械设计第八版表10-6，查得弹性系数ZE=189.8齿数比=i=3取齿宽系数=0.3选小齿轮齿数Z 1=25,大齿轮齿数Z 2= Z 1i 1=25*3=75许用接触应力可用下式公式 由机械设计第八版 图10-21、c、d表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=60n1jLh=60*960*1*24*300*10=4.147*109N2=N1/i1=4.147*109/3=1.382*109)由机械设计第八版图10-18查得寿命系数KN1=1，KN2=0.98；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d1

14、t,有 d1t90.3mm3.确定传动尺寸计算载荷系数 由机械设计第八版 表10-2查得使用系数KA=1.0;齿宽中点分度圆直径为 Dm1t=d1t(1-0.5)=90.3*(1-0.5*0.3)mm=76.76mm故vm1=dm1tn1/60*1000=*76.76*960/60*1000m/s=3.86m/s由机械设计第八版 图10-8降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv=1.26;由机械设计第八版 表查得轴承系数;则则载荷系数K=KAKvK=1.0*1.25*1.875=2.34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=90.3 mm =

15、109.8mm大端模数m 查机械原理第七版 表10-6，取标准模数m=4.5mm大端分度圆直径为 d1=mZ1=4.5*25mm=112.5mm109.8mm d2=mZ2=4.5*75mm=337.5mm锥齿距为 R=齿宽为 b=0.3*177.88mm=53.364mm取B2=55mm B1=60K=2.34m=4.5mmd1=113mmd2=339mmZ1=29Z2=87R=178mmB2=55mmB1=60mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 K、b、m和同前圆周力为 Ft=齿形系数YF和应力修正系数YS 即当量齿数为 由机械设计第八版 表10-5查得YFa1=2.60,

16、 YFa2=2.06 YSa1=1.595，YSa2=1.97许用弯曲应力 由图8-11查得寿命系数KN1=1，KN2=0.98；取安全系数SH=1.25 满足齿根强度要求满足齿根弯曲强度(二)、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算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，由机械设计表10-1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. 按齿面接触疲劳强度进行设计按

17、齿面接触疲劳强度进行设计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）确定公式内各参数的值：小齿轮传递转矩为T2=107020因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.6由机械设计图10-30，查得弹性系数ZE=189.8初选螺旋角，由图10-30选取区域系数ZH=2.433齿数比=i=4.2由机械设计第八版图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限及大齿轮的接触疲劳强度极限分别为 查机械设计第八版 表10-7，取齿宽系数=1.1小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1jLh=60*320*1*24*300*10=1.382*109N2=N1/i

18、2=1.382*109/4.2=3.291*108由机械设计第八版 图10-18查得寿命系数KN1=1，KN2=0.98；由表8-20取安全系数SH=1，则有许用接触应力 初选Z3=23，则Z4=uZ3=4.2*23=96.6，取Z4=97由机械设计第八版 图10-26查得2）设计计算小齿轮分度圆直径计算圆周速度 计算齿宽b及模数m nt b/h=74.91/6.41=11.686计算纵向重合度计算载荷系数K已知使用系数KA=1.0；由机械设计第八版 图10-8降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv=1.08；由机械设计第八版 表10-4查得；由机械设计第八版 图10-13查得；由机械设计

19、第八版 表10-3查得则载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d 3=68.1 mm =75.8mm计算模数m n T2=107020.Kt=1.6ZE=189.8ZH=2.433=i=4.2=1.1Z3=23Z4=97=1.65=68.1mm=b=74.91mm=2.85mmh=6.41mmb/h=11.686=2.307K=2.21d 3=75.8mm=3.2mm3.按齿根弯曲强度进行设计按齿根弯曲强度进行设计按齿根弯曲强度设计公式1）确定公式内各参数的值：根据重合度，从机械设计第八版 图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数由机械设计第八版 表10-5查取齿形系数YFa3=2.

20、60,YFa4=2.18， YSa3=1.595，YSa4=1.79由图8-11查得寿命系数KN1=1，KN2=0.98；取安全系数SH=1.25许用弯曲应力 计算大小齿轮的并比较小齿轮的数值大2）设计计算计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的发面模数大于有齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数，取m n=2.5mm，已满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，许按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取z 3=29 ,则z 4=uz 3=122=0.0241m n=2.5mmz 3=29z 4=1224.几何尺寸计算计算中心距 =196.4mm取整，螺旋角为 因值与初选值相差

21、不大，故对与有关的参数不进行修正计算大小齿轮分度圆直径 圆整后B 4=85mm B 3=90mm318.331mmB 3=90mmB 4=85mm七、轴的设计计算（一）、输入轴（I轴）的设计计算项目计算及说明计算结果1.轴的设计计算1）I轴I上力的计算 求输入轴上的功率、转速和转矩 =3.81 kw =960r/min =37920Nmm 求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 圆周力、径向力及轴向力的方向 见 图7-1 图7-1 输入轴载荷图 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 输入轴的

22、最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 =1.3*37920N.mm=49296N.mm 查GB/T 14653-93得知选用型号LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩1250000N.mm.而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。取=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。=17.73Ft=789.58NFr=272.50NFa=90.95N2轴的结构设计2）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图7-2）图7-2 输入轴

23、轴上零件的装配根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=58mm初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表13-1查得30308型轴承的定位轴肩高度故取取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽

24、度故取=24mm，轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于故取轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。=30mm

25、=58mm=50mm=25.25mm=24mm3.校核轴的强度 3)校核轴的强度求轴上的载荷（30307型的a=15.7mm。所以俩轴承间支点距离为109.5mm 右轴承与齿轮间的距离为54.25mm。）（见图7-3）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=100970.1N.mm扭矩T =37.92N.M图7-3 轴上的载荷 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图7-1 可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为= 15.78Mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。满足强度要求（二）

26、、中间轴（轴）的设计计算项目计算及说明计算结果1.轴的设计计算1）I轴I上力的计算 求输入轴上的功率P、转速n和转矩T =3.58kw =320r/min =107.02N.M 求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 dm2=d2(1-0.5)=337.5*(1-0.5*0.3)mm=286.875mm圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图7-4所示图7-4、中间轴受载荷图 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和=72.5=2952N

27、=1120.6N=874.4N=24.6mm2轴的结构设计 2)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图7-5） 图7-5中间轴上零件的装配根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13.1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为， 。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.1查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长L=55mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取L2-3=50mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。已知圆柱直齿轮齿宽B3=85，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取L4-5=80mm。齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离