二級圓錐-圓柱齒輪減速器說明書.

1、機械設計課程設計說明書 設計題目： 圓錐一圓柱齒輪減速器 學 院: 年級專業(yè)： 學 號: 姓 名: 指導教師: 完成日期: 目錄 一、傳動方案的擬定 3 二、電動機的選擇及傳動比的確定 4 1. 性能參數(shù)及工作情況 4 2. 電動機型號的選擇 4 3. 傳動比的分配 5 三、運動和動力參數(shù)計算 6 四、傳動零件的設計計算 8 1. 高速級直齒圓錐齒輪的設計計算 8 2. 低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算 12 五、軸的計算 19 1. 軸的設計 19 2. 輸出軸的彎扭強度校核 24 六、鍵的選擇和鍵連接的強度校核 30 七、滾動軸承的選擇及基本額定壽命計算 32 輸出軸處軸承校核 32 八、聯(lián)軸

2、器的選擇 34 九、潤滑和密封的選擇 35 十、其他技術說明 35 十一、 典型零件三維建模 37 十二、 設計小結 40 十三、參考文獻 41 燕山大學課程設計說明書 結果 設計及計算過程 一、傳動方案的擬定 本設計要求設計一帶式輸送機傳動裝置一一二級圓錐圓柱 齒輪減速器，動力裝置為三相異步電動機，工作裝置為卷筒。 工作地點為煤場，承受中等沖擊的載荷，中批生產(chǎn)，六年一班 為提高傳動穩(wěn)定性以及傳動效率，將圓錐齒輪布置在高速級， 采用直齒齒輪。圓柱齒輪布置在低速級，采用斜齒齒輪。其整 體傳動裝置簡圖如圖所示： 第56頁共41頁 屮f 圖1-1.減速器機構簡圖 設計及計算過程 結果 二、電動機的選

3、擇及傳動比的確定 1 .性能參數(shù)及工作情況 F=1335N 輸送機卷筒力：F=1335N輸送機卷筒直徑：D=0.27m D=0.27m 輸送機卷筒速度：V=1.55m/s V=1.55m/ 使用地點：煤場生產(chǎn)批量：中批 s 載荷性質(zhì)：中等沖擊使用年限：六年一批 2 .電動機型號的選擇 根據(jù)煤場的使用條件選用丫系列（IP44）三相異步電動機， 即封閉自扇冷氏鼠籠型二相異步電動機，能防止灰塵，鐵屑， 或其他雜物的進入。 1）輸送機所需工作功率： Pw 二 F牛 =1335 心.55 =2.i55kW 10001000 7.96 PW=2.155k 2）傳動效率的計算： w 根據(jù)機械設計課程設計指導

4、手冊表 12-10 有 彈性聯(lián)軸器（2對）傳動效率： n1 =0.992 圓錐齒輪（8級精度）傳動效率： n2=0.95 圓錐齒輪（8級精度）傳動效率： n3 =0.97 圓錐滾子軸承（4對）傳動效率： 5=0.984 運輸滾筒的傳動效率： 3=0.96 總傳動效率： 24 =1 2 3 4=0.990.95 0.97 0.98 =0.833 3) 電動機輸出有效功率： Pw = 2.155 =2.587Kw d 0.833 根據(jù)輸出的有效功率選用 Y100-L2-4的電機，其主要性能參數(shù) 如下： 電動 機型 號 額定功率 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 起動轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 (Kw) (r/mi n )

5、(r/min ) 額定轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y100- L2-4 3.0 1500 1430 2.2 2.3 表2-1 Y100L2-4 型電機性能參數(shù) 3 .傳動比的分配 1）運輸機的轉(zhuǎn)速: nw二 60= 二 D 60 1.55 :0.27 =109.64r / min n =0.833 Pd 二 2.587 Kw 電動機型 號： Y100-L2 4 2）總傳動比: = 13.043 .id1430 i= iw 109.64 取圓錐齒輪傳動比：h =3.0 i=13.043 h =3.0 i2 =4.348 取圓柱齒輪傳動比：i2 =4.348 設計及計算過程 結果 - 、運動和動力參數(shù)計算 1

