二级圆锥圆柱齿轮减速器毕业论文

1、湖北工业大学商贸学院毕业论文机电一体化专科三班目 录一、设计任务书2二、传动方案的拟定3三、电动机的选择31.选择电动机的类型32.选择电动机功率33.确定电动机转速4四、传动比的计算及分配41.总传动比42.分配传动比4五、传动装置运动、动力参数的计算41.各轴转速42.各轴功率43.各轴转矩46、 传动件的设计计算51.高速级锥齿轮传动的设计计算52.低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算8七、 齿轮上作用力的计算128、 减速器转配草图的设计149、 轴的设计计算141.高速轴的设计与计算14 2.中间轴的设计与计算193.低速轴的设计计算25十、减速器箱体的结构尺寸29十一、润滑油的选择与计算3

2、0十二、装配图和零件图31十三、Pro/E虚拟装配及造型32十四、参考文献40一、设计任务书班级 10机电专三班 学号1025112344 姓名 潘东 一、设计题目：设计圆锥圆柱齿轮减速器设计铸工车间的型砂运输设备。该传送设备的传动系统由电动机减速器运输带组成。每日二班工作。 （图1）1电动机；2联轴器；3减速器；4鼓轮；5传送带二、原始数据：传送带拉力F(KN)传送带速度V(m/s)鼓轮直径D（mm）使用年限（年）4.00.8528010三、设计内容和要求：1.编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面：（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（2）电动机的选择与传动装置

3、运动和动力参数的计算；（3）传动零件的设计计算（如除了传动，蜗杆传动，带传动等）；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）装配图和零件图的设计；（9）校核；（10）轴承寿命校核；（11）设计小结；（12）参考文献；（13）致谢。 二、传动方案的拟定运动简图如下：（图2）由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。减速器为两级展开式圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。联轴器2选用凸缘联轴器，8选用齿形联轴器。三、电动机的选择电动机的选择见表1计算项目计算及说明计算结果1.选

4、择电动机的类型根据用途选用Y系列三相异步电动机 2.选择电动机功率 运输带功率为 Pw=Fv/1000=4000*0.85/1000 Kw=3.4Kw 查表2-1，取一对轴承效率轴承=0.99，锥齿轮传动效率锥齿轮=0.96，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联=0.99，得电动机到工作机间的总效率为总=4轴承锥齿轮齿轮2联=0.994*0.96*0.97*0.992=0.88 电动机所需工作效率为 P0= Pw/总=3.4/0.88 Kw=3.86Kw 根据表8-2选取电动机的额定工作功率为Ped=4KwPw=3.4Kw总=0.88 P0=3.86KwPed=4Kw 3.确定电动

5、机转速输送带带轮的工作转速为 nw=(1000*60V)/d=1000*60*0.85/*280r/min=58.01r/min由表2-2可知锥齿轮传动传动比i锥=23，圆柱齿轮传动传动比i齿=36，则总传动比范围为 i总=i锥i齿=23*(36)=618电动机的转速范围为n0=nwi总58.01*(618)r/min=348.061044.18r/min 由表8-2知，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min、1000r/min考虑到1000r/min接近上限，所以本例选用750r/min的电动机，其满载转速为720r/min,其型号为Y160M1-8nw=58.01r/minnm=7

6、20r/min四、传动比的计算及分配传动比的计算及分配见表2计算项目计算及说明计算结果1.总传动比i=nm/nw=720/58.01=12.41i=12.412.分配传动比高速级传动比为 i1=0.25i=0.25*12.41=3.10为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3，取i1=2.95低速级传动比为 i2=i/i1=12.41/2.95=4.21i1=2.95i2=4.21五、传动装置运动、动力参数的计算传动装置运动、动力参数的计算见表3计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速n0=720r/minn1=n0=720r/minn2=n1/i1=720/2.95r/min=244.07

