二级圆锥圆柱齿轮减速器机械课程设计(共19页)

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1、精选优质文档-倾情为你奉上机械设计课程设计说明书设计题目：二级圆锥-圆柱齿轮减速器班 级： 设 计 者： 学 号：指导教师： 机械设计课程设计计算说明书计算过程及计算说明一、传动装置总体设计1.1 传动方案确定设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器工作条件：1 两班制，连续单向运行，在和较平稳，室内工作，有粉尘环境最高温度为35；2 使用折旧期：8年；3 检修间隔期，四年一大修，两年一中修，半年一次小修；4 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5 运输带速度允许误差%；6 制造条件及生产批量：一般机械厂生产，小批量生产原始数据：运输机工作周转矩：T=2300Nm；带速V=1.10m/s；滚筒

2、直径D=300mm1.2电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）工作机所需功率：=FV/1000 =2300x1.1/1000=2.53Kw(2)传动装置的总效率：总=联轴器圆锥齿轮圆柱齿轮卷筒皮带4轴承 =0.980.970.970.960.980.99=0.822)电动机的输出功率：Pd= P/总=2.53/0.82=3.09kW3、确定电动机转速：计算工作机轴工作转速：nw=601000V/D=6010001.10/300=70.06r/min 按表14-2推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动的一级减速器传动比范围为23和35，则总传动比范围

3、为Id=615。故电动机转速的可选范围为nd=Idnw=（615）70.06=420.361050.9r/min符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。4、确定电动机型号由上可见，电动机同步转速可选750和1000r/min,查表8-2选取电动机型号为Y132M1-6机。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速 (r/min)同步转速（r/min)启动转矩/额定转矩Y132M1-6496010002.01.3运动参数及动力参数计算计算总传动比及分配各级的传动比1)、总传动比：i=nm/nw=960/70.6=13.72)、分配各级传动比:取i锥=3， i直=4.563）计算

4、各轴转速（r/min）n1=n=960n2=nI/i1=960/3=320n3=nII/i2=320/4.56=70n卷= nIII=704）计算各轴的功率（kW）PI=Pd联轴器=3.090.97=3 P2=PI轴承圆锥齿轮=30.990.97=2.88P3=P2轴承圆柱齿轮=2.880.970.99=2.77P卷= P3*轴承*联轴器=2.770.990.99=2.68 5）计算各轴扭矩（Nm）T0=9550* Pd/ nm =95503.09/960=30.73TI=9550*PI/nI=29.84T2=9550*P2/n2=85.95T3=9550*P3/n3=377.9T卷=9550

5、* P卷/nW=365.63二、传动件的设计计算2.1 高速级锥齿轮传动的设计计算（1）选择材料和热处理方式该减速器为通用减速器， 选择大小锥齿轮材料为45钢调质，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度为HBW1=217-255，HBW2=162-217，平均硬度HBW1=236，HBW2=190，选用8级精度。（2）齿面接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算 即1)小齿轮的名义转矩 T1= 29.84Nm2）选取载荷系数Kt=1.31.6同小齿轮悬臂设置，取Kt=1.33)选取齿宽系数，取4)直齿轮，由图9-2查的节点区域系数ZH=2.55)由表8-19，查的弹性系数ZE=189.86）

6、齿数比u=37）许用应力计算公式:；由表8-4e，a查得接触批量极限 8)大小齿轮的应力循环次数分别为 由图8-5查得寿命系数ZN1=0.9，ZN2=1.05;由表查得安全系数SH=1.0则有取=409.5MPa9)初算小齿轮的分度圆直径d3得=72.4mm（3）.确定齿数和模数 选取Z1=25,Z2=u* Z1=3x25=75取Z2=75大端模数m=mm，取标准模数m=3大端分度圆直径锥顶距为mm齿宽；取b=36mm（4）校核齿根弯曲疲劳强度 1) K=1.3 b=36 m=3 R=0.32) 圆周力：N 3) 齿形系数YF和应力修正系数Ys 由图8-8得YF1=2.6 YF2=2.12,由

7、图8-9；YS1=1.6 YS2=1.91许用弯曲应力由图8-4f,b查得弯曲疲劳极限应力为=210MPa =170MPa.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：（5）计算锥齿轮传动其他几何尺寸2.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 （1）选择材料，热处理方式大小齿轮均使用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-1得齿面HBW1=217-255，HBW2=162-217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190,.选用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，齿面接触疲劳强度可以计算： 1) 小齿轮的传递转矩为T3=85

8、.95 Nm 2) 初选载荷系数Kt=1.43) 由表8-18，取齿宽系数4) 由表8-19查得弹性系数ZE=189.85) 初选螺旋角，由图9-2查的节点区域系数6) 齿数比u=4.567) 选；端面重合度：由图8-3查得重合度系数由图11-2查得螺旋角系数8) 许用应力计算公式:；由表8-4e，a查得接触批量极限 9）大小齿轮的应力循环次数分别为由图8-5查得寿命系数由表查得安全系数SH=1.0，则有取=429MPa 初算小齿轮分度圆直径d3得=60.49mm（3）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,由图8-6查得动载荷系数Kv=1.15由图8-7查得齿向