6、) 各軸轉(zhuǎn)速： 電機軸： n0 =1430r / min n0 =1430r / min 輸入軸: =n0 =1430r / min 6 =1430r / min 中間軸： ni1430. n2 =477r / min n2 =477r /min i13 n3 =109.64 輸出軸: n2477 r / min 3 10964/ min i24.348 n4 =109.64 卷筒軸： n4 = n3 =109.64r / min r / min 2) 各軸功率： 電機軸： P0 =2.587kW P0 =2.587 Kw 輸入軸: P = P0 叫1 = 2.587X 0.99 = 2.56

7、1kW R =2.561Kw 中間軸： P2 =R n12=2.561 汽 0.95漢 0.98 = 2.409kW P2 =2.409 Kw 輸出軸: P3 = F2 n23 = 2.409x 0.97X0.98 = 2.290kW =2.290 Kw P4 =2.177 Kw 卷筒軸： P3 n34 =2.290 x0.99x 0.982 x0.96=2.177kW 3) 各軸轉(zhuǎn)矩： 電機軸： p2 587 %95509550 -17.277 N m n01430 輸入軸: 9550 P 9550漢261 -17.104N m n11430 T0=17.277N m 中間軸：T2 = 95

8、50 空=9550 X 2409 = 48.205 N m n2477 P2 290 輸出軸：T3 =9550 3 =9550199.44 N m n3109.64 T17.104N m T2 =48.205N m T3 =199.44N m T4 -189.63N m p2 177 卷筒軸：T4 =9550 4 =9550189.631 N m n4109.64 表3-1動力和運動參數(shù) 軸 轉(zhuǎn)速n （r/mi n ） 輸入功率 P/Kw 輸入轉(zhuǎn)矩 T/ N m 傳動比 電機軸 1430 2.587 17.277 / 輸入軸 1430 2.561 17.104 3 中間軸 477 2.409

9、48.205 4.333 輸出軸 109.64 2.290 199.44 / 卷筒軸 109.64 2.177 189.63 設計及計算過程 結果 除特別注 四、傳動零件的設計計算 明外，其 1.高速級直齒圓錐齒輪的設計計算 余齒輪計 a.選擇材料、精度及參數(shù) 算公式以 1）選取齒輪的材料、熱處理方法及齒面硬度 及相關數(shù) 由表6-3,小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HBi=250HBS;大齒輪 據(jù)皆引自 選用 45 鋼，正火,HB2=200HBS。HBi-HB2=250-200=50HBS, 機械設 合適。 計（許立 忠，周玉 2）選取精度等級 初選8級精度，按GB/T 10095。 林主編） 3）選

10、取齒數(shù) 第75頁- 第96頁。 選小齒輪齒數(shù)Z1=20;大齒輪齒數(shù)z2 = h z1 =3漢20 =60 召=20 4）選取齒寬系數(shù) 茁估計圓周速度 v=4m/s， = 0.8m/s ;由圖 6-11a）有，動載系數(shù) Kv 1.1 ； 100 由圖6-13，齒間載荷分配系數(shù)K = 1 ； 由圖6-17，齒向載荷分布系數(shù)Kp =1.27 K -KAKVK.K -.=1.25 1.1 1 1.27=1.746 2) 轉(zhuǎn)矩 T1T1=17.104N m =1.7104 104N mm 3) 區(qū)域系數(shù)Zh由圖6-19有Zh=2.5 4) 彈性影響系數(shù) Ze由表6-5有Ze =189.8 MPa 5)