7、r/minn3=n2/i2=244.07/4.21r/min=57.97r/minnw=n3=57.97r/minn1=n0=720r/minn2=244.07r/minnw=n3=57.97r/min2.各轴功率p1=p0联=3.86*0.99kw=3.82kwP2=p11-2=p1轴承锥齿=3.82*0.99*0.96kw=3.63kwP3=p22-3=p2轴承直齿=3.63*0.99*0.97kw=3.49kwPw=p33-w=p3轴承联=3.49*0.99*0.99kw=3.42kwp1=3.82kwP2=3.63kwP3=3.49kwPw=3.42kw3.各轴转矩T0=9550p0/

8、n0=9550*3.86/720Nmm=51.20NmT1=9550p1/n1=9550*3.82/720Nmm=50.67NmT2=9550p2/n2=9550*3.63/244.07Nmm=142.04NmT3=9550p3/n3=9550*3.49/57.97Nmm=574.94NmTw=9550pw/nw=9550*3.42/57.97Nmm=563.41NmT0=51.20NmT1=50.67NmT2=142.04NmT3=574.94NmTw=563.41Nm六、 传动件的设计计算 一、高速级锥齿轮传动的设计计算锥齿轮传动的设计计算见表4 计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热

9、处理方式和公差等级 考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之间。选用8级精度。45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理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设计。其设计公式为d11) 小齿轮传递转矩为T1=506702) 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.33) 由表8-19，查得弹性系数ZE=189.84) 直齿轮，由图9-2查得节点区

10、域系数ZH=2.55) 齿数比=i1=2.956) 取齿宽系数=0.37) 许用接触应力可用下式公式 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60*720*1*2*8*250*10=1.728*109N2=N1/i1=1.728*109/2.95=5.858*108由图8-5查得寿命系数ZN1=1，ZN2=1.05；由表8-20取安全系数SH=1，则有取 初算小齿轮的分度圆直径d1t,有 d1t69.78mm3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 由表8-1查得使用系数KA=1.0，齿宽中点分度圆直径为 dm1t=d1t(1-0.5)=69.

11、78*(1-0.5*0.3)mm=59.313mm故vm1=dm1tn1/60*1000=*59.313*720/60*1000m/s=2.23m/s由图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系Kv=1.19，由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.13，则载荷系数K=KAKvK=1.0*1.19*1.13=1.34(2） 对d1t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正 ，即 d1=69.78=70.485mm（3） 确定齿数 选齿数Z1=23，Z2=uZ1=2.95*23=67.85，取Z2=68，则，在允许范围内（4） 大端模数m ，查表8-23，取标准模数m=

12、3.5mm（5） 大端分度圆直径为 d1=mZ1=3.5*23mm=80.5mm70.485 d2=mZ2=3.5*68mm=238mm(6) 锥齿距为 R=（7） 齿宽为 b=0.3*70.374mm=21.112mm 取b=25mm d1=70.485mm Z1=23 Z2=57m=3.5mmd1=80.5mmd2=238mmR=70.374mmb=25mm4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 （1） K、b、m和同前（2） 圆周力为 Ft=（3） 齿形系数YF和应力修正系数YS 即当量齿数为 由图8-8查得YF1=2.65,YF2=2.13，由图8-9查得YS1=1.58，Y

13、S2=1.88（4） 许用弯曲应力 由图8-4查得弯曲疲劳极限应力为 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， 满足齿根弯曲强度5.计算锥齿轮传动其他几何尺寸ha=m=3.5mmhf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mmC=0.2m=0.2*3.5mm=0.7mda1=d1+2mcos=80.5+2*3.5*0.9474mm=87.132mmda2=d2+2mcos=238+2*3.5*0.3201mm=240.241mmdf1=d1-2.4mcos=80.5-2.4*3.5*0.9474mm=72.542mmdf2=d2-2.4mcos=238

