二级锥齿斜齿圆柱齿轮减速器

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1、机械设计课程设计 一 传动方案的拟定 根据已知条件，运输带的有效拉力为1100N，运输带的速冻为2.4m/s，卷筒直径为370mm，三相交流电源，有粉尘，载荷平稳，常温下持续工作。 该设备的传动系统由电动机(原动机)—减速器（传动装置）—带式运输机组成，工作机为型砂运输设备。简图如下： 1—电动机 2—联轴器 3—减速器 4—卷筒 5—传动带 减速器为展开式圆锥—斜齿圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承，联轴器选用弹性联轴器 二 电动机的选择 计算名称 计算及说明 计算结果 1 电动机的选择 根据用途选用Y系列三相异步电动机

2、 2 选择电动机的功率 输送带的功率为P=kw； 查机械设计手册，取圆锥滚子轴承的效率0.98；锥齿轮的传动效率0.96；斜齿轮的传动效率0.97；弹性联轴器的传动效率0.99；所以=0.84； 电动机所需的工作效率为P=3.27KW 根据附录九，选择电动机的功率为4KW P=2.75kw 0.84 P=3.27KW 3 确 定 电 动 机 的 转 速 输送带的转速r/min； 已知锥齿轮的传动比；斜齿轮的传动比；故；电动机的转速范围：124（6~24）=（744~345

3、6）r/min； 由附录九知道，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min,3000r/min。本题选用1500r/min,其满载转速为1440r/min，型号为Y112M-4 r/min 1440r/min 三 传动比的分配 计算名称 计算及说明 计算结果 1总传动比 = =11.6 2分配传动比 两级传动的大齿轮浸油深度相近时，i<=4，故取； 低速级的传动比 四 传动装置动力参数的计算 计算名称 计算及说明 计算结果 1各个轴的转速 = =4

4、11r/min =411r/min 124.7r/min 2各个轴的功率 3.273.24kw 3.243.05kw 2.9kw 2.81kw kw kw kw kw 3各个轴的转矩 =21.68 五 传动件的设计计算 （1） 高速级锥齿轮设计计算 计算项目 计算及说明 计算结果 1材料的选择，热处理方式和公差等级 考虑到带式输送机为一般机械，大锥齿轮选用45钢，小齿轮选40Cr.小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，小齿面硬度H

5、BW=260，大齿轮齿面硬度HBW=230，硬度相差30，在30~50之间，故选用8级精度 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行计算，其设计公式为： 齿轮调质处理 8级精度 2初步计算传动的主要尺寸 (1)小齿轮的转矩为 (1) (2) 初选齿数 小齿轮Z1=24 大齿轮 （3）取 初估小轮直径 则 查表得Kv=1.17 (4)查得弹性系数为 由已知条件可知=1.35 ，， (5)查得锥齿轮的节点区域系数为 (6)齿数比 (7)许用接触应力可用下式表示，由机械

6、设计手册查得极限应力， 大小齿轮的应力循环次数为： 查得，，S取1 则有； ； 两者比较取较小的，故 初算小齿轮的直径， = =3.3m/s =51.5mm 3确定传动尺寸 （1） 确定模数m ，查取标准模数为2.25 （2） 大端的分度圆直径为： （3） 锥齿齿距为：

7、 （4） 齿宽： 取整得b=30mm （5） 当量齿数，查得，，， 取安全系数 由得弯曲疲劳寿命系数， 尺寸系数Yx. 查图得Yx1=Yx2=1 查得弯曲疲劳极限为：， 许用应力 校核强度，由[3]式10-23 < =517.2MPa 177.8MP< =512MPa 可知弯曲强度满足，参数合理。 2.25mm 54mm 189mm 98.28mm b=30mm 4计算锥齿轮传动其他几何尺寸 （2） 低速级斜齿圆柱齿轮设计计算

