二級錐齒斜齒圓柱齒輪減速器

《二級錐齒斜齒圓柱齒輪減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《二級錐齒斜齒圓柱齒輪減速器（29頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、機械設計課程設計 一 傳動方案的擬定 根據(jù)已知條件，運輸帶的有效拉力為1100N，運輸帶的速凍為2.4m/s，卷筒直徑為370mm，三相交流電源，有粉塵，載荷平穩(wěn)，常溫下持續(xù)工作。 該設備的傳動系統(tǒng)由電動機(原動機)—減速器（傳動裝置）—帶式運輸機組成，工作機為型砂運輸設備。簡圖如下： 1—電動機 2—聯(lián)軸器 3—減速器 4—卷筒 5—傳動帶 減速器為展開式圓錐—斜齒圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用圓錐滾子軸承，聯(lián)軸器選用彈性聯(lián)軸器 二 電動機的選擇 計算名稱 計算及說明 計算結果 1 電動機的選擇 根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動機

2、 2 選擇電動機的功率 輸送帶的功率為P=kw； 查機械設計手冊，取圓錐滾子軸承的效率0.98；錐齒輪的傳動效率0.96；斜齒輪的傳動效率0.97；彈性聯(lián)軸器的傳動效率0.99；所以=0.84； 電動機所需的工作效率為P=3.27KW 根據(jù)附錄九，選擇電動機的功率為4KW P=2.75kw 0.84 P=3.27KW 3 確 定 電 動 機 的 轉 速 輸送帶的轉速r/min； 已知錐齒輪的傳動比；斜齒輪的傳動比；故；電動機的轉速范圍：124（6~24）=（744~345

3、6）r/min； 由附錄九知道，符合這一要求的電動機同步轉速有750r/min,1000r/min,1500r/min,3000r/min。本題選用1500r/min,其滿載轉速為1440r/min，型號為Y112M-4 r/min 1440r/min 三 傳動比的分配 計算名稱 計算及說明 計算結果 1總傳動比 = =11.6 2分配傳動比 兩級傳動的大齒輪浸油深度相近時，i<=4，故??； 低速級的傳動比 四 傳動裝置動力參數(shù)的計算 計算名稱 計算及說明 計算結果 1各個軸的轉速 = =4

4、11r/min =411r/min 124.7r/min 2各個軸的功率 3.273.24kw 3.243.05kw 2.9kw 2.81kw kw kw kw kw 3各個軸的轉矩 =21.68 五 傳動件的設計計算 （1） 高速級錐齒輪設計計算 計算項目 計算及說明 計算結果 1材料的選擇，熱處理方式和公差等級 考慮到帶式輸送機為一般機械，大錐齒輪選用45鋼，小齒輪選40Cr.小齒輪調質處理，大齒輪正火處理，小齒面硬度H

5、BW=260，大齒輪齒面硬度HBW=230，硬度相差30，在30~50之間，故選用8級精度 因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行計算，其設計公式為： 齒輪調質處理 8級精度 2初步計算傳動的主要尺寸 (1)小齒輪的轉矩為 (1) (2) 初選齒數(shù) 小齒輪Z1=24 大齒輪 （3）取 初估小輪直徑 則 查表得Kv=1.17 (4)查得彈性系數(shù)為 由已知條件可知=1.35 ，， (5)查得錐齒輪的節(jié)點區(qū)域系數(shù)為 (6)齒數(shù)比 (7)許用接觸應力可用下式表示，由機械

6、設計手冊查得極限應力， 大小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)為： 查得，，S取1 則有； ； 兩者比較取較小的，故 初算小齒輪的直徑， = =3.3m/s =51.5mm 3確定傳動尺寸 （1） 確定模數(shù)m ，查取標準模數(shù)為2.25 （2） 大端的分度圓直徑為： （3） 錐齒齒距為：

7、 （4） 齒寬： 取整得b=30mm （5） 當量齒數(shù)，查得，，， 取安全系數(shù) 由得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 尺寸系數(shù)Yx. 查圖得Yx1=Yx2=1 查得彎曲疲勞極限為：， 許用應力 校核強度，由[3]式10-23 < =517.2MPa 177.8MP< =512MPa 可知彎曲強度滿足，參數(shù)合理。 2.25mm 54mm 189mm 98.28mm b=30mm 4計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸 （2） 低速級斜齒圓柱齒輪設計計算

