哈工程圆锥圆柱齿轮减速器设计.doc

哈工程圆锥圆柱齿轮减速器设计 作者： 日期：2 个人收集整理 勿做商业用途机械设计课程设计计算说明书设计题目 二级圆锥圆柱齿轮减速器设计 机械设计制造及其自动 专业 10714班设计者 王宝 学号 201071424 指导教师 杨恩霞 2012 年 1 2 月 30 日 （哈尔滨工程大学)目 录一 课程设计书 -3 二 设计要求-3 三 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案-42. 电动机的选择-4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比-5 4. 计算传动装置的运动和动力参数-5 5. 各级齿轮的设计与校核 -6 6。传动轴的设计与校核-117。对各对轴承的校核-24 8。键联接设计和校核-269。减速器机体结构尺寸-2710。密封设计- -28四 设计心得 - 29 一。 课程设计书设计课题：设计一用于带动螺旋输送机输送聚乙烯树脂材料的两级圆锥圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转，载荷变化不大，空载起动,其效率为0.92(包括其支承轴承效率的损失)，减速器小批量生产，使用期限5年(300天/年），三班制工作，车间有三相交流，电压380/220V。螺旋轴转矩280Nm，螺旋轴转速150r/min。二. 设计要求1。减速器装配图一张（A1）。2.设计说明书一份。三。 设计步骤1. 传动装置总体设计方案 2。 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5。 各级齿轮的设计与校核 6。传动轴的设计与校核7滚动轴承校核 8.键联接设计和校核 9。减速器机体结构尺寸10.密封设计一传动装置的总体设计减速器要符合绿色环保,工作时间长,质量好。传动方案设计:二选择电动机1、选择电动机系列 按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机,封闭式扇式结构，即:电压为380V Y系列的三相交流电源电动机.2、选电动机功率 （1)、传动滚筒所需有效功率 （2)、传动装置总效率 各部分效率如下 闭式齿轮传动效率： 滚动轴承效率：（三对） 弹性联轴器效率：可移式联轴器效率：螺旋输送机： （3)、所需电动机功率 3、确定电动机转速 选择电动机转速时，电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置过大.转速选择小了，电动机过重，价格过贵.择中选择三确定传动装置的总传动比和分配传动比传动比分配 四计算传动装置的运动和动力参数运动条件及运动参数分析计算0轴：0轴即电动机输出轴: 1轴：1轴即减速器输入轴 2轴:2轴即减速器中间轴3轴：3轴即减速器输出轴4轴：4轴即传动滚筒轴各轴运动和动力参数汇总表轴名功率P/KW转矩T/(Nmm）转速n/(r/min)电机轴（0轴）5。567 36920.014401轴5.51236550。814402轴5.23983388.56003轴4.981 317076。6150卷筒轴（4轴）4.783304520.4150五。各级齿轮的设计与校核(一）.低速级斜齿齿轮传动的设计与校核1.齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿圆柱齿轮齿轮材料及热处理i. 材料：低速级小齿轮选用40Cr钢调质处理，齿面硬度为 280HBS, 取小 齿齿数=23 齿轮精度为8级 大齿轮选用45钢调质，齿面硬度240HBS，大齿轮齿数Z2=Z1i2=92。2.初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计a。确定各参数算数值（1)计算小齿轮传递的转矩T1=83388。5Nmm T2=317076.6 Nmm（2）初选齿宽系数 ,由表查得1（3）初选螺旋角 初定螺旋角14（4）初选载荷系数Kt =1.5 (5）计算应力值环数 N=60nj =606001（536524)=1。577109(次) N2= 60nj =601501(536524)=3。49210（次)(6）弹性系数和节点区域系数为（7）端面重合度 （8）查取接触疲劳系数(允许局部点蚀)ZN1=0。98 ZN2=1。07（9）查表得齿轮接触疲劳极限 (10)安全系数S=1 1=6000.98=588 2=1.07550=588.5b.确定传动尺寸初算小齿轮分度圆直径d1t =圆周速度 动载荷系数 Kv=1.13假设，得齿间载荷分部系数K=1。2 使用系数KA=1.00齿间载荷分部系数KB=1。08 K=1.21.001.131。081。46按K值对d1t修正 C。