8、 计算名 称 计算及说明 计算结果 1选择材料，热处理方式和公差 选择小齿轮的材料为40Gr，进行调质处理，硬度为260HBW；大齿轮为45钢，进行调质处理，硬度为230HBW，二者材料相差30HBS，在30~50HBS之间。选择8级精度 小齿轮为40Gr 大齿轮为45钢 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，故按齿面接触疲劳强度进行计算，其设计公式为： （1） 初选系数 小齿 大齿 取 （2） 选择齿宽系数 初估小轮直径d=50mm 初选螺旋角 大小齿轮的应力循环次数分别

9、为： 查得寿命系数；；取安全系数 （3） 许用接触应力可用下式计算：，由图查得接触疲劳极限应力为； 取较小者，故 （4） 查表得KA=1.35 （5） 查得弹性系数 运载系数Kv=1.08 （6） 齿间载荷分配系数 查表8-5 取=1.4 齿面载荷分布系数 载荷系数 （7） 查得区域系数为 （8） 端面重度为：； （9） 纵面重合度；查得螺旋角系数 （10） 初算小斜齿轮的度圆直径 =

10、 3.确定齿轮尺寸 （1） 确定模数，查表取标准值=2.5 （2） 中心距 取整数 螺旋角为，与初选的螺旋角相差不大，所以 所以 （5），由于装配或者安装的误差，小斜齿轮应该比大斜齿轮的宽度大5~10，故大斜齿轮的宽度 (6) 按齿根弯曲疲劳强度校核 计算载荷系数 重合度系数；螺旋角系数： 计算当量齿数， 查取齿形系数，由图6-21查的=2.48、=2.2

11、1 应力修正系数、 查图得弯曲疲劳强度极限， 寿命系数， 计算弯曲疲劳许用应力，安全系数， 计算许用弯曲应力 （1） 齿根弯曲应力 MP<=375MPa <325MPa 齿根弯曲疲劳强度足够 4计算齿轮传动其他几何尺寸 端面模数 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径为： 齿根圆直径为： 六 联轴器的选择 （一）高速级 电动机

12、轴直径为28，转矩 查附表8-4，选择HL4型号的联轴器 轴径为20mm 轴长L=38mm （二）低速级 根据查附表8-4，选择HL2型号的联轴器 轴径为32mm 轴长L=60mm 七 轴的设计计算 （1） 高速轴的设计与计算 计算名称 计算及说明 计算结果 1已知条件 高速轴传递的功率，转矩,转速，小齿轮的大端分度圆直径，齿宽中点处的分度圆直径为，轮齿的宽度 2选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理 45钢 调质处理 3初算轴径 查得C=1

13、06~135，取中间值C=110，则，轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大，取中间值4%，故轴端最细处直径 4轴承的选择 由（3）得最小直径大于15mm 由联轴器得最小直径=20mm 由于传动齿轮为斜齿轮，受轴向作用力，所以选择圆锥滚子轴承。 安装轴承段的轴直径大于20mm，可选轴承30205 基本尺寸 D=52mm B=15mm 配合尺寸 5结构设计 （1） 轴

14、承部件的结构设计 为了方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，减速器发热小，轴不长，故轴承采用两段固定式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计 简单设计如下图 （2） 联轴器与轴段1，轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。 联轴器从动端的代号为TL4 ，相应的轴段1的直径，其长度应略小于孔的长度，取 （3） 轴承与轴段2和4的设计 在确定轴段2的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度 轴段2的轴径 其值最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表初选毡圈的公称直径为25mm

15、。轴承30205，由表得轴承的内径的d=25mm，外径52，宽度B=15mm，内圈定位直径，外径定位，故，可取 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则 （4） 轴段3的设计 该轴段长套筒为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位轴肩，即，又B=15mm 套筒要定位轴承 故其长要稍大于B 取=17mm （5） 小锥齿轮是做在轴上 齿轮上的齿到箱体内壁要间隔一定的距离 取其为 6段轴肩取与封油盘相同的直径 （6） 轴承与轴段5的设计 轴段5上安装轴承，故=25mm 轴承右边要用封油盘取其宽为8mm 则=17mm 有轴之间的关系 =44.35mm 所以 （