14、-2.4*3.5*0.3201mm=235.311mmha=3.5mmhf=4.2mmC=0.7mda1=87.132mmda2=240.241mmdf1=72.542mmdf2=235.311mm 二、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 斜齿圆柱齿轮的设计计算见表5计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等 大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之间。选用8级精度。45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2

15、.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设计。其设计公式为1) 小齿轮传递转矩为T2=1460402) 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.43) 由表8-19，查得弹性系数ZE=189.84) 初选螺旋角，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.465) 齿数比=i=4.216) 查表8-18，取齿宽系数=1.17) 初选Z3=23，则Z4=uZ3=4.21*23=96.83，取Z4=97则端面重合度为 = =1.67轴向重合度为由图8-13查得重合度系数8） 由图11-2查得螺旋角系数Z=0.999） 许用接触应力可用下式计算 由图8-4e、a查

16、得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3=60n2aLh=60*244.07*1*2*8*250*10=5.86*108N4=N3/i2=5.86*108/4.21=1.39*108由图8-5查得寿命系数ZN3=1.05，ZN4=1.13；由表8-20取安全系数SH=1.0，则有 取初算小齿轮的分度圆直径d3t，得 =66.59mmZ3=23Z4=97d3t66.59mm3.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因=0.85m/s，由图8-6查得动载荷系数Kv=1.08，由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11，由表8-22查得齿向载荷分配系

17、数K=1.2，则载荷系数为 K=KAKvKK=1.0*1.08*1.11*1.2=1.44（2） 对d3t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d3t进行修正，即 =67.22mm(3) 确定模数mn mn=按表8-23，取mn=3mm（4） 计算传动尺寸 中心距为 =184.03mm取整，螺旋角为 因值与初选值相差不大，故对与有关的参数无需进行修正 则可得， b4=78mm b3=85mm K=1.44mn=3mma=184mmd3=70.531mmd4=297.455mmb4=78mmb3=85mm4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 1） K、T3、mn和d3同

18、前2） 齿宽b=b4=78mm3） 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 由图8-8查得YF3=2.62，YF4=2.24；由图8-9查得YS3=1.59，YS4=1.824） 由图8-10查得重合度系数5） 由图11-23查得螺旋角系数6） 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=63.93Mpa20.58+20.58*（0.030.05）mm=21.1921.61mmdmin=20.58mm4. 结构设计 （1） 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该

19、减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。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 轴段 上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取载荷系数KA=1.5，计算转矩为 Tc=KAT1=1.5*50670Nmm=76005Nmm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型联轴器符合要求：公称转矩为250Nmm，许用转速8500r/min，轴孔范围为1224mm。考虑到d120.58mm，取联轴器孔直径为22mm，轴孔长度L联=52mm，Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为L

20、X1 22*52GB/T50142003，相应的轴段 的直径d1=22mm。其长度略小于孔宽度，取L1=50mm(3) 轴承与轴段和的设计 在确定轴段的轴径时，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h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*30mm=2.13mm。轴段的轴径d2=d1+2*(2.13）mm=34.136mm，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8-27初选毡圈35JB/ZQ46061997，则d2=35mm，轴承段直径为40mm，经过计算，这样选取的轴径过大，且轴承寿命过长，故此处改用轴套定位，轴套内径

21、为28mm，外径既要满足密封要求，又要满足轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承30207，由表9-9得轴承内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm，T=18.25mm，内圈定位直径da=42mm，外径定位Da=65mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=15.3mm，故d2=35mm，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取L2=16mm。该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d4=35mm，其右侧为齿轮1的定位轴套，

22、为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L4=16mm（4） 轴段的设计 该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位轴肩直径，即d3=42mm，该处长度与轴的悬臂梁长度有关，故先确定其悬臂梁长度（5） 齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段采用悬臂结构，d5应小于d4，可初定d5=32mm小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离M由齿轮的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得M=32.9mm，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚C=8mm，齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离

