二級圓錐圓柱齒輪減速器機械課程設計

1、機械設計課程設計說明書設計題目：二級圓錐-圓柱齒輪減速器班 級： 設 計 者： 學 號：指導教師： 機械設計課程設計計算說明書計算過程及計算說明一、傳動裝置總體設計1.1 傳動方案確定設計二級圓錐-圓柱齒輪減速器工作條件：1 兩班制，連續(xù)單向運行，在和較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵環(huán)境最高溫度為35；2 使用折舊期：8年；3 檢修間隔期，四年一大修，兩年一中修，半年一次小修；4 動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；5 運輸帶速度允許誤差%；6 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠生產(chǎn)，小批量生產(chǎn)原始數(shù)據(jù)：運輸機工作周轉(zhuǎn)矩：T=2300Nm；帶速V=1.10m/s；滾筒直徑D=300mm1.2電

2、動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）工作機所需功率：=FV/1000 =2300x1.1/1000=2.53Kw(2)傳動裝置的總效率：總=聯(lián)軸器圓錐齒輪圓柱齒輪卷筒皮帶4軸承 =0.980.970.970.960.980.99=0.822)電動機的輸出功率：Pd= P/總=2.53/0.82=3.09kW3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算工作機軸工作轉(zhuǎn)速：nw=601000V/D=6010001.10/300=70.06r/min 按表14-2推薦的傳動比范圍，取圓柱齒輪和圓錐齒輪傳動的一級減速器傳動比范圍為23和35，則總傳動比范圍為Id=615。故電動機轉(zhuǎn)

3、速的可選范圍為nd=Idnw=（615）70.06=420.361050.9r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750和1000r/min。4、確定電動機型號由上可見，電動機同步轉(zhuǎn)速可選750和1000r/min,查表8-2選取電動機型號為Y132M1-6機。電動機的主要參數(shù)見下表型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速 (r/min)同步轉(zhuǎn)速（r/min)啟動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y132M1-6496010002.01.3運動參數(shù)及動力參數(shù)計算計算總傳動比及分配各級的傳動比1)、總傳動比：i=nm/nw=960/70.6=13.72)、分配各級傳動比:取i錐=3， i直=4.563）計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）n1

4、=n=960n2=nI/i1=960/3=320n3=nII/i2=320/4.56=70n卷= nIII=704）計算各軸的功率（kW）PI=Pd聯(lián)軸器=3.090.97=3 P2=PI軸承圓錐齒輪=30.990.97=2.88P3=P2軸承圓柱齒輪=2.880.970.99=2.77P卷= P3*軸承*聯(lián)軸器=2.770.990.99=2.68 5）計算各軸扭矩（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* P卷/nW=365.6

5、3二、傳動件的設計計算2.1 高速級錐齒輪傳動的設計計算（1）選擇材料和熱處理方式該減速器為通用減速器， 選擇大小錐齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，大齒輪正火處理，由表8-17得齒面硬度為HBW1=217-255，HBW2=162-217，平均硬度HBW1=236，HBW2=190，選用8級精度。（2）齒面接觸疲勞強度進行設計計算由設計公式進行計算 即1)小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩 T1= 29.84Nm2）選取載荷系數(shù)Kt=1.31.6同小齒輪懸臂設置，取Kt=1.33)選取齒寬系數(shù)，取4)直齒輪，由圖9-2查的節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.55)由表8-19，查的彈性系數(shù)ZE=189.86）齒數(shù)比u=37）許用應力計

6、算公式:；由表8-4e，a查得接觸批量極限 8)大小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為 由圖8-5查得壽命系數(shù)ZN1=0.9，ZN2=1.05;由表查得安全系數(shù)SH=1.0則有取=409.5MPa9)初算小齒輪的分度圓直徑d3得=72.4mm（3）.確定齒數(shù)和模數(shù) 選取Z1=25,Z2=u* Z1=3x25=75取Z2=75大端模數(shù)m=mm，取標準模數(shù)m=3大端分度圓直徑錐頂距為mm齒寬；取b=36mm（4）校核齒根彎曲疲勞強度 1) K=1.3 b=36 m=3 R=0.32) 圓周力：N 3) 齒形系數(shù)YF和應力修正系數(shù)Ys 由圖8-8得YF1=2.6 YF2=2.12,由圖8-9；YS1=1.6