8、 計算名 稱 計算及說明 計算結果 1選擇材料，熱處理方式和公差 選擇小齒輪的材料為40Gr，進行調質處理，硬度為260HBW；大齒輪為45鋼，進行調質處理，硬度為230HBW，二者材料相差30HBS，在30~50HBS之間。選擇8級精度 小齒輪為40Gr 大齒輪為45鋼 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，故按齒面接觸疲勞強度進行計算，其設計公式為： （1） 初選系數(shù) 小齒 大齒 取 （2） 選擇齒寬系數(shù) 初估小輪直徑d=50mm 初選螺旋角 大小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別

9、為： 查得壽命系數(shù)；；取安全系數(shù) （3） 許用接觸應力可用下式計算：，由圖查得接觸疲勞極限應力為； 取較小者，故 （4） 查表得KA=1.35 （5） 查得彈性系數(shù) 運載系數(shù)Kv=1.08 （6） 齒間載荷分配系數(shù) 查表8-5 取=1.4 齒面載荷分布系數(shù) 載荷系數(shù) （7） 查得區(qū)域系數(shù)為 （8） 端面重度為：； （9） 縱面重合度；查得螺旋角系數(shù) （10） 初算小斜齒輪的度圓直徑 =

10、 3.確定齒輪尺寸 （1） 確定模數(shù)，查表取標準值=2.5 （2） 中心距 取整數(shù) 螺旋角為，與初選的螺旋角相差不大，所以 所以 （5），由于裝配或者安裝的誤差，小斜齒輪應該比大斜齒輪的寬度大5~10，故大斜齒輪的寬度 (6) 按齒根彎曲疲勞強度校核 計算載荷系數(shù) 重合度系數(shù)；螺旋角系數(shù)： 計算當量齒數(shù)， 查取齒形系數(shù)，由圖6-21查的=2.48、=2.2

11、1 應力修正系數(shù)、 查圖得彎曲疲勞強度極限， 壽命系數(shù)， 計算彎曲疲勞許用應力，安全系數(shù)， 計算許用彎曲應力 （1） 齒根彎曲應力 MP<=375MPa <325MPa 齒根彎曲疲勞強度足夠 4計算齒輪傳動其他幾何尺寸 端面模數(shù) 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑為： 齒根圓直徑為： 六 聯(lián)軸器的選擇 （一）高速級 電動機

12、軸直徑為28，轉矩 查附表8-4，選擇HL4型號的聯(lián)軸器 軸徑為20mm 軸長L=38mm （二）低速級 根據(jù)查附表8-4，選擇HL2型號的聯(lián)軸器 軸徑為32mm 軸長L=60mm 七 軸的設計計算 （1） 高速軸的設計與計算 計算名稱 計算及說明 計算結果 1已知條件 高速軸傳遞的功率，轉矩,轉速，小齒輪的大端分度圓直徑，齒寬中點處的分度圓直徑為，輪齒的寬度 2選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調質處理 45鋼 調質處理 3初算軸徑 查得C=1

13、06~135，取中間值C=110，則，軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大，取中間值4%，故軸端最細處直徑 4軸承的選擇 由（3）得最小直徑大于15mm 由聯(lián)軸器得最小直徑=20mm 由于傳動齒輪為斜齒輪，受軸向作用力，所以選擇圓錐滾子軸承。 安裝軸承段的軸直徑大于20mm，可選軸承30205 基本尺寸 D=52mm B=15mm 配合尺寸 5結構設計 （1） 軸

14、承部件的結構設計 為了方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩段固定式。按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計 簡單設計如下圖 （2） 聯(lián)軸器與軸段1，軸段1上安裝聯(lián)軸器，此段設計應與聯(lián)軸器的選擇設計同步進行。 聯(lián)軸器從動端的代號為TL4 ，相應的軸段1的直徑，其長度應略小于孔的長度，取 （3） 軸承與軸段2和4的設計 在確定軸段2的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度 軸段2的軸徑 其值最終由密封圈確定，該處軸的圓周速度均小于3m/s，可選用氈圈油封，查表初選氈圈的公稱直徑為25mm

15、。軸承30205，由表得軸承的內徑的d=25mm，外徑52，寬度B=15mm，內圈定位直徑，外徑定位，故，可取 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則 （4） 軸段3的設計 該軸段長套筒為軸承提供定位作用，故取該段直徑為軸承定位軸肩，即，又B=15mm 套筒要定位軸承 故其長要稍大于B 取=17mm （5） 小錐齒輪是做在軸上 齒輪上的齒到箱體內壁要間隔一定的距離 取其為 6段軸肩取與封油盤相同的直徑 （6） 軸承與軸段5的設計 軸段5上安裝軸承，故=25mm 軸承右邊要用封油盤取其寬為8mm 則=17mm 有軸之間的關系 =44.35mm 所以 （

