圓錐圓柱齒輪減速器設計(哈爾濱工程大學機械設計課程設計)

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目 二級圓錐圓柱齒輪減速器設計 機械設計制造及其自動 專業(yè) 08 -716班設計者 魚展 學號 2008071629 指導教師 楊恩霞 2010 年 1 2 月 30 日 （哈爾濱工程大學）目 錄一 程設計書 -1 二 設計要求-1 三 設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案-22. 電動機的選擇-2 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比-3 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-3 5. 各級齒輪的設計與校核 -4 6.傳動軸的設計與校核-97.角接觸球軸承校核-18 8.鍵聯(lián)接設計和校核-209.器機體結(jié)構(gòu)尺寸-2110.密封設計-23四 設計心得 - 24

2、 五 參考資料- 24 一. 課程設計書設計課題:設計一用于帶動螺旋輸送機輸送聚乙烯樹脂材料的兩級圓錐圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,其效率為0.92(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限5年(300天/年),三班制工作,車間有三相交流,電壓380/220v。螺旋軸轉(zhuǎn)矩320nm,螺旋軸轉(zhuǎn)速110r/min。二. 設計要求1.減速器裝配圖一張(a1)。2.設計說明書一份。三. 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案 2. 電動機的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5. 各級齒輪的設計與校核 6.傳動軸的

3、設計與校核7.角接觸球軸承校核 8.鍵聯(lián)接設計和校核 9.器機體結(jié)構(gòu)尺寸10.密封設計一傳動裝置的總體設計減速器要符合綠色環(huán)保，工作時間長，質(zhì)量好。二選擇電動機1、選擇電動機系列 按工作要求及工作條件，選用三相異步電動機，封閉式扇式結(jié)構(gòu)，即：電壓為380v y系列的三相交流電源電動機。2、選電動機功率 （1）、傳動滾筒所需有效功率 （2）、傳動裝置總效率 各部分效率如下 閉式齒輪傳動效率： 滾動軸承效率： 聯(lián)軸器效率：可移式聯(lián)軸器效率：螺旋輸送機： （3）、所需電動機功率 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 選擇電動機轉(zhuǎn)速時，電動機重量輕，價格便宜，但總傳動比大，傳動裝置過大。轉(zhuǎn)速選擇小了，電動機過重，價格過

4、貴。擇中選擇三確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比傳動比分配 四計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)運動條件及運動參數(shù)分析計算0軸：0軸即電動機輸出軸： 1軸：1軸即減速器輸入軸 2軸：2軸即減速器中間軸3軸：3軸即減速器輸出軸4軸：4軸即傳動滾筒軸各軸運動和動力參數(shù)匯總表軸名功率p/kw轉(zhuǎn)矩t/(nmm)轉(zhuǎn)速n/(r/min)電機軸（0軸）4.49344696.09601軸4.44844248.39602軸4.27193464.8436.43軸4.101356041.4110卷筒軸（4軸）3.735324266.0110五.各級齒輪的設計與校核(一).低速級斜齒齒輪傳動的設計與校核1.齒輪材料，熱處理

5、及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒圓柱齒輪齒輪材料及熱處理i. 材料：低速級小齒輪選用40cr鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為 241-286hbs, 取小齒齒數(shù)=22齒輪精度為8級 大齒輪選用zg35crmo鋼，齒面硬度 190-240hbs，大齒輪齒數(shù)z2=z1i2=87.34,取 z2=87。2.初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計a.確定各參數(shù)算數(shù)值（1）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩t1=93464.8nmm t2=356041.4 nmm（2）初選齒寬系數(shù) ，由表查得1（3）初選螺旋角 初定螺旋角14（4）初選載荷系數(shù)kt =1.4 （5）計算應力值環(huán)數(shù)

6、 n=60nj =60436.41（536524）=1.15109(次) n2= 60nj =601101（536524）=2.8910(次)（6）彈性系數(shù)和節(jié)點區(qū)域系數(shù)為（7）端面重合度 （8）查取接觸疲勞系數(shù)（允許局部點蝕）zn1=0.89 zn2=1.08（9）查表得齒輪接觸疲勞極限 (10)安全系數(shù)s=1 1=0.89800=784 2=1.08560=605b.確定傳動尺寸初算小齒輪分度圓直徑d1t =圓周速度 動載荷系數(shù) kv=1.1假設，得齒間載荷分部系數(shù)k=1.24 使用系數(shù)ka=1.25齒間載荷分部系數(shù)kb=1.07 k=1.251.11.41.072.06按k值對d1t修正

