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1、机械设计课程设计2013-2014第2学期姓名:赵烜班级:模具二班指导教师：钟老师成绩:日期：2014年5月赵烜：两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器设计书目录第一章前言11.1基本简介11.2结构特点1第二章传动装置的总体设计32.1传动方案的确定32.1.1两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器32.2电动机的选择32.2.1 选择电动机的类型32.2.2选择电动机的功率32.2.3确定电动机转速42.3传动比的计算及分配42.3.1 总传动比42.3.2分配传动比42.4传动装置运动、动力参数的设计52.4.1 各轴的转速52.4.2各轴的功率52.4.3各轴的转矩5第三章传动件的设计63.1
2、高速级锥齿轮传动的设计计算63.1.1选择材料、热处理方式和公差等级63.1.2初步计算传动的主要尺寸63.1.3确定传动尺寸73.1.4校核齿根弯曲疲劳强度83.1.5计算锥齿轮传动其他几何尺寸83.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算93.2.1选择材料、热处理方式和公差等级93.2.2初步计算传动的主要尺寸9323确定传动尺寸10324计算齿轮传动其它几何尺寸12第四章齿轮上作用力的计算134.1高速级齿轮传动的作用力134.1.1 锥齿轮1的作用力134.1.2 锥齿轮2的作用力134.2低速级齿轮传动的作用力134.2.1 齿轮3的作用力134.2.2齿轮4的作用力13第五章轴的设计计算1
3、45.1高速轴的设计计算145.1.1选择材料及草图设计145.1.2初算轴径145.1.3结构设计145.1.4键连接165.1.5轴的受力分析165.1.6校核轴的强度175.1.7校核键连接的强度175.1.8校核轴承寿命175.2中间轴的设计计算185.2.1选择材料及草图设计185.2.2初算轴径195.2.3结构设计195.2.4键连接205.2.5轴的受力分析205.2.6校核轴的强度215.2.7校核键连接的强度225.2.8校核轴承寿命225.3低速轴的设计计算235.3.1选择材料及草图设计235.3.2初算轴径24533结构设计24534键连接255.3.5轴的受力分析2
4、55.3.6校核轴的强度275.3.7校核键连接的强度275.3.8校核轴承寿命27第六章减速器附件的选择296.1通气器296.2油面指示器296.3起吊装置296.4放油螺塞29第七章润滑与密封307.1齿轮的润滑307.2滚动轴承的润滑307.3润滑油的选择307.4密封方法的选取30第八章减速器箱体的结构尺寸31第九章参考资料目录34赵烜：两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器设计书第一章前言1.1基本简介减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济
5、性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。1.2结构特点为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。错误！1）检查孔为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。2）通气器减速器工作时，箱体内温度
6、升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。3）轴承盖为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便，但和嵌入式轴承盖相比，零件数目较多，尺寸较大，外观不平整。4）定位销为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装
7、。5）油面指示器检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器。6）放油螺塞换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。7）启箱螺钉为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出2个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。小型减速器也可不设启箱螺钉，启盖时用起子撬开箱盖，启箱螺钉的大小可同于凸缘联接螺栓。第二章传动装置的总体设计
8、2.1传动方案的确定2.1.1两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器图2.11-电动机2-联轴器3-圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器4-卷筒5-带式运输机2.2 电动机的选择2.2.1选择电动机的类型丫系列三相异步电动机2.2.2选择电动机的功率10001000输送带所需的功率Pw=-Fv=26001.5=3.9kw查表取各部分效率轴承=0.99,锥=0.96,斜=0.97,联=0.99;得：4242总二4轴承锥斜2联=0.990.960.970.99=0.88电动机所需的功率P0=PW=4.5kw;查表选取电动机额定功率P额=5.5kw%0.88总、2.2.3确定电动机转速输送带带轮的工作转速nw=10