11、接觸疲勞極限應力二Hlim 查表 6-27 c)二 Hiim1 =605MPa 查表 6-27 b)Jlim2 =470MPa 6) 應力循環(huán)次數(shù)N M =60nJLh =60 1430 1 (1 8 300 6) =1.24 109 N2 =60n2jLh =60 477 1 (1 8 300 6) =4.12 108 7) 壽命系數(shù)Khn Khn1 =0.97Khn2=1.06 (允許有點蝕) 8）接觸疲勞許用應力kJ取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1 l-_H1 1=K HlimHlim1 =0.97 605=586.9MPa ；-h2 l=K Hlim2 Hlim2 =1.06470=

12、498.2MPa 取 l -H l=498.2MPa 9）試算小齒輪分度圓直徑的d1 di _3 4 1.746 1.7104 104189.8 2.5 0.3 (1一0.5 0.3)2 498.2 二 55.029mm =4(1-0.5訂)=55.029 (1-0.5 0.3) = 46.775mm 10）圓周速度v 11) 12) 13) 14) 15) 二 dm1 n1 二 46.755 1430 v 二 60 1000 60 1000 二 3.50m/ s 與假設差距不大，無需修正 Kv。 模數(shù)m 455.029 2.75mm 取標準模數(shù) m = 3mm z120 大端分度圓直徑d d

13、| =mz =3 x 20 = 60.000mm d2 二 m =3 60= 180.000mm 錐距R 齒輪寬度 r 二 d1 1 ij = 601+32=94.868mm 2、 2 b = R R = 0.3 94.868 二 28.46mm 圓整取 b1=b2=29mm ,111 =arcta n=arcta n =18.435 i1 =90 -18.435： =71.565： m 二 3mm di = 60mm d2 =180nm R = 94.868 mm bi = b2 29mm 1 =18.435 2=71.565 c.校核齒根彎曲疲勞強度 按式（6-22） 有 cF1 4KTY

14、Fa1Ysw ；(1-0.5 ；)2乙2叫2 1 CF2 F1YFa2YSa2 YFa1YSa2 1)轉(zhuǎn)矩 T1飛=1.7104 104N m 2) 當量齒數(shù)Zv Zv1 20 =21.1 Z/2 COS Z2 COS18.435” cos 2cos71.656 60189.74 3) 齒形系數(shù)YFa 查圖 6-21 有泉1 =2.7, YFa2 =2.13 4) 應力修正系數(shù)YSa 查圖 6-22有 YSa1 =1.57, Ysa2 =1.88 5) 載荷系數(shù)K K=1.746 6) 彎曲疲勞極限應力二Flim 查圖 6-28c)有二 Flim1 =440MPa 查圖 6-29b)有匚Flm

15、2=390MPa 7) 壽命系數(shù)Kfn 查圖 6-26 有 Kfn1 =1,心2 =1 8) 彎曲疲勞許用應力6取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.4 ” KFNFlim1 1 440 Ifn1 Flim1 =314.3MPa S1.4 II _ S二加2_ = L390 =278.6MPa S1.4 9) 彎曲應力匚F 4 1.746 1.7104 104 2.7 1.57 0.3(1-0.5 0.3)202 3332+1 =68.38MPa = 970.59N 3）畫出水平彎矩Mxy圖，垂直面彎矩Mxz圖和合成彎矩 Xy MXZ 圖 58420N.cm rrflTl 2S0N. urn II

16、 i imTrrTTTTTF 圖5-10水平面彎矩圖 ilium 1111 i) I ik 圖5-11垂直面彎矩圖 圖5-12合成彎矩圖 4）畫出軸的轉(zhuǎn)矩T圖，T = 199440N m 5）軸材料選用45鋼調(diào)質(zhì)，由機械設計手冊查得匚b =650MPa , 6 =360MPa，由插值法由表10-3查得 “- 1b 丨 60 c0b =102.5MPa，- 60MPa，0.59 一 0b ,102.5 6）畫當量彎矩M圖 7） 判斷危險截面，由當量彎矩圖可知，齒輪左側軸肩處截面1 和齒輪中間截面2為危險截面。 8）軸材料選用45鋼調(diào)質(zhì)，二b=650MPa,二360MPa，由表 10-5所列公式可