7、 c.確定模數(shù)mn=/z1=2.49,取 mn=2.5d.確定螺旋角和中心距 =140.42mm取a=140mm，則 13.2911 d1= mnz1/=56.514 mm d2=223.486mme.確定齒寬由b=d1=56.514mm取b1=60mm b2=55mm3.按齒根彎曲強度校核a. 確定各參數(shù)（1） 由表7-4查取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)zv1=z1/(cos3)=23.86,查表得 zv2=z2/(cos3)=94.38,查表得(2)接觸疲勞系數(shù)y=0.89 y=0.92 (3)取安全系數(shù)s=1.25(4)查表得齒輪接觸疲勞極限 (5) 軸向重合度 1.61 y0.88= = 驗

8、算：,符合條件。 結(jié)論：彎曲強度足夠高速級齒輪的主要參數(shù)小錐齒輪大錐齒輪小錐齒輪大錐齒輪齒數(shù)z2453錐距r116.369mm齒寬b35mm35mm模數(shù)m4mm錐角24.362565.6375當量模數(shù)3.4mm分度圓直徑96mm212mm當量齒數(shù)26.35128.48中點分度圓直徑81.6mm180.2mm六.軸的初步設計計算 初選聯(lián)軸器和軸承：3.軸承選擇角接觸球軸承i軸選擇角接觸球軸承7208ac，ii軸選擇角接觸球軸承7208ac，iii軸選擇角接觸球軸承7209ac。（軸）軸的結(jié)構(gòu)設計擬定軸上零件的裝配方案下圖為軸上的裝配方案1.軸的材料選用45號鋼，調(diào)制處理，根據(jù)軸的初步設計: 2.

9、軸的長度的確定高速軸的校核t1=44248.3n/mm,z1=24,d1=96mm,=，=dm1=81.6mm，dm2=180.2mm(1).計算齒輪受力圓周力 ft=1085n徑向力 fr1=fttancos=360n軸向力 fa= fttancos=163n(2).計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)畫彎矩圖合成彎矩圖由m=（m2h+m2v）1/2(4).畫轉(zhuǎn)矩圖t=44248.3n mm(5).許用應力查表的=102.5mpa,=60

10、mpa,折合系數(shù)=60/102.5=0.59.(6).畫當量轉(zhuǎn)矩 t=26106.3nmm當量轉(zhuǎn)矩圖當中，最大當量轉(zhuǎn)矩為：m=52250nmm(7).校核軸徑d=20.57mm，小于軸的最小直徑，滿足要求。軸各段的長度如下：軸的受力分析：水平方向的受力及力矩圖垂直方向上的受力和力矩圖合成轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩圖當量彎矩圖（軸）軸的結(jié)構(gòu)設計：軸的材料選用：45號鋼，調(diào)制處理可以得到下圖中間軸的校核計算t2=93464.8n/mm, =13.2911,dm2=180.2mm,d3=56.614mm(1).計算齒輪受力大錐齒輪的受力計算圓周力 ft2=1037n徑向力 fr2= fa1=163n軸向力 fa2=

11、 fr1=360n小圓柱齒輪的受力計算圓周力ft3=3308n徑向力fr3= ft3=1237n軸向力fa3= ft3=781n(2).計算支承反力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)畫彎矩圖合成彎矩圖由m=（m2h+m2v）1/2(4).畫轉(zhuǎn)矩圖t=93464.8n mm(5).許用應力查表的=1

12、02.5mpa,=60mpa,折合系數(shù)=60/102.5=0.59.(6).畫當量轉(zhuǎn)矩 t=55144nmm當量轉(zhuǎn)矩圖當中，最大當量轉(zhuǎn)矩為：m=117809nmm(7).校核軸徑d=26.97mm，小于軸的最小直徑，滿足要求。受力圖如下：水平受力如下：垂直受力如下：合力矩如下：轉(zhuǎn)矩圖如下：當量轉(zhuǎn)矩圖：（iii軸）軸的結(jié)構(gòu)設計：1. l1的尺寸有聯(lián)軸器確定，我們留出30mm的余量，則可取l1=130mm,d1由聯(lián)軸器內(nèi)的內(nèi)徑確定取d1=40mm。2. l2的尺寸由擋油板寬度，軸承寬度和軸承端蓋的寬的確定，擋油板8mm,軸承寬度為21mm,端蓋24mm,在這之上加上2mm,l2=50mm,d2由軸