23、按齿轮结构需要取为56mm，齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定，为使挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差值为0.75mm，则 L5=56+C+T-L4-0.75=（56+10+8+18.25-16-0.75）mm=75.5mm（6） 轴段与轴段的长度 轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承端盖等零件有关。由表4-1可知，下箱座壁厚=0.025a+3mm=0.025*184+3mm=7.6mm，取壁厚，R+a=70.374+184=254.374mm27.05+27.05*（0.030.05）mm=27.8628.40mmdmin=27.05mm4.结构设计轴的结构构

24、想如图5所示(1) 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计(2) 轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的选择设计同步进行。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。轴段及轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据dmin=27.05mm，暂取轴承30206，由表9-9得轴承内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm，内圈定位直径da=36mm，外径定位Da=53mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=13.8mm

25、，故d1=30mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=30mm（3） 齿轮轴段与轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2。为便于齿轮的安装，d2和d4应略大于d1和d5，此时安装齿轮3处的轴径可选为33mm，经过验算，其强度不满足要求，可初定d2=d4=32mm由于齿轮的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮廓的宽度范围为（1.21.5）d4=38.448mm，取其轮毂宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比齿轮2的轮毂略短，b3=85mm，故取L2=83mm，L4=40mm（4） 轴段的设计 该段位

26、中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1)d2=2.243.2mm，取其高度h=3mm，故d3=38mm齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体内壁的距离军取为，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得起宽度为Bx=193.92mm，取Bx=194mm，则轴段的长度为=194-40-2*10-85mm=49mm此时锥齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置（5） 轴段及轴段的长度 由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱体内壁距离取为，则轴段的长度为 轴段的长度为 （6） 轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面

27、的距离a3=13.8mm，则由图12-7可得轴的支点与受力点间的距离为由装配图知d1=30mmd5=30mmd2=d4=32mmL2=83mmL4=40mmd3=38mmBx=194mmL3=49mmL1=34mmL5=41mm5.键连接 齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键12100 GB/T10961990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键12 GB/T109619906.轴的受力分析 （1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图5所示 （2）计算支承反力 在水平面上为 R2H=Fr3-R1H-Fr2=731.6-586.2-111.7N=33.7N在垂直平面上为

28、轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为（4） 画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面为 MaH=-R1Hl2=-586.2*54.55=-31977.2Nmma-a剖面右侧为b-b剖面右侧为在垂直平面上为合成弯矩a-a剖面左侧为 a-a剖面左侧为 b-b剖面左侧为b-b剖面右侧为（4）画转矩图 转矩图如图5f所示，T2=50250NmmR1H=586.2NR2H=33.7NR1v=1662.5NR2V=1179.8NR1=1762.8NR2=1180.3NMa=96161.9NmmMa=93067.1NmmMb=66816.4NmmMb=66508.8NmmT2=5025

29、0Nmm7.校核轴的强度 虽然a-a剖面左侧弯矩大，但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，其轴颈较小，故a-a剖面两侧均可能为危险面，故分别计算a-a剖面的抗弯截面系数其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 a-a剖面左侧弯曲应力为 a-a剖面右侧弯曲应力为 扭剪应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数则当量应力为 故a-a剖面右侧为安全截面由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表8-32查得轴的许用弯曲应力强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为 取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够

30、齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够键连接的强度足够三、低速轴的设计计算低速轴的设计计算见表9 计算项目计算及说明计算结果1.已知条件低速轴传递的功率p3=3.49kw,转矩T3=574940Nmm，转速n3=57.97r/min，齿轮4分度圆直径d4=297.455mm，齿轮宽度b4=78mm2.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，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调制处理3.初算轴径查表9-8得C=106135，取中间值C=106，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径 d141.54+41.54*（0.030.05）mm=42.7943.62mmdmin=41.54mm4. 结构设计（1） 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。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 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取载荷系数KA=1.5，计算转矩为 Tc=KAT1=1.5*574940Nmm=862410Nmm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250Nmm，许用