16、7） 軸段4的設計 由于軸段4上放套筒作軸承的定位零件 則4段直徑必須小于軸承的安裝直徑 可取 則 6鍵的選擇及強度校核 電動機軸與軸段1間采用A型普通平鍵連接，查《機械設計課程設計》選取其型號為620GB/T1096-79 <120MPa 所有符合強度條件 圖（1） 輸入軸的結構圖 （2） 中間軸的設計與計算及強度校核 計算名稱 計算及

17、說明 計算結果 1已知條件 高速軸傳遞的功率，轉速r/min，錐齒輪大端分度圓直徑為，齒寬中點處分度圓直徑， 2選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用45鋼，進行調質處理 45鋼進行調質處理 3初算軸的直徑 查表取C=106~135之間 ，取平均值為C=110， 則 4軸承的選擇 由（3）得最小直徑大于21.5 由于傳動齒輪為斜齒輪，受軸向作用力，所以選擇圓錐滾子軸承。安裝軸承段的軸直徑大于21.5可選軸承30205 基本尺寸 D=52mm B=15mm 配合尺寸 5 軸的結構設計

18、軸的結構構想如圖（3）所示， （1） 軸承部件的結構設計 為方便軸承的裝拆，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩段固定方式，按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計 （2） 軸段1和5的設計 該軸段上安裝軸承，此段設計應與軸承的選擇設計同步，考慮到齒輪上作用較大的軸向力和圓周力，選用圓錐滾子軸承。軸段1和5上安裝軸承，其直徑應既要便于軸承安裝，又要符合軸承內徑系列。根據(jù)，暫取軸承30205，由表查得軸承內徑，外徑D=42mm，寬度B=15mm，內圈定位直徑，外徑定位直徑，故取 通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則。 由于軸承采用油潤滑，故軸承內端

19、面距箱體內壁距離取為=8mm，則軸段1的長度為： 軸段5的長度為： （3） 齒輪軸段2與軸段4的設計 軸段2上安裝齒輪2，軸段4上安裝齒輪3。為便于齒輪安裝，和應略大于和，此時安裝齒輪3處的軸徑可選為28mm，可初定和=28mm 齒輪左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定，齒輪2和輪廓的寬度范圍為（1~1.2）=（32~38.4）mm，取其輪轂寬度I=38mm，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段4長度應比齒輪4的輪轂略短，。由于II軸的中心在I軸的軸心線上，所以(R-B) cos +L2+L1=89.8mm （4） 軸段3的設計 該段為軸

20、上的兩個齒輪提供定位，其軸肩高度范圍為（0.07~0.1）=（1.75~2.5）mm，取其高度h=4mm，故。故 （5）軸上力作用點的距離 軸承反力的作用點距軸承外圈大端的距離，則由圖可得軸的支點與受力點間的距離為： =16.25+8+10+65.5/2-12.6=54.4mm 同理可求得， ==28mm L2=37mm L4=64.5mm 6鍵連接的選擇和計算 齒輪2與軸段間采用A型普通平鍵

21、連接，軸徑28mm，選取平鍵為87mm，長L=30mm。 擠壓應力a 齒輪3與軸段4間采用A型普通平鍵連接，軸徑28mm，選取平鍵為87mm，長L=45 由于鍵和軸都沒45鋼，查表得[]=120~150MPa 顯然鍵連接強度足夠 7軸的受力分析和強度校核計算 （1） 已知條件 高速軸傳遞的轉矩為，轉速為，小齒輪大端分度圓直徑，，， （2） 錐齒輪1上的作用力 圓周力 方向與力作用點圓周速度方向相反 則 徑向力為： 其方向為由

22、力的作用點指向輪1的中心 則 軸向力為： 其方向為沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端 則 齒輪3的作用力 圓周力為 其方向與力作用點圓周速度方向相反 徑向力為： 其方向由力的作用點指向輪3的轉動中心 軸向力為： 畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示 （3）計算支承反力 在水平面上為 + 472.2N 在垂直平面內 + (4) 繪