确定模数mn=/Z1=2。08，取 mn=2mmd。确定螺旋角和中心距 =118.5205mm取a=120mm，则 16.5978 d1= mnZ1/=48。00 mm d2=192。00mme。确定齿宽由b=d1=47.408mm取b1=55mm b2=50mm3。按齿根弯曲强度校核a. 确定各参数（1） 由表7-4查取齿形系数和应力校正系数Zv1=Z1/(cos3)=25，查表得 Zv2=Z2/（cos3)=100，查表得(2）接触疲劳系数Y=0.89 Y=0.92 （3)取安全系数S=1.40（4)查表得齿轮接触疲劳极限 (5） 纵向重合度 1.83 Y0。875= = 验算：，符合条件。 结论：弯曲强度足够低速级齿轮的主要参数小齿轮大齿轮大齿轮小齿轮齿数Z2392中心距a120mm齿宽b55mm50mm模数m2mm分度圆直径d48.000mm 192。000mm压力角20齿顶圆直径da53mm197mm螺旋角16.5978齿根圆直径df43mm187mm当量模数2。09 （二）、高速级锥齿轮设计与校核 1.齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用软面渐开线圆锥齿轮（1) 齿轮材料及热处理 材料：高级小齿轮选用40Cr调质处理，硬度280HBS。取小齿齿数=23。高速级大齿轮选用45钢调制处理，硬度 240HBS Z=iZ=2。423=55。2取 Z=55。齿轮精度为8级2。设计计算 1。按齿面接触强度设计 a。确定各参数算数值（1）(2）初选载荷系数Kt =1。56 （3）计算应力值环数 N=60nj =6014401（536524）=3。784（次） N2= 60nj =606001（536524）=1。57710（次）（4）弹性系数和节点区域系数为(5）查表得齿轮接触疲劳限 （6）查取接触疲劳系数（允许局部点蚀）ZN1=0。93 ZN2=0.98 ( 7 )安全系数S=11=0.93600=558 2=0.98550=539 b。确定传动尺寸初算小齿轮分度圆直径d1t =圆周速度 动载荷系数 Kv=1。23齿间载荷分部系数K=1。2 （假设KA ）使用系数KA=1齿间载荷分部系数KB=1。08 K=11.21.231。081。59按K值对d1t修正 c。确定模数m=d1/Z1=2。98取m=3则大端分度圆直径d1=mZ1=69mm d2=mZ2=165mmR=1/2 =83.824mmd.确定齿宽b=R=1383.824=27.94mm圆整齿宽b1=28mm,b2=28mm3。按齿根弯曲强度校核（1）由表74查取齿形系数和应力校正系数Zv1=Z1/（cos)=25,查表得 Zv2=Z2/(cos)=143,查表得（2）接触疲劳系数Y=0.92 ， Y=0.93 （3）取安全系数S=1。4(4)查表得齿轮接触疲劳极限 = =验算齿根弯曲强度 结论：弯曲强度足够高速级齿轮的主要参数小锥齿轮大锥齿轮小锥齿轮大锥齿轮齿数z2355锥距R83.8240mm齿宽b28mm28mm模数m3mm锥角22 分度圆直径69mm165mm当量齿数25143中点分度圆直径63mm 148mm六。轴的初步设计计算 初选联轴器和轴承：3。I轴选择角接触球轴承7209C，II轴选择圆锥滚子轴承32206，III轴选择圆锥滚子轴承30210.（轴）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案下图为轴上的装配方案1.轴的材料选用45号钢，调制处理,根据轴的初步设计: 2。轴的长度的确定高速轴的校核T1=36550。8N/mm，Z1=23，d1=69mm，=，=dm1=57.5mm（1)。计算齿轮受力圆周力 Ft=1271。33N径向力 Fr1=Fttancos=427.13N轴向力 Fa= Fttancos=177。97N(2）.计算支承反力由水平方向84FH2 解得FH635.67N，FH1907。00N由垂直方向84F 解得 F152.65N， F457.75N（3）画弯矩图合成弯矩图由M=（M2H+M2V）1/2(4）.画转矩图T=36550.8N mm(5）.许用应力 查表得（6）。画当量转矩 T=10965.24Nmm当量转矩图当中，最大当量转矩为：M=55998。38Nmm(7)。所以满足要求。轴各段的长度如下：轴的受力分析:水平方向的受力及力矩图垂直方向上的受力和力矩图合成弯矩图转矩图当量弯矩图(轴）轴的结构设计:轴的材料选用：45号钢,调制处理可以得到上图中间轴的校核计算T2=83388.5N/mm， =16.5978,dm2=137.5mm，d3=48.000mm(1）.计算齿轮受力大锥齿轮的受力计算圆周力 Ft2=1212.92N径向力 Fr2= Fa1=177。97N轴向力 Fa2= Fr1=427.13N小圆柱齿轮的受力计算圆周力Ft3=3517.91N径向力Fr3= Ft3=1319.61N轴向力Fa3= Ft3=877.11N（2).