16、7） 轴段4的设计 由于轴段4上放套筒作轴承的定位零件 则4段直径必须小于轴承的安装直径 可取 则 6键的选择及强度校核 电动机轴与轴段1间采用A型普通平键连接，查《机械设计课程设计》选取其型号为620GB/T1096-79 <120MPa 所有符合强度条件 图（1） 输入轴的结构图 （2） 中间轴的设计与计算及强度校核 计算名称 计算及

17、说明 计算结果 1已知条件 高速轴传递的功率，转速r/min，锥齿轮大端分度圆直径为，齿宽中点处分度圆直径， 2选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用45钢，进行调质处理 45钢进行调质处理 3初算轴的直径 查表取C=106~135之间 ，取平均值为C=110， 则 4轴承的选择 由（3）得最小直径大于21.5 由于传动齿轮为斜齿轮，受轴向作用力，所以选择圆锥滚子轴承。安装轴承段的轴直径大于21.5可选轴承30205 基本尺寸 D=52mm B=15mm 配合尺寸 5 轴的结构设计

18、轴的结构构想如图（3）所示， （1） 轴承部件的结构设计 为方便轴承的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两段固定方式，按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计 （2） 轴段1和5的设计 该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的选择设计同步，考虑到齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段1和5上安装轴承，其直径应既要便于轴承安装，又要符合轴承内径系列。根据，暂取轴承30205，由表查得轴承内径，外径D=42mm，宽度B=15mm，内圈定位直径，外径定位直径，故取 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则。 由于轴承采用油润滑，故轴承内端

19、面距箱体内壁距离取为=8mm，则轴段1的长度为： 轴段5的长度为： （3） 齿轮轴段2与轴段4的设计 轴段2上安装齿轮2，轴段4上安装齿轮3。为便于齿轮安装，和应略大于和，此时安装齿轮3处的轴径可选为28mm，可初定和=28mm 齿轮左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定，齿轮2和轮廓的宽度范围为（1~1.2）=（32~38.4）mm，取其轮毂宽度I=38mm，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段4长度应比齿轮4的轮毂略短，。由于II轴的中心在I轴的轴心线上，所以(R-B) cos +L2+L1=89.8mm （4） 轴段3的设计 该段为轴

20、上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07~0.1）=（1.75~2.5）mm，取其高度h=4mm，故。故 （5）轴上力作用点的距离 轴承反力的作用点距轴承外圈大端的距离，则由图可得轴的支点与受力点间的距离为： =16.25+8+10+65.5/2-12.6=54.4mm 同理可求得， ==28mm L2=37mm L4=64.5mm 6键连接的选择和计算 齿轮2与轴段间采用A型普通平键

21、连接，轴径28mm，选取平键为87mm，长L=30mm。 挤压应力a 齿轮3与轴段4间采用A型普通平键连接，轴径28mm，选取平键为87mm，长L=45 由于键和轴都没45钢，查表得[]=120~150MPa 显然键连接强度足够 7轴的受力分析和强度校核计算 （1） 已知条件 高速轴传递的转矩为，转速为，小齿轮大端分度圆直径，，， （2） 锥齿轮1上的作用力 圆周力 方向与力作用点圆周速度方向相反 则 径向力为： 其方向为由

22、力的作用点指向轮1的中心 则 轴向力为： 其方向为沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端 则 齿轮3的作用力 圆周力为 其方向与力作用点圆周速度方向相反 径向力为： 其方向由力的作用点指向轮3的转动中心 轴向力为： 画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示 （3）计算支承反力 在水平面上为 + 472.2N 在垂直平面内 + (4) 绘