23、制彎矩圖 在水面上 在垂直面上為： \ 合成彎矩105976.4 81758.6 （5）畫轉矩圖，如下圖示 （6）當量彎矩 軸45鋼調制 由表11-1查的[]=60MP []=100MP 輪3截面 119777 111991.1 輪2截面 103076 81758.6 （7）校核危險截面 加鍵后(1+4%)=27.56mm 加鍵后(1+4

24、%)=26.1mm 結論：計算得各截面直徑分別小于其結構設計的直徑 =331.6N =92N 2379.8N 628.8N 331.7N 472.2N 1435.3N 1890N 圖（3） （三）低速軸的設計與計算 計算名稱 計算及說明 計算結果 1已知條件

25、 低速軸傳遞的功率，轉矩，轉速，齒輪4的分度圓直徑，齒輪寬度 2選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用45鋼調質處理 45鋼調質處理 3初算軸徑 查表得查表取C=106~135之間 ，取C=106， 則，考慮到軸與聯(lián)軸器連接，有一個鍵槽，軸徑應該增大4%,軸段最細直徑為： mm 4 軸承的選擇 由（3）得最小直徑大于31.5 由于傳動齒輪為斜齒輪，受軸向作用力，所以選擇圓錐滾子軸承。安裝軸承段的軸直徑大于31.5選軸承30207 基本尺寸 D=7mm B=17m 配合尺寸 5 軸的結構設計 （1） 軸承部件的結構

26、設計 為了方便軸承的安裝與拆卸，減速器的機體采用剖分式結構，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩段固定方式，按軸上零件的安裝順序，從最細處開始設計 （2） 聯(lián)軸器與軸段1 軸段1上安裝聯(lián)軸器，此設計應與聯(lián)軸器的選擇設計同步進行。為補償聯(lián)軸器所連接軸兩段的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查機械設計手冊，取載荷系數(shù)=1.35，計算轉矩 ==1.35221.7=299.3Nm，符合所選的聯(lián)軸器。軸孔d=32mm,軸孔長度為，則相應的軸段的直徑， （3） 密封圈與軸段2的設計 在確定軸段2的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。該處的圓周速度均小于3

27、m/s，故可選用氈圈油封，查表選取氈圈35JB/ZQ4606-1997，則=35mm。軸段2的長度除與軸上零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關，軸承座寬度為，軸承旁連接螺栓為M8，則=13mm，=11mm，箱體軸承座寬度 （4） =34mm。??； 軸承與軸段3和軸段7的設計 考慮齒輪有軸向力存在，但是此處的軸徑較大，選用單列的圓錐滾子軸承，在軸段1上安裝軸承，其直徑應既便于安裝，又符合軸承的內徑系列?，F(xiàn)取軸承為30207，則軸承內徑為35mm，外徑為72mm，寬度為17mm，內圈定位直徑=42mm，外徑定為=65mm，故=35mm。由于該減速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s，

28、軸承采用脂滑，取。為補償箱體的鑄造誤差，取軸承靠近箱體內壁的端面與箱體內壁距離=8mm。通常一根軸上的兩個軸承選取的型號相同，則=35mm （5） 齒輪與軸段6的設計 軸段6上安裝齒輪4，為便于齒輪的安裝，應略大于，可初定=38mm，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等為59.5mm，其右端采用軸肩定位，左端采用套筒定位。為了使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段6長度應比齒輪 4的輪轂略短，取為=57mm （6） 軸段5和軸段4的設計 軸段5為齒輪提供軸向定位作用，定位軸肩的高度為h=(0.07~0.1)=2.94~4.2mm，取h=4mm，則=46mm，=1.4h=55.6mm，取=10m

29、m 軸段4的直徑可取軸承內圈定位直徑，故=38mm，齒輪左端面與 箱體內壁距離為： 則軸段4的長度為49.1mm 軸段7的長度 軸段2的長度除與軸上零件有關外，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關，軸承座寬度為，軸承旁連接螺栓為M8，則=13mm，=11mm， 32mm =35mm 27mm =38mm =57mm =46mm =10mm =42mm

30、 40.5mm 6鍵連接的選擇及計算 齒輪4與軸段間采用A型普通平鍵連接，軸徑38mm，選取平鍵為128mm，長L=45mm。 聯(lián)軸器與軸間采用A型平鍵連接，軸徑32mm，選取平鍵108mm，長L=40mm。 擠壓應力a 由于鍵和軸都是45鋼，查表得[]=120~150MPa 顯然鍵連接強度足夠 圖（4） 八 II軸軸承30205壽命的計算 1 軸承的壽命計算 1.計算總反力