计算支承反力M1=Fa2dm2/2=20787。51Nmm，M2=Fa3d3/2=28810。25Nmm由水平方向解得FH-2050.56N，FH254。43N由垂直方向解得 F， F535.06N(3）画弯矩图合成弯矩图由M=（M2H+M2V)1/2(4).画转矩图T=83388。5N mm(5）。许用应力=0.3（6)。画当量转矩 T=25016。6Nmm当量转矩图当中，最大当量转矩为:M=128002.4Nmm(7）.校核锥齿轮处，W=，满足要求。受力图如下：水平受力如下:垂直受力如下：合力矩如下:转矩图，当量转矩图如下：当量弯矩图如下图所示：（8） 判断危险截面,由弯矩图和转矩图可知截面2（即斜齿轮轴与轴肩交界处)为危险截面，对其进行安全系数校核。（9） 对称循环疲劳极限，轴的材料为45钢调质， 则其疲劳极限为（10） 截面上的应力 (11)应力集中系数 因在此截面处，有轴直径变化，过渡圆角半径（12）安全系数（III轴)轴的结构设计： L1的尺寸有联轴器确定，可取l1=80mm,d1由联轴器内的内径确定取d1=40mm。l2的尺寸轴承端盖尺寸决定，l2=53mm，d2由轴承确定为45mm。L3的尺寸有轴承宽度22mm，轴承距内壁距离内壁距离8mm,挡油板宽度，齿轮距内壁最小距离，11mm决定，长为41mm直径50mm,同理确定L7长度39,直径50。l4由大齿轮的宽度决定,大齿轮的宽度应小于小齿轮5mm，所以大齿轮宽度为50mm,我们取l4=48mm,d4=55mm低速轴的校核初定外形具体尺寸如下图所示:（1）。计算齿轮受力大圆柱齿轮的受力计算圆周力Ft4=3344。11N径向力Fr4= Ft4=1254。42N轴向力Fa4= Ft4=833.78N(2).计算支承反力M3=Fa4d4/2=79059.02Nmm(3）画弯矩图合成弯矩图由M=（M2H+M2V）1/2（4）。画转矩图T=317076。6N mm（5).许用应力,取=0.3（6）。画当量转矩 T=95122.98Nmm当量转矩图当中,最大当量转矩为：M=185448.32Nmm（7）.校核轴径，满足要求.轴的受力如下：水平方向受力和弯矩图：垂直方向受力和弯矩图：合力矩图：转矩图和当量转矩图:当量弯矩图：七轴承的设计与校核 轴承的寿命计算轴承参数如下表轴承代号及轴d/mmD/mmB/mmCr/KNCor/KNn/（r/min)脂滑润n/（r/min)油滑润7209C(I轴)45851938。528。56700900032206（II轴）30622051。863。86000750030210（III轴）50902073.292.043005300轴承的受力如下：高速轴上轴承的校核 由轴的计算可知Fr1=653.74NFr2=1961.17N，基本额定动载荷为C=38500N，e=0.50(1).计算内部轴向力 F1，=653。74/2=326.85N,F2，=1961.17/2=980。59N（2）。计算单个轴承的轴向载荷比较F1，与F2，的大小：,由图可知，I轴承被“压紧”，II轴承“放松”Fa1=F2，+FA=1158.56N，Fa2=F2，=980。59N。（3).计算当量动载荷 P=XFr+YFa=1158。56/653。74=1。770。50,X1=0。44,Y1=1。12.=980。59/1961.17=0.50, X2=1，Y1=0.P1= X1Fr1+Y1Fa1=1585。23NP2= X2Fr2+Y2Fa2=1961。17N（4)计算寿命 查表知fc=1,fp=1。0Lh=87563.42h43800h（5年为43800h）（n=1440 P=1961.17)符合寿命要求.中间轴上轴承的校核由轴的计算可知Fr1=544NFr2=2271N,基本额定动载荷为C=35200N，e=0.55（1）.计算内部轴向力，由表10-10知FA=469.61NF1，=1028.07N,F2,=269。30N(2）。计算单个轴承的轴向载荷比较F1，与F2，+FA的大小：由F2，+FA=(269。30+469.61）N F1,由图可知,I轴承被“放松,II轴承“压紧（3).计算当量动载荷 P=XFr+YFa=1208。07/2261。76=0.45e，X1=1,Y1=0.=558.46/592.47=0。94e, X2=0.40,Y2=0.45P1= X1Fr1+Y1Fa1=2261.76NP2= X2Fr2+Y2Fa2=488。30N（4）计算寿命 查表知fc=1，fp=1。0Lh=333693h43800h(5年为43800h)符合寿命要求。低速轴上轴承的校核由轴的计算可知Fr1=2395。83NFr2=1269.30N，基本额定动载荷为C=73200N,e=0。55(1）.