9、载荷分配系数由表8-22查得齿间载荷分配系数，则载荷系数为： 2）对d3修正 mm3)确定模数 取mn=3 4）计算传动尺寸 中心距为mm.取圆整a=215mm 螺旋角 因值与所选值相差较大，对进行修正。由图9-2查得节点区域系数ZH=2.43，端面重合度为由图8-3查得重合系数，由图11-2查得螺旋角系数因m/s由图8-6查得载荷系数Kv=1.1，载荷系数K值不变取mn=3中心距为：取a=215mm螺旋角修正完毕 （4）校核齿根疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为：1）, T3=85950 Nmm,d3=77.4mm2）齿宽b=b4=95mm3）齿形系数YF和应力修正系数YS,当量齿数为：由图8-

10、8查得由图8-9查得4）由图8-10查得重合度系数由图11-3查得螺旋角系数5)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故有；（5）计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 齿顶高 齿根高 =（1+0.25）x3=3.75mm全齿高 h=ha+hf=6.75mm顶隙 齿顶圆直径 齿根圆直径 三、齿轮上作用力的计算（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=29840 Nmm,转速n1=960r/min,小齿轮大端分度圆直径d1=75mm,2)锥齿轮1的作用力 圆周力为径向力：法向力:4) 锥

11、齿轮2的作用力 锥齿轮2上的圆周力，径向力，和轴向力与锥齿轮1上的圆周力，径向力，和轴向力大小相等，方向相反。(2)高速级齿轮传动的作用力（1） 已知条件 中间轴的传递扭矩T2=85950Nmm,转速n2=320r/min,低速级斜齿轮圆柱齿轮的螺旋角，为使斜齿圆柱齿轮3的轴向力与锥齿轮2的轴向力相互抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮的分度圆直径d3=77.4mm（2） 齿轮3的作用力 圆周力为：径向力：轴向力：法向力：（3） 齿轮4的作用力：从动齿轮4的各个力与主动齿轮3上的力大小相等，作用方向相反 四、轴的设计计算高速轴的设计计算1.已知条件：高速轴传递的功率P1=3KW,

12、T1=29840 Nmm,n1=960r/min,小齿轮大端分度圆直径d1=75mm，齿宽中点处分度圆直径，齿轮宽度b=36mm2传递功率不大，对重量级结构无特殊要求，选用材料为45钢，调制处理3.初算轴径，查表9-8得C=106-135，曲C=118，则，轴与带轮连接，有键槽，轴径应增大3%-5%，轴端最细处直径:4.结构设计（1）联轴器与轴段1 轴段1上安装联轴器，此段设计应于连轴器的选择同步设计。查表8-37，取载荷系数Ka=1.5计算转矩为：由表8-38查得GB/T5014-2003 LX1符合要求，轴的范围1224mm，据上，选d=22mm，联轴器直径为22mm轴孔长度Y型孔轴A型键

13、,联轴器从端代号为LX1 22x52GB/T 5014-2003(2)轴承与轴段2和4的设计。使用联轴器轴肩设计，轴肩高度，轴段2的轴径：其值最终由密封圈确定，轴的圆周速度小于3m/s，选用毡圈油封，查表8-27初选35JB/ZQ4606-1997,轴承段直径为28mm，选用圆锥滚子轴承30207，由表9-9得轴承内径d=25mm外径D=52mm，宽度B=15mm，T=16.25mm，内圈定位直径da=31mm外径定位直径Da=46mm轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=12.5mm故d=25mm，轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取L2=15mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号取d4=25mm

14、,L4=15mm(3)轴段3的设计 该轴为轴承提供定位作用，取该段直径为轴承定位轴肩直径d3=31mm（4）齿轮与轴段5的设计，轴段5上安装齿轮，小齿轮所处的轴段采用悬臂结构，取d5=25mm。锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为，轴承杯凸肩套c=6mm，齿轮大端侧径向端面的距离按齿轮结构需要取为40mm，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差值为0.75mm，则有:L5=40+8+6+16.5-16-0.75=53.5mm(5)轴段1与6的长度 由表4-1可知，下箱座壁厚取取端盖与轴承间的调整垫片厚度为，取轴承盖凸缘厚度Bd=10mm，取联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离K=10mm，轴承凸

15、缘安转面与轴承左端面的距离取为l4=25.5mm，取轴段1端面与联轴器左端面的距离为1.75则有L1=52+10+12+25.5+16.25-14-1.75=100mm,小齿轮的受力作用点与右端轴承对轴的力的作用点间的距离为取L3=120mm 在其取值范围合格。中间轴的设计与计算1. 已知条件p2=2.88kw,转速n2=320r/min，锥齿轮大端分度圆直径d2=225mm，其齿宽中点处分度圆直径 d3=104.38mm，齿轮宽度b3=120mm2. 传递功率不大，C=106135mm，取C=110mm则：3. 结构设计（1） 轴段1和轴段5的设计 齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚

16、子轴承，暂取轴承30207，由表9-9得到轴承内径d1=30mm,外径D=62mm，T=17.25mm,B=16mm。内圈定位直径da=36mm外圈定位直径Da=53mm，轴承对轴上力的作用点与外圈大端面的距离a3=13.8，d1=30mm。一根轴上两个相同轴承取相同型号，d5=30mm（2） 齿轮轴段2和4的设计 为方便齿轮安装，d2和d4应分别略大于d1和d5取d2=d4=38mm，齿轮毂宽度范围（1.21.5）d4=45.657mm，取l4=52mm。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2和轴段4的长度应比相应齿轮的轮毂略短，b3=104mm,取L2=115mm,L4=50mm（3） 轴段

17、3的设计 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围（0.070.1）d2=2.663.8mm取h=3mm故d3=d2+2h=42mm，使箱体两内侧壁关于高速轴轴向对称，量取宽度为196mm即Bx=196mm则轴段3的长度（4） 轴段1和轴段5的长度 由于轴承内端面距箱体内壁的距离取为则轴段1的长度：轴段5的长度低速轴的设计计算1 已知：P3 =2.77kw, n3 =70r/min,T1 =377.9 Nm,传递扭矩d4=352.9mm,齿轮宽度b4=95mm2选择材料并按扭矩初算轴径选用45#调质3.初算轴径，取C=106mm, 考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，

18、则d=36.04(1+5%)mm=37.84mm3.初步选择联轴器要使轴径与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号查表8-37得kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*37790= Nmm查表8-38.GB/T5014-2003 中的L3型联轴器符合要求，公称转矩1250 Nm，许用转矩4750r/min，轴孔范围3048mm取联轴器毂孔直径为40mm，轴孔长度62，J型孔A型键，联轴器主动端代号LX3 38x62GB/T5014-2003 取d1=38mm，L1=60mm 4. 轴段2的设计 轴肩高度h=(0.070.1)d1=2.944.2mm, d2=d1+2xh=(43.3245.6)mm

19、,取d2=45mm5. 轴的结构设计 轴承与轴段3和7的设计。取轴承为7009c，由表11-9得轴承内径为d=50mm，外径D=75mm，宽度B=16mm，da=51mm，Da=62mm，轴承对轴力的作用点与外圈大端面的距离为a3=16mm 故d3=50mm，L3=B=16mm,d7与d3用统一轴承，取d7=d3=50mm6. 齿轮与轴段6 为了便于齿轮4的安装d6应略大于d7，取d6=52mm，齿轮4的轮毂宽度为b4=（0.070.1）d6=（1.21.5）d6取b4=70mm，轴段6略小于轮毂4宽度，取L6=68mm，d5=60mm，L5=1.4h=5.6.取L5=7mm。轴段4的直径可取

20、轴承内圈定位直径d4=51mm，轴段4的长度7. 轴段2和轴段7 的长度轴承座的宽度为取联轴器轮毂端面与轴承端盖外端面的距离为k=10mm则有47mm参考文献：1. 吴宗泽、高志编机械设计 课程设计手册四版 高等教育出版社20122. 张春宜、郝广平 、刘敏减速器设计实例精解 机械工业出版社 2009 注释及说明T=2300Nm V=1.10m/sD=300mmP=2.53kW总=0.82 Pd=3.09kWnw=70.06r/min电动机型号132M1-6i总=13.7i1=3i2=4.56nI =960r/minn2=320r/minn3=70r/minn卷= n3=70PI=3KwP2=

21、2.88kWP3=2.77kWP卷=2.68kWTd=30.73 NmTI=29.84NmT2=85.85NmT3=377.9NmT卷=365.6 NmT1= 29.84NmKt=1.3ZH=2.5ZE=189.8=409.5MPa72.4mmZ1=25Z2=75M=2.88mmd1=75mmd2=225mmR=118.5mmb=36mmT=936.16N满足齿根弯曲疲劳强度ha=3mmhf=3.6mmc=0.6mmda1=80.69mmda2=226.896mmdf1=86.16mmdf2=222.72mmT3=85.95 NmKt=1.4ZE=189.8 u=4.56=1.69=597.4

22、MPa=429MPaV=1.01m/smmK=1.53mmd3=77.4mmd4=352.94mmb3=86mmb4=95mm满足齿根弯曲疲劳强度Nm Nmmt=3.07mmha=3mmhf=3.75mmh=6.75mmc=0.75mmda3=83.6mmda4=358.94mmdf3=71.4mmdf4=346.94mm=936.16N=320N=105.15N=997NT2=85950Nmm,n2=320r/mind3=77.4mm =2220.9N=821.7N=564.1N=2467.7Nd1=22mmL1=50mmd2=25mmL2=15mmd3=31mmc=6mmL5=53.5mm=56.5mm=127.5mmL3=120mm=86mmd1=30mmd5=30mmd2=d4=38mml4=52mmb3=104mmL2=115mmL4=50mmd3= 42mmBx=196mmL1=34mmL5=34mmd1=38mmL1=60mmd2=45mmL3=16mmd7=d3=50mmd5=60mmL5=7mmd6=52mmL5=7mmb4=70mmL6=68mmd4=51mm=55mmL2=45mmL7=30mm专心-专注-专业