13、承確定為45mm.3. l3的尺寸由2軸的尺寸確定讓它們軸承之間的尺寸相減得到，l3=85.5mm,d3應高出l2,58mm,我們?nèi)3=62mm.4. l4由大齒輪的寬度決定，大齒輪的寬度應小于小齒輪5mm,所以大齒輪寬度為55mm,我們?nèi)4=53mm,d4=47mm5. l5 由軸承的寬度16mm，和擋油板12.5mm，再加齒輪的余量1mm,l5=34.5mm,d5由軸承的內(nèi)徑?jīng)Q定d5=45mm.低速軸的校核t3=356041.4n/mm, d4=223.486mm，=13.2911(1).計算齒輪受力大圓柱齒輪的受力計算圓周力ft4=3186n徑向力fr4= ft4=1192n軸向力f

14、a4= ft4=753n(2).計算支承反力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)畫彎矩圖合成彎矩圖由m=（m2h+m2v）1/2(4).畫轉(zhuǎn)矩圖t=356041.4n mm(5).許用應力查表的=102.5mpa,=60mpa,折合系數(shù)=60/102.5=0.59.(6).畫當量轉(zhuǎn)矩 t=210064nmm當量轉(zhuǎn)矩圖當中，最大當量轉(zhuǎn)矩為：m=231700nmm(7).校核軸徑d=33.80

15、mm，小于軸的最小直徑，滿足要求。軸的大體尺寸如下：軸的受力如下:水平方向受力：垂直方向受力：合力矩圖：轉(zhuǎn)矩圖：當量轉(zhuǎn)矩圖：七軸承的設計與校核 軸承的壽命計算軸承參數(shù)如下表軸承代號及軸d/mmd/mmb/mmcr/kncor/knn/(r/min)脂滑潤n/(r/min)油滑潤7208ac（i軸）40801835.224.57500100007208ac(ii軸）40801835.224.57500100007209ac(iii軸)851926.836.827.267009000軸承的受力如下：高速軸上軸承的校核 由軸的計算可知fr1=534nfr2=1678n，基本額定動載荷為c=35200

16、n(1).計算內(nèi)部軸向力f，=0.68fr，fa=163nf1,=363n,f2,=1141n(2).計算單個軸承的軸向載荷比較f1，+fa與f2，的大?。河蒮1，+fa=（360-163）n0.68,x1=0.41，y1=0.87.=1304/1678=0.68, x2=1，y1=0.p1= x1fr1+y1fa1=1353np2= x2fr2+y2fa2=1678n(4)計算壽命 查表知fc=1,fp=1.1lh=120407h43800h(5年為43800h)符合壽命要求。中間軸上軸承的校核由軸的計算可知fr1=544nfr2=2271n，基本額定動載荷為c=35200n(1).計算內(nèi)部

17、軸向力f，=0.68fr，fa=421nf1,=370n,f2,=1544n(2).計算單個軸承的軸向載荷比較f1，+fa與f2，的大?。河蒮2，+fa=（1544+421）n f1，由圖可知，i軸承被“壓緊”，ii軸承“放松”fa1=f2,+fa=1965n，fa2=f2，=1544n。(3).計算當量動載荷 p=xfr+yfa=1956/5440.68,x1=0.41，y1=0.87.=1544/2271=0.68, x2=1，y2=0.p1= x1fr1+y1fa1=1933np2= x2fr2+y2fa2=2271n(4)計算壽命 查表知fc=1,fp=1.1lh=106847h438