9、0060v=1000601.5=106.1r?minnd兀疋270查表取锥齿轮传动传动比i锥=23,斜齿圆柱齿轮传动传动比i圆=36,则：i总=i锥i圆=618电动机的转速范围n0二仇i总空106.16_8=636.61909.8r/min查表选取同步转速为1500rJmin的电动机，其满载转速为1440r/min，型号为丫132S-4。传动比的计算及分配2.3.1总传动比nmi总=-nw1440106.1=13.572.3.2分配传动比高速级传动比：i0.250.2513.53.39;为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3,则取h=2.95;低速级传动比：h二丄二13旦二4.60i12
10、.952.4传动装置运动、动力参数的设计各轴的转速no=1440r/min；ni=n。=1440r/min；n2-488.14r/min；n3-106.12r/min；i12.95i24.60nw=n3=106.12r/min2.4.2各轴的功率5=Po联=4.50.99=4.455kw;p2=口轴承锥=4.4550.990.96=4.24kw;P3二P2轴承斜=4.240.990.97=4.07kw;Pw二P3轴承联=4.070.990.99=3.99kw2.4.3各轴的转矩丁0=955。齐9550过酱=29.84Nm；T=9550f=955需=29.55Nm；T2=9550P2=95504
11、82.95Nm；T3=9550旦=9550便366.27Nm；n2488.14n3106.12p399Tw=9550w=9550359.07Nmnw106.12第三章传动件的设计3.1高速级锥齿轮传动的设计计算3.1.1选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机一般为机械，大小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。齿面硬度BHV=217255,HBW=162217.平均硬度HBW1=326,HBW2=190;HBWi-HBWfe=46,在3050BHW之间，选用8级精度。3.1.2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。设计公式4KhT1EZ
12、HJ4K0eZ0.85（1-0.5：R）2(3.1).=29550Nmm;(2).初选载荷系数Kt=1.3;(3).查表得弹性系数Ze=189.MP；a(4).查得节点区域系数Zh=2.5;(5).齿数比h二u=2.95;(6).取齿宽系数：R=0.3;(7).许用接触应力=玉込又查得接触疲劳极限应力Shhlim1=580Mpa,、-h阮-390Mpa，小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：N1=60qaLh=6014401(1830010)=2.07109;N2Nii2.071092.95=7.02108;差得寿命系数ZH1=1.0,ZH2=1.05，取安全系数Sh=1,有:為詁11.0580
13、=580MPa，t1H2Sh乙心咙佃390=409硼3；Sh取bL=409.5MPa初算小齿轮分度圆直径，代入公式（3.1）得：_74.406mm3.1.3确定传动尺寸（1）.计算载荷系数：查得使用系数Ka=1.0，齿宽中点分度圆直径为dm1t二尙（1-05：収）=72.406（1-0.50.3）=61.545mm故Vm1二601000二61.5451440601000=4.64m/;降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv=1.24，再查得齿向载荷分配系数K=1.13;贝9载荷系数Kh二KaKvK：=11.241.13=1.4.对d1t进行修正：(3) w；：帀40631.3=74.21亦
14、.确定齿数：选齿数Z1=23,Z2=uZ1=2.9523=67.85,取Z=68;则八2H.96,汁盟h3%，在允许范围内。(4) .大端模数m:d74217m-3.227mm，查表取标准模数m=4mm(5) N23.大端分度圆直径：di=m乙=423=92mm74.217，d2=mZ2=468=272mm锥顶距：R上，u2仁922.9621=143.720mm2(7).齿宽:b_R=0.3143.720=43.116mm,取b=45mm3.1.4校核齿根弯曲疲劳强度KhR0.85bm(1_0.5昇(3.2)(1).KH，b,m,：R同前；(2).圆周力Ft2T1229550_a(1_0.5：
15、R)92(1-0.50.3)755.8N;(3).齿形系数Yf和应力修正系数Ys：2.96cos0.9474，u212.96s1cos2u210.32012.9&123则当量齿数：Zv1二二24.3,Zv1cosd0.9474COS268212.40.3201查得YF1=2.65,YF2=2.13;YS1=1.58浪2=1.88(4).许用弯曲应力：I-!YN、F|im；查得二Fiim1=410MPaFiim2=320MPa，寿命系数SfYn1二Yn2=1，安全系数Sf=1.6；故:Y1410iN1=262.5MPa,lF21.6F2SFYN2-|imF21320SF210MPa;1.6将所得数据代入公式(3.2)得：二F1=35.65MPa：LF11；F2-；F1丫F2Ys2=35.652.131.88=34.10MPa：1；十2