7、YS2=1.91許用彎曲應力由圖8-4f,b查得彎曲疲勞極限應力為=210MPa =170MPa.由圖8-11查得壽命系數(shù)YN1=YN2=1，由表8-20查得安全系數(shù)SF=1.25，故：（5）計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸2.2低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 （1）選擇材料，熱處理方式大小齒輪均使用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，由表8-1得齒面HBW1=217-255，HBW2=162-217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190,.選用8級精度。（2）初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，齒面接觸疲勞強度可以計算： 1) 小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩為T3=85.95 Nm 2) 初選載

8、荷系數(shù)Kt=1.43) 由表8-18，取齒寬系數(shù)4) 由表8-19查得彈性系數(shù)ZE=189.85) 初選螺旋角，由圖9-2查的節(jié)點區(qū)域系數(shù)6) 齒數(shù)比u=4.567) 選；端面重合度：由圖8-3查得重合度系數(shù)由圖11-2查得螺旋角系數(shù)8) 許用應力計算公式:；由表8-4e，a查得接觸批量極限 9）大小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為由圖8-5查得壽命系數(shù)由表查得安全系數(shù)SH=1.0，則有取=429MPa 初算小齒輪分度圓直徑d3得=60.49mm（3）確定傳動尺寸 1)計算載荷系數(shù) 由表8-21查得使用系數(shù)KA=1.0,由圖8-6查得動載荷系數(shù)Kv=1.15由圖8-7查得齒向載荷分配系數(shù)由表8-22查

9、得齒間載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)為： 2）對d3修正 mm3)確定模數(shù) 取mn=3 4）計算傳動尺寸 中心距為mm.取圓整a=215mm 螺旋角 因值與所選值相差較大，對進行修正。由圖9-2查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.43，端面重合度為由圖8-3查得重合系數(shù)，由圖11-2查得螺旋角系數(shù)因m/s由圖8-6查得載荷系數(shù)Kv=1.1，載荷系數(shù)K值不變?nèi)n=3中心距為：取a=215mm螺旋角修正完畢 （4）校核齒根疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為：1）, T3=85950 Nmm,d3=77.4mm2）齒寬b=b4=95mm3）齒形系數(shù)YF和應力修正系數(shù)YS,當量齒數(shù)為：由圖8-8查得由圖8-9查得4）由

10、圖8-10查得重合度系數(shù)由圖11-3查得螺旋角系數(shù)5)許用彎曲應力為由圖8-4f，b查得彎曲疲勞極限應力由圖8-11查得壽命系數(shù)YN3=YN4=1,由表8-20查得安全系數(shù)SF=1.25故有；（5）計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù) 齒頂高 齒根高 =（1+0.25）x3=3.75mm全齒高 h=ha+hf=6.75mm頂隙 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 三、齒輪上作用力的計算（1）高速級齒輪傳動的作用力1）已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=29840 Nmm,轉(zhuǎn)速n1=960r/min,小齒輪大端分度圓直徑d1=75mm,2)錐齒輪1的作用力 圓周力為徑向力：法向力:4) 錐齒輪2的作用力 錐齒輪2上

11、的圓周力，徑向力，和軸向力與錐齒輪1上的圓周力，徑向力，和軸向力大小相等，方向相反。(2)高速級齒輪傳動的作用力（1） 已知條件 中間軸的傳遞扭矩T2=85950Nmm,轉(zhuǎn)速n2=320r/min,低速級斜齒輪圓柱齒輪的螺旋角，為使斜齒圓柱齒輪3的軸向力與錐齒輪2的軸向力相互抵消一部分，低速級的小齒輪右旋，大齒輪左旋，小齒輪的分度圓直徑d3=77.4mm（2） 齒輪3的作用力 圓周力為：徑向力：軸向力：法向力：（3） 齒輪4的作用力：從動齒輪4的各個力與主動齒輪3上的力大小相等，作用方向相反 四、軸的設計計算高速軸的設計計算1.已知條件：高速軸傳遞的功率P1=3KW,T1=29840 Nmm,