18、00h(5年為43800h)符合壽命要求。低速軸上軸承的校核由軸的計算可知fr1=791nfr2=2869n，基本額定動載荷為c=35200n(1).計算內(nèi)部軸向力f，=0.68fr，fa=753nf1,=538n,f2,=1951n(2).計算單個軸承的軸向載荷比較f1，+fa與f2，的大?。河蒮2，+fa=（1951+753）n f1，由圖可知，i軸承被“壓緊”，ii軸承“放松”fa1=f2,+fa=2704n，fa2=f2，=1951n。(3).計算當量動載荷 p=xfr+yfa=2704/7910.68,x1=0.41，y1=0.87.=1951/2869=0.68, x2=1，y2=

19、0.p1= x1fr1+y1fa1=2704np2= x2fr2+y2fa2=2869n(4)計算壽命 查表知fc=1,fp=1.1lh=299345h43800h(5年為43800h)符合壽命要求。八鍵的校核 查表知鍵，軸，輪轂三者中最弱材料的許用擠壓強度為=120mpa高速軸上鍵的校核和聯(lián)軸器相連的鍵校核(1)選擇鍵的類型和尺寸由軸的直徑為35mm，查表選擇鍵的類型為：1050 gb/t 1096-2003則t=44690nmm， b=10mm，h=8mm，l=50mm，k=0.5h=4mm,鍵的有效長度為l=l-b=40mm。(2)按鍵的強度條件校核：=2tkld=15.96mpa,符合

20、強度條件。和小錐齒輪相連的鍵的校核(1)選擇鍵的類型和尺寸由軸的直徑為36mm，查表選擇鍵的類型為：1028 gb/t 1096-2003則t=44248.3nmm， b=10mm，h=9mm，l=28mm，k=0.5h=4.5mm,鍵的有效長度為l=l-b=18mm。(2)按鍵的強度條件校核：=2tkld=34.1mpa,符合強度條件。中間軸上鍵的校核和大錐齒輪相連的鍵校核(1)選擇鍵的類型和尺寸由軸的直徑為42mm，查表選擇鍵的類型為：1434 gb/t 1096-2003則t=93464.8nmm， b=14mm，h=9mm，l=45mm，k=0.5h=4.5mm,鍵的有效長度為l=l-

21、b=31mm。(2)按鍵的強度條件校核：=2tkld=31.9mpa,符合強度條件。低速軸上鍵的校核和大斜齒輪相連的鍵校核(1)選擇鍵的類型和尺寸由軸的直徑為47mm，查表選擇鍵的類型為：1450 gb/t 1096-2003則t=356041.4nmm， b=14mm，h=9mm，l=50mm，k=0.5h=4.5mm,鍵的有效長度為l=l-b=36mm。(2)按鍵的強度條件校核：=2tkld=93.5mpa,符合強度條件。和聯(lián)軸器相連的鍵校核(1)選擇鍵的類型和尺寸由軸的直徑為40mm，查表選擇鍵的類型為：12100 gb/t 1096-2003則t=356041.4nmm， b=12mm

22、，h=8mm，l=100mm，k=0.5h=4.5mm,鍵的有效長度為l=l-b=90mm。(2)按鍵的強度條件校核：=2tkld=45.0mpa1.218齒輪端面與內(nèi)機壁距離10機蓋，機座肋厚 9軸承端蓋外徑+（5）120、125、軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離130十潤滑密封設計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以軸承采用脂潤滑。箱體內(nèi)選用sh0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為h+ h=40mm =50mm所以h+=40+50=90mm其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬

23、度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為 6.3 ， 密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，取150mm。并勻均布置，保證部分面處的密封性。四.設計心得再設計課題開始的時候非常的困難，完全一片茫然，就不知道減速箱里邊的齒輪該怎樣放，當然也參考了很多的書籍，和一些網(wǎng)絡上的資料，才有了些頭緒，當然還有我們班的同學的大力支持，在計算和繪圖的過程中有很多的問題，他們都給了很多的幫助，自己也少不了摸索，特別是在作圖的時候，更改了很多，花了很多時間，這次的課程設計讓我第一次自己做自己的設計，也許這也是自己設計生涯的開端，當然這是自己寶貴的經(jīng)驗。并且進一步對機械設計，機械原理，材料力學，機械工程制圖的深入學習。同時感謝老師和同學給予我的支持和幫助，在此謝謝大家。五.參考資料1楊恩霞.機械設計課程設計m.哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社，20092楊恩霞.機械設計m.哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社，20083許國玉.計算機繪圖教程m.哈爾