17、求得疲勞極限 二 4 =0.45況=0.45 650=293MPa =0.81 b =0.81 650 =527MPa 4=0.266=0.26 650 =169MPa 0 =0.50；b =0.50 650 =325MPa 2U，丿得 2 293 一527 =0.11 , 527 2169二325 “04 325 9） a.求截面1的應力 彎矩 M1 = . (616.57 72.75)2(665.84 72.75)2 = 65567N mm M1 655673 =5.245MPa, m=0 W 0.1 50 T 199440. W 0.2 厶。3978%m =2=3.989MPa b.求截

18、面1的有效應力集中系數(shù) 因在此截面處有軸徑變化，過渡圓角半徑 r = 2 mm，其應 力集中系數(shù)可由表10-9查得加站篙巾025。由 6 =650MPa 查得 k；： =1.88, k =1.39 c.求表面狀態(tài)系數(shù)B及尺寸系數(shù)p 由表 10-13查得 p=0.92,( Ra=3.2mm,二b =650MPa )由 表10-14查得-=0.84， : =0.78 （按靠近應力集中處的最小軸 徑50mm查得） d.求安全系數(shù) 由式（10-5）（設為無限壽命，kN=1）得 kN 4 1 293 1.88 = 22.96 0.92 0.84 5.245 1 169 1.39 = 21.42 0.92

19、 0.78 3.989 0.04 3.989 由式（10-6）得綜合安全系數(shù) SS S22.96 21.42=15.66 S =1.5 S.2 S2、22.962 21.422 10） a求截面2的應力 彎矩 M2 二；(616.57 94.75)(665.84 94.75) = 85982N mm M285982 7.998MPa，“jm =0 W 10750 199440 8.664MPa, a 二 m 4.332MPa 2 W 23020 b.求截面2的有效應力集中系數(shù) 因在此截面處無軸徑變化，其應力集中系數(shù)可由表10-10 查得 k廠=1.825, k =1.625 c.求表面狀態(tài)系數(shù)

20、B及尺寸系數(shù)p 由表 10-13查得 3=0.92,( Ra=3.2mm,二b =650MPa )由 表10-14查得-=0.84， ： =0.78 （按靠近應力集中處的最小軸 徑50mm查得） d.求安全系數(shù) 由式（10-5）（設為無限壽命，kN=1）得 1 293 1.8257.998 = 15.51 0.92 0.84 S =15.66 I.S1 S* 1 169 1.625 = 16.93 由式（10-6） 0.92 0.78 332.4 4332 得綜合安全系數(shù) 15.51 16.93 S 一SS= +S；J15.512 +16.93 = 11.44S 丨=1.5 S = 11.44

21、 .i.sI 設計及計算過程 結果 鍵計算公 六、鍵的選擇和鍵連接的強度校核 式以及相 1.輸入軸處鍵的選擇及強度校核 關數(shù)據(jù)引 輸入軸處開有鍵槽的軸段軸徑為30mm,選用A型普通平鍵 自機械 鍵 8X 50 GB1096-2003材料為 Q235A 設計第 鍵的接觸強度=1 -b =50 -8 = 42mm ,由表3-1取聯(lián)接的許用 39頁及 擠壓應力pp = 50MPa（承受中等沖擊載荷，取較小值），由式 機械設 (3-1)有 計課程設 1 1 T =hld=7X42X30 x50 =110.25N m 17.104N m 計指導手 4L4 冊第191 結論：鍵安全 頁。 2.中間軸處鍵的

22、選擇及強度校核 鍵 8X 50 輸入軸處開有鍵槽的軸段軸徑為 45mm,選用A型普通平鍵 T=110.25N 鍵 14X 40 GB1096-2003材料為 Q235A T1 鍵的接觸強度l=l -b=40-14 =26mm，由表3-1取聯(lián)接的許 用擠壓應力p = 50MPa（承受中等沖擊載荷，取較小值），由 鍵 14X 40 式（3-1）有 T=131.63J 1- -1 1 T = hld |p =一玄9沃26汶45疋50 =131.63N m48.205N m 4pi 4 結論：鍵安全 3.輸出軸處鍵的選擇及強度校核 a.齒輪處開有鍵槽的軸段軸徑為50mm，選用A型普通平鍵 鍵 14X