12、n1=960r/min,小齒輪大端分度圓直徑d1=75mm，齒寬中點處分度圓直徑，齒輪寬度b=36mm2傳遞功率不大，對重量級結(jié)構無特殊要求，選用材料為45鋼，調(diào)制處理3.初算軸徑，查表9-8得C=106-135，曲C=118，則，軸與帶輪連接，有鍵槽，軸徑應增大3%-5%，軸端最細處直徑:4.結(jié)構設計（1）聯(lián)軸器與軸段1 軸段1上安裝聯(lián)軸器，此段設計應于連軸器的選擇同步設計。查表8-37，取載荷系數(shù)Ka=1.5計算轉(zhuǎn)矩為：由表8-38查得GB/T5014-2003 LX1符合要求，軸的范圍1224mm，據(jù)上，選d=22mm，聯(lián)軸器直徑為22mm軸孔長度Y型孔軸A型鍵,聯(lián)軸器從端代號為LX1

13、22x52GB/T 5014-2003(2)軸承與軸段2和4的設計。使用聯(lián)軸器軸肩設計，軸肩高度，軸段2的軸徑：其值最終由密封圈確定，軸的圓周速度小于3m/s，選用氈圈油封，查表8-27初選35JB/ZQ4606-1997,軸承段直徑為28mm，選用圓錐滾子軸承30207，由表9-9得軸承內(nèi)徑d=25mm外徑D=52mm，寬度B=15mm，T=16.25mm，內(nèi)圈定位直徑da=31mm外徑定位直徑Da=46mm軸上力作用點與外圈大端面的距離a3=12.5mm故d=25mm，軸段長度應略短于軸承內(nèi)圈寬度，取L2=15mm通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號取d4=25mm,L4=15mm(3)軸段

14、3的設計 該軸為軸承提供定位作用，取該段直徑為軸承定位軸肩直徑d3=31mm（4）齒輪與軸段5的設計，軸段5上安裝齒輪，小齒輪所處的軸段采用懸臂結(jié)構，取d5=25mm。錐齒輪大端側(cè)徑向端面與軸承套杯端面距離取為，軸承杯凸肩套c=6mm，齒輪大端側(cè)徑向端面的距離按齒輪結(jié)構需要取為40mm，取軸與齒輪配合段比齒輪轂孔略短，差值為0.75mm，則有:L5=40+8+6+16.5-16-0.75=53.5mm(5)軸段1與6的長度 由表4-1可知，下箱座壁厚取取端蓋與軸承間的調(diào)整墊片厚度為，取軸承蓋凸緣厚度Bd=10mm，取聯(lián)軸器轂孔端面距軸承端蓋表面距離K=10mm，軸承凸緣安轉(zhuǎn)面與軸承左端面的距離

15、取為l4=25.5mm，取軸段1端面與聯(lián)軸器左端面的距離為1.75則有L1=52+10+12+25.5+16.25-14-1.75=100mm,小齒輪的受力作用點與右端軸承對軸的力的作用點間的距離為取L3=120mm 在其取值范圍合格。中間軸的設計與計算1. 已知條件p2=2.88kw,轉(zhuǎn)速n2=320r/min，錐齒輪大端分度圓直徑d2=225mm，其齒寬中點處分度圓直徑 d3=104.38mm，齒輪寬度b3=120mm2. 傳遞功率不大，C=106135mm，取C=110mm則：3. 結(jié)構設計（1） 軸段1和軸段5的設計 齒輪上作用較大的軸向力和圓周力，選用圓錐滾子軸承，暫取軸承30207