23、制弯矩图 在水面上 在垂直面上为： \ 合成弯矩105976.4 81758.6 （5）画转矩图，如下图示 （6）当量弯矩 轴45钢调制 由表11-1查的[]=60MP []=100MP 轮3截面 119777 111991.1 轮2截面 103076 81758.6 （7）校核危险截面 加键后(1+4%)=27.56mm 加键后(1+4

24、%)=26.1mm 结论：计算得各截面直径分别小于其结构设计的直径 =331.6N =92N 2379.8N 628.8N 331.7N 472.2N 1435.3N 1890N 图（3） （三）低速轴的设计与计算 计算名称 计算及说明 计算结果 1已知条件

25、 低速轴传递的功率，转矩，转速，齿轮4的分度圆直径，齿轮宽度 2选择轴的材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用45钢调质处理 45钢调质处理 3初算轴径 查表得查表取C=106~135之间 ，取C=106， 则，考虑到轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应该增大4%,轴段最细直径为： mm 4 轴承的选择 由（3）得最小直径大于31.5 由于传动齿轮为斜齿轮，受轴向作用力，所以选择圆锥滚子轴承。安装轴承段的轴直径大于31.5选轴承30207 基本尺寸 D=7mm B=17m 配合尺寸 5 轴的结构设计 （1） 轴承部件的结构

26、设计 为了方便轴承的安装与拆卸，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两段固定方式，按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计 （2） 联轴器与轴段1 轴段1上安装联轴器，此设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所连接轴两段的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查机械设计手册，取载荷系数=1.35，计算转矩 ==1.35221.7=299.3Nm，符合所选的联轴器。轴孔d=32mm,轴孔长度为，则相应的轴段的直径， （3） 密封圈与轴段2的设计 在确定轴段2的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。该处的圆周速度均小于3

27、m/s，故可选用毡圈油封，查表选取毡圈35JB/ZQ4606-1997，则=35mm。轴段2的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关，轴承座宽度为，轴承旁连接螺栓为M8，则=13mm，=11mm，箱体轴承座宽度 （4） =34mm。取； 轴承与轴段3和轴段7的设计 考虑齿轮有轴向力存在，但是此处的轴径较大，选用单列的圆锥滚子轴承，在轴段1上安装轴承，其直径应既便于安装，又符合轴承的内径系列。现取轴承为30207，则轴承内径为35mm，外径为72mm，宽度为17mm，内圈定位直径=42mm，外径定为=65mm，故=35mm。由于该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，

28、轴承采用脂滑，取。为补偿箱体的铸造误差，取轴承靠近箱体内壁的端面与箱体内壁距离=8mm。通常一根轴上的两个轴承选取的型号相同，则=35mm （5） 齿轮与轴段6的设计 轴段6上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定=38mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等为59.5mm，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位。为了使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段6长度应比齿轮 4的轮毂略短，取为=57mm （6） 轴段5和轴段4的设计 轴段5为齿轮提供轴向定位作用，定位轴肩的高度为h=(0.07~0.1)=2.94~4.2mm，取h=4mm，则=46mm，=1.4h=55.6mm，取=10m

29、m 轴段4的直径可取轴承内圈定位直径，故=38mm，齿轮左端面与 箱体内壁距离为： 则轴段4的长度为49.1mm 轴段7的长度 轴段2的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关，轴承座宽度为，轴承旁连接螺栓为M8，则=13mm，=11mm， 32mm =35mm 27mm =38mm =57mm =46mm =10mm =42mm

30、 40.5mm 6键连接的选择及计算 齿轮4与轴段间采用A型普通平键连接，轴径38mm，选取平键为128mm，长L=45mm。 联轴器与轴间采用A型平键连接，轴径32mm，选取平键108mm，长L=40mm。 挤压应力a 由于键和轴都是45钢，查表得[]=120~150MPa 显然键连接强度足够 图（4） 八 II轴轴承30205寿命的计算 1 轴承的寿命计算 1.计算总反力