23、40 鍵 14X 40 GB1096-2003材料為 45 鋼 鍵的接觸強度l=l -b=40-14 =26mm，由表3-1取聯(lián)接的許 用擠壓應力 抄p-100MPa（承受中等沖擊載荷，取較小值）， 由式（3-1）有 1 1 T = hld9 26 50 100 -292.5N m 199.44N m 4- p 4 結論：鍵安全 b.聯(lián)軸器處開有鍵槽的軸段軸徑為 35mm,選用A型普通平鍵 鍵 10X 50 GB1096-2003 材料為 45 鋼 鍵的接觸強度丨=1 -b =50 -10 =40mm，由表3-1取聯(lián)接的許 用擠壓應力呼p =100MPa（承受中等沖擊載荷，取較小值） 由式（3

24、-1）有 1一 - 1 T = hld ；p 二 8 40 35 100 =280N m 199.44 N m 4- p 4 T =292.5N T3 鍵 10X 50 T =280N T3 結論：鍵安全 設計及計算過程 結果 除特別注 七、滾動軸承的選擇及基本額定壽命計算 明外，軸 輸出軸處軸承校核 承計算公 選取軸承型號為32209E，由機械設計課程設計指導手冊表 式以及相 關數(shù)據(jù)皆 16-3 查得：d = 45mm， D = 85mm ， B=23mm, C=79500N, 引自機 Co = 79500, e = 0.4，Y = 1.5 軸承承受載荷如圖所示： 械設計 （許立忠， Faa

25、 周玉林主 養(yǎng)S亠為 編）第159 頁-第172 F尸 頁。 % i）計算軸承的徑向力 Fr1 = Jr2 +R2 = J616.572 +665.842 =907.47N 軸承型 P. Fr2 = JR/2 +R/2 =&862 +970.592 =970.60N 號: 32209E 2）計算內(nèi)部軸向力： cFr1907.47 S,= 302.49N 2Y 2 漢1.5 Fr2970.60 S2 =323.53N 2Y 2 勺.5 3）計算單個軸承的軸向載荷 5 + Fa =323.53+477.29 = 800.82N a=302.49N 由圖式結構可知，2軸承“放松”，1軸承“壓緊” 所

26、以，F(xiàn)a1 =800.82N, Fa2 =323.53N 4)計算當量動載荷 P=fp(XFr YFa),由表11-7有,fp=1.5由機械設計 課程設計指導手冊表16-3查得： Fa1800.82 0.88 eX =0.4,Y =1.5 Fr1907.47 Fa2 323.53 =0.33 e, X2 = 1,匕=0 Fr2 970.60 則 P =1.50.4x907.47+1.5x800.82)=2346.3N P2 =1.5 1 970.60 =1455.9N 5）計算壽命取P1、P2中的較大值代入壽命計算公式 10 10 = 1.91 107h 106 (C y106( 79500

27、y Lh10 =X | 60n(P 丿 60 009.64(2346.3 丿 機器壽命：Lh =300 6 8 =14400h 5）結論：LhL Lh10，軸承合格。 Lh10 設計及計算過程 結果 聯(lián)軸器相 八、聯(lián)軸器的選擇 關數(shù)據(jù)皆 1.電機軸與輸入軸之間 引自機 為了減小震動，選用有緩沖作用的彈性柱銷聯(lián)軸器。輸入 械設計課 軸的最小直徑為30mm，選用HL2型J型孔彈性柱銷聯(lián)軸器， 程設計指 半聯(lián)軸器軸孔直徑為30mm，軸孔長度為60/82mm，額疋轉(zhuǎn)矩 導手冊 為 315N- m。 第133頁 2.輸出軸與卷筒軸之間 表 15-5 選用彈性柱銷聯(lián)軸器。輸入軸的外伸直徑為35mm,選用H