计算内部轴向力,由表10-10：FA=833.78NF1，=1089.01N,F2，=576。95N(2).计算单个轴承的轴向载荷比较F1,+FA与F2，的大小：由F1,+FA=（1089。01+833.78）N F2,由图可知，I轴承被“放松，II轴承“压紧”（3）.计算当量动载荷 P=XFr+YFa=1089。01/2395。83=0.45e， X2=0.40，Y2=0。45P1= X1Fr1+Y1Fa1=2395.83NP2= X2Fr2+Y2Fa2=1372。98N（4)计算寿命 查表知fc=1，fp=1。0Lh=3169003h43800h（5年为43800h）符合寿命要求。八键的校核 查表知键，轴，轮毂三者中最弱材料的许用挤压强度为=120MPa高速轴上键的校核（1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为35mm,查表选择键的类型为：1050 GB/T 10962003则T=36550。8Nmm， b=10mm，h=8mm，L=50mm，k=0。5h=4mm，键的有效长度为l=Lb=40mm。（2）按键的强度条件校核：=2Tkld=13。05MPa=110MPa，符合强度条件。中间轴上键的校核（1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为30mm，查表选择键的类型为：1030 GB/T 1096-2003则T=83388.5Nmm， b=10mm，h=8mm，L=30mm,k=0。5h=4mm，键的有效长度为l=Lb=20mm。(2)按键的强度条件校核：=2Tkld=59。6MPa，符合强度条件.低速轴上键的校核和大斜齿轮相连的键校核（1)选择键的类型和尺寸由轴的直径为55mm,查表选择键的类型为：1645 GB/T 1096-2003则T=317076.6Nmm， b=16mm，h=10mm，L=45mm，k=0.5h=5mm,键的有效长度为l=Lb=29mm。(2)按键的强度条件校核：=2Tkld=79.5MPa9机盖，机座肋厚 轴承端盖外径+(5）97、145、136轴承旁联结螺栓距离97 145 136十润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低，所以其速度远远小于，所以轴承采用脂润滑。箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为80mm其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创，其表面粗度应为 6。3 , 密封的表面要经过刮研.而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，取160mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。四. 设计心得 一开始设计的时候感觉很困难，在网上找了一些论文自己捉摸。当深入其中以后，便一发不可收拾，跟随着课本上的例题一步一步算，其实也不难。我体会到计算的时候一定要专心,不然一个小的失误都有可能让你前功尽弃。i1=2。4i2=4T1=83388。5Nmm T2=317076。6Nmm1N=1.577109(次）N2=3。492108(次）ZN1=0。98 ZN2=1。07ZH=2。50 1=588MPa2=588。5PMaKv=1。13K=1.00KA=1。2KB=1。08=16。5978d1=48.000mmd2=192。000mma=120mm=381。43MPa=289.14MPa 结论：弯曲强度足够Kt =1。56N=3.784109（次）N2=1，57710（次)ZH=2.50 ZN1=0.93 ZN2=0。981=558MPa2=539MPaKv=1.23K=1.2KA=1。00KB=1。08K=1。59m=3d1=69mmd2=165mmY=0。92 , Y=0。93 =83.54MPa=78.53MPa弯曲强度足够LT6弹性柱销联轴器的型号：38x82CB/T43032002十字滑块联轴器的型号：JB/ZQ43841986Ft=1271.33NFr=427。13NFa=177.97NFH635。67N,FH1907。00NF152.65N, F457.75N满足要求FH-2050。56N，FH-254。43N=0.3M=128002.4Nmm满足要求FH12356。08N,FH2969。03NF434.60N， F819.82N满足要求7209C符合寿命要求32206符合寿命要求30210符合寿命要求 键的类型为:1050 GB/T 1096-2003键的类型为：1030 GB/T 10962003键的类型为：1645 GB/T 1096-2003键的类型为：12X60 GB/T 1096200332