31、垂直面上 =1890N 水平面上 轴承总反力 2.计算轴承所受载荷 外部轴向力 所以轴承A 压紧 B放松 3 计算 轴承A 所以X=0.4 Y=1.6 =X+Y=1991.2N 轴承B 所以X=1 Y=0 =X+Y=1991.2N 由于 < 故按计算寿命 其中 计算得轴承寿命满足题目条件 九． 润滑油的选择与计算 齿轮选择全损耗系统用

32、油L-AN68润滑油，润滑油深度为，箱体底面尺寸为134mm352mm，箱体内所装润滑油量为： V>= 该减速器所传递的功率。对于二级减速器，每传递1的功率，需油量为(700~1400) ，该减速器所需油量为： 润滑油量满足要求。 所以轴承选择脂润滑。 十、减速器机体各部分结构尺寸 名称 符号 计算公式 结果 箱座壁厚 8 箱盖壁厚 8 箱盖凸缘厚度 12 箱座凸缘厚度 12 箱座底凸缘厚度 20 地脚螺钉直径 M

33、12 轴承旁联接螺栓直径 M8 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M8 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） M6 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） M5 定位销直径 =（0.7~0.8） 5 ，，至外机壁距离 查《机械设计课程设计指导书》表11-2 18 13 13 ，、至凸缘边缘距离 查《机械设计课程设计指导书》表11-2 16 11 11 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 32 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 10 齿轮端面与内机壁距离 > 10 机座

34、肋厚 十一 装配图和零件图 （1） 附件设计与选择 1. 检查孔集检查孔盖 检查孔尺寸为80mm70mm，位置在中间轴的上方；检查孔盖尺寸为12090mm。 2. 油面指示装置 选用游标尺M12，由机械设计手册可以查到相关尺寸。 3. 通气孔 选用提手式通气器，由机械设计手册可以查到相关尺寸。 4. 放油孔及螺塞 设置一个放油孔。螺塞选用六角螺塞M161.5JB/T1700-2008，螺塞垫2416JB/T1718-2008，由机械设计手册可以查到相关尺寸。 5起吊装置 上箱盖采用吊环M8GB/T825-1988，箱座上采用吊钩

35、，有机械设计手册可以查得相关尺寸。 6. 起箱螺钉 起箱螺钉查机械设计手册，选取螺钉GB/T117-2000M620两个 7. 定位销 定位销可由机械设计手册查得，取GB/T117-2 0635两个。. （2） 绘制装配图和零件图 选择与计算其他附件后，所完成的装配图如所示。减速器输出轴及输出轴上的齿轮零件如两张图所示。 十二 设计体会 虽然三个星期的时间并不算长，但却使得我获得了很多课上学不到的知识，初步掌握了查找工程用工具书进行机械设计的基本步骤与技能，翻书查表，定尺寸取公差，直至最后的绘图，将设计付诸于图纸这一系列的过程和经验，对我今后的学习和工

36、作无疑是十分珍贵的。 在这个过程中，我把课本系统的看了一遍，有的比以前学的更透彻，而且有了整体的概念。同时，还把这些课本的内容都联系了起来，整合到一起，体会到“理论”与“实践”的结合， “技术”与“经验”的结合，真的是受益匪浅。然而，这次设计也暴漏出我的许多不足之处，概念模糊，工作原理搞不清楚，结构设计不合理，缺乏想象力和创新能力等等。 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《工程材料》、《机械设计（机械设计基础）课程设计》等于一体。所以，这次课程设计，通过三个星期的实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。 　 十三 参考文献 [1] 李建功 《机械设计》　机械工业出版社 [2] 孙恒 《机械原理》　高等教育出版社 [3] 陆玉，冯立艳 《机械设计课程设计》 机械工业出版社 [4] 《材料力学》 同济大学出版社 [5] 《理论力学》 高等教育出版社 [6] 毛平准 《互换性与测量技术基础》 机械工业出版社 29