16、，由表9-9得到軸承內(nèi)徑d1=30mm,外徑D=62mm，T=17.25mm,B=16mm。內(nèi)圈定位直徑da=36mm外圈定位直徑Da=53mm，軸承對軸上力的作用點與外圈大端面的距離a3=13.8，d1=30mm。一根軸上兩個相同軸承取相同型號，d5=30mm（2） 齒輪軸段2和4的設計 為方便齒輪安裝，d2和d4應分別略大于d1和d5取d2=d4=38mm，齒輪轂寬度范圍（1.21.5）d4=45.657mm，取l4=52mm。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段2和軸段4的長度應比相應齒輪的輪轂略短，b3=104mm,取L2=115mm,L4=50mm（3） 軸段3的設計 該段為中間軸上的

17、兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍（0.070.1）d2=2.663.8mm取h=3mm故d3=d2+2h=42mm，使箱體兩內(nèi)側(cè)壁關于高速軸軸向?qū)ΨQ，量取寬度為196mm即Bx=196mm則軸段3的長度（4） 軸段1和軸段5的長度 由于軸承內(nèi)端面距箱體內(nèi)壁的距離取為則軸段1的長度：軸段5的長度低速軸的設計計算1 已知：P3 =2.77kw, n3 =70r/min,T1 =377.9 Nm,傳遞扭矩d4=352.9mm,齒輪寬度b4=95mm2選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)3.初算軸徑，取C=106mm, 考慮到最小直徑處要連接聯(lián)軸器要有鍵槽，將直徑增大5%，則d=36.04(1+5%

18、)mm=37.84mm3.初步選擇聯(lián)軸器要使軸徑與聯(lián)軸器軸孔相適應故選擇連軸器型號查表8-37得kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*37790= Nmm查表8-38.GB/T5014-2003 中的L3型聯(lián)軸器符合要求，公稱轉(zhuǎn)矩1250 Nm，許用轉(zhuǎn)矩4750r/min，軸孔范圍3048mm取聯(lián)軸器轂孔直徑為40mm，軸孔長度62，J型孔A型鍵，聯(lián)軸器主動端代號LX3 38x62GB/T5014-2003 取d1=38mm，L1=60mm 4. 軸段2的設計 軸肩高度h=(0.070.1)d1=2.944.2mm, d2=d1+2xh=(43.3245.6)mm,取d2=45mm5. 軸

19、的結(jié)構設計 軸承與軸段3和7的設計。取軸承為7009c，由表11-9得軸承內(nèi)徑為d=50mm，外徑D=75mm，寬度B=16mm，da=51mm，Da=62mm，軸承對軸力的作用點與外圈大端面的距離為a3=16mm 故d3=50mm，L3=B=16mm,d7與d3用統(tǒng)一軸承，取d7=d3=50mm6. 齒輪與軸段6 為了便于齒輪4的安裝d6應略大于d7，取d6=52mm，齒輪4的輪轂寬度為b4=（0.070.1）d6=（1.21.5）d6取b4=70mm，軸段6略小于輪轂4寬度，取L6=68mm，d5=60mm，L5=1.4h=5.6.取L5=7mm。軸段4的直徑可取軸承內(nèi)圈定位直徑d4=51

20、mm，軸段4的長度7. 軸段2和軸段7 的長度軸承座的寬度為取聯(lián)軸器輪轂端面與軸承端蓋外端面的距離為k=10mm則有47mm參考文獻：1. 吳宗澤、高志編機械設計 課程設計手冊四版 高等教育出版社20122. 張春宜、郝廣平 、劉敏減速器設計實例精解 機械工業(yè)出版社 2009 注釋及說明T=2300Nm V=1.10m/sD=300mmP=2.53kW總=0.82 Pd=3.09kWnw=70.06r/min電動機型號132M1-6i總=13.7i1=3i2=4.56nI =960r/minn2=320r/minn3=70r/minn卷= n3=70PI=3KwP2=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.