31、垂直面上 =1890N 水平面上 軸承總反力 2.計算軸承所受載荷 外部軸向力 所以軸承A 壓緊 B放松 3 計算 軸承A 所以X=0.4 Y=1.6 =X+Y=1991.2N 軸承B 所以X=1 Y=0 =X+Y=1991.2N 由于 < 故按計算壽命 其中 計算得軸承壽命滿足題目條件 九． 潤滑油的選擇與計算 齒輪選擇全損耗系統(tǒng)用

32、油L-AN68潤滑油，潤滑油深度為，箱體底面尺寸為134mm352mm，箱體內所裝潤滑油量為： V>= 該減速器所傳遞的功率。對于二級減速器，每傳遞1的功率，需油量為(700~1400) ，該減速器所需油量為： 潤滑油量滿足要求。 所以軸承選擇脂潤滑。 十、減速器機體各部分結構尺寸 名稱 符號 計算公式 結果 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 M

33、12 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 M8 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 =（0.5~0.6） M8 軸承端蓋螺釘直徑 =（0.4~0.5） M6 視孔蓋螺釘直徑 =（0.3~0.4） M5 定位銷直徑 =（0.7~0.8） 5 ，，至外機壁距離 查《機械設計課程設計指導書》表11-2 18 13 13 ，、至凸緣邊緣距離 查《機械設計課程設計指導書》表11-2 16 11 11 外機壁至軸承座端面距離 =++（8~12） 32 大齒輪頂圓與內機壁距離 >1.2 10 齒輪端面與內機壁距離 > 10 機座

34、肋厚 十一 裝配圖和零件圖 （1） 附件設計與選擇 1. 檢查孔集檢查孔蓋 檢查孔尺寸為80mm70mm，位置在中間軸的上方；檢查孔蓋尺寸為12090mm。 2. 油面指示裝置 選用游標尺M12，由機械設計手冊可以查到相關尺寸。 3. 通氣孔 選用提手式通氣器，由機械設計手冊可以查到相關尺寸。 4. 放油孔及螺塞 設置一個放油孔。螺塞選用六角螺塞M161.5JB/T1700-2008，螺塞墊2416JB/T1718-2008，由機械設計手冊可以查到相關尺寸。 5起吊裝置 上箱蓋采用吊環(huán)M8GB/T825-1988，箱座上采用吊鉤

35、，有機械設計手冊可以查得相關尺寸。 6. 起箱螺釘 起箱螺釘查機械設計手冊，選取螺釘GB/T117-2000M620兩個 7. 定位銷 定位銷可由機械設計手冊查得，取GB/T117-2 0635兩個。. （2） 繪制裝配圖和零件圖 選擇與計算其他附件后，所完成的裝配圖如所示。減速器輸出軸及輸出軸上的齒輪零件如兩張圖所示。 十二 設計體會 雖然三個星期的時間并不算長，但卻使得我獲得了很多課上學不到的知識，初步掌握了查找工程用工具書進行機械設計的基本步驟與技能，翻書查表，定尺寸取公差，直至最后的繪圖，將設計付諸于圖紙這一系列的過程和經(jīng)驗，對我今后的學習和工

36、作無疑是十分珍貴的。 在這個過程中，我把課本系統(tǒng)的看了一遍，有的比以前學的更透徹，而且有了整體的概念。同時，還把這些課本的內容都聯(lián)系了起來，整合到一起，體會到“理論”與“實踐”的結合， “技術”與“經(jīng)驗”的結合，真的是受益匪淺。然而，這次設計也暴漏出我的許多不足之處，概念模糊，工作原理搞不清楚，結構設計不合理，缺乏想象力和創(chuàng)新能力等等。 機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》、《機械設計》、《材料力學》、《互換性與技術測量》、《工程材料》、《機械設計（機械設計基礎）課程設計》等于一體。所以，這次課程設計，通過三個星期的實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎。 　 十三 參考文獻 [1] 李建功 《機械設計》　機械工業(yè)出版社 [2] 孫恒 《機械原理》　高等教育出版社 [3] 陸玉，馮立艷 《機械設計課程設計》 機械工業(yè)出版社 [4] 《材料力學》 同濟大學出版社 [5] 《理論力學》 高等教育出版社 [6] 毛平準 《互換性與測量技術基礎》 機械工業(yè)出版社 29