28、L3 HL2 型 J 型J型孔彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器軸孔直徑為30mm，軸孔長 型孔 度為60/82mm，額定轉(zhuǎn)矩為630Nm。 HL3 型 J 聯(lián)軸器的校核 型孔 Ti =17.104 N m315 N m 。 T4=189.631 N m630 N m 故：聯(lián)軸器合格。 設計及計算過程 結果 九、潤滑和密封的選擇 1. 潤滑說明 本傳動裝置為大錐齒輪攪油，其圓周速度為V = 4.50m / s A 2m/ s 故大圓錐齒輪和大圓柱斜齒輪采用浸油潤滑，而小錐齒輪和小 圓柱采用油浴潤滑。軸承則是利用稀油潤滑。潤滑油選用HJ-60 潤滑油，油面咼度不超咼大錐齒輪齒頂圓以上100mm。潤滑油 每

29、半年更換一次。 2. 密封說明 在試運轉(zhuǎn)過程中，減速器所有聯(lián)接面及密封處都不許漏油。剖 分面允許涂以密圭寸膠或水玻璃，但不允許使用任何墊片。軸伸 出處的橡膠油封應按圖紙所示位置安裝。 十、其他技術說明 1. 對安裝、調(diào)整的要求 在安裝調(diào)整圓錐滾子軸承時，應保證具有一定的軸向間隙， 以保證軸承的剛性和減少噪聲和震動，利用調(diào)整墊片調(diào)整軸向 間隙時，其間隙為 0.08mm0.2mm。在安裝齒輪時，應保證必 要的側隙和足夠的齒面接觸斑點。當測隙及接觸斑點不符合精 度要求時，需對齒面進行刮研、跑合或調(diào)整傳動件的嚙合位置。 2. 減速器附件的選擇說明 1 ）窺視孔蓋 窺視孔蓋的規(guī)格為150X 120m m

30、。箱體上開窺視孔處設有凸 臺5mm，一邊機械加工支撐蓋板的表面，并用墊片加強密封， 蓋板材料為Q235A鋼，用6個M6螺栓緊固。 2）放油螺塞 放油孔的位置在油池的最低處，并安排在減速器不與其他部 件靠近的一側，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔處 的箱座外壁有凸臺5mm，經(jīng)機械加工成為螺塞頭部的支承面， 并加封油圈以加強密封，選用 M16的油塞。 3）油標尺 油標尺應放在便于觀測減速器油面及油面穩(wěn)定之處。先確定 油面面高度，再確定油標尺的高度和角度，應使油孔位置在油 面以上，以免油溢出。油標尺應足夠長，保證在油液中。采用 帶有螺紋部分的M12的桿式油標尺。 4）通氣器 減速器運轉(zhuǎn)時，箱體內(nèi)溫度升高，氣壓加大，密封不利，故 在窺視孔蓋上安裝通氣器，使箱體內(nèi)熱膨脹氣體自由逸出，以 保證壓力均衡，提高箱體縫隙處的密封性能。選用帶金屬濾網(wǎng) M24的通氣器。 5）啟蓋螺栓 在減速器裝配時于箱體剖分面上涂有水玻璃或密封膠，為 了便于開蓋故設有啟蓋螺釘。其螺紋長度要大于機蓋連接凸緣 的厚度，螺桿端部做成圓柱形、大倒角或半圓形，以免破壞螺 紋。故選用 GB/T5783-2000的M1（X 45的螺栓。 6）吊環(huán)螺釘和吊鉤 為了便于拆卸和搬運，在箱蓋上擰有吊環(huán)螺釘，其規(guī)格為 M12在箱座上鑄有吊鉤。 7）定位銷 為了保證剖分式箱體的軸承座孔的加工及裝配精度，在箱