基于solidworks的二级圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器的设计与运动仿真分析 - 副本

机械设计——减速器 课程设计说明书

课程名称：机械设计课程设计

设计题目：展开式二级圆锥-圆柱齿轮减速器 院系：机电学院机械工程系 班级：0603班

姓名：刘博

学号：06221069 指导教师：李德才

设计时间：2009年12月29日至1月16日

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CONTENTS 一，设计任务书…………………………………………3 二，总体方案分析………………………………………4 三，电动机的选择………………………………………4 四，传动比的分配………………………………………6 五，计算传动装置的运动和动力参数…………………7 六，高速级圆锥齿轮的计算……………………………8 七，低速级圆柱齿轮的计算……………………………13 八，链传动的设计计算…………………………………13 九，减速器轴的结构设计………………………………15 十，减速器轴的强度校核计算…………………………18 十一，滚动轴承的选择及计算…………………………22 十二，键连接的选择及校核计算………………………25 十三，联轴器的选择……………………………………26 十四，箱体尺寸大的设计………………………………27 十五，其它轴系部件的确定……………………………29 十六，设计小结…………………………………………30 十七，附图

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一，设计任务书 设计题目：带式输送机的专用传动装置 原始数据： 运输连牵引力F=6kN； 运输带速度v=0.9m/s, 运输带带轮直径D=300mm ; 动力来源：电力，三相交流，电压380V； 使用期限：每日两班制工作，工作期限为10年。 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 传动方案：二级展开式圆锥-圆柱齿轮减速器 介绍运输机相关参数和工作条件 需要完整图纸及论文，请联系QQ545675353，另接定做毕业设计 3 机械设计——二级减速器

二，总体方案分析 两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器传动方案如图所示： 根据情况选择Y系列全封闭自扇冷式笼形三相异1—电动机；2、4—联轴器；3—圆锥-圆柱斜齿轮减速器；5—输送带；6—滚筒 三，电动机的选择 1，电动机的类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：两班制，工作环境较恶劣，380v交流电，步电动机。 选用Y系列全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机。 2，电动机的容量 1）工作机所需功率PW 工作机所需功率 PW5.4Kw 根据公式PWFV，F为运输牵引力，V为运输链速度。由此得100060000.9Kw5.4Kw 出：PW1000 2）计算传动装置总效率 由于动力经过一个传动副或者运动副就会发生一次损失，故多级

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串联总效率12 w 总效率0.88 电动机效率 P0PW6.1kW 本题中：取一对轴承效率10.99，锥齿轮传动效率20.96，斜齿圆柱齿轮传动效率30.97，联轴器效率40.99，得到电动机到工作机间的效率：1423420.88 所以电动机效率PoPW5.46.1kW 0.88根据表8-2选取电动机的额定功率Ped7.5kw Ped7.5kw 5

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3） 运输机的转速nw nw601000v6010000.957.32rmind300 nw57.32rmin 选择 Y160L-8 由表2-2可知锥齿轮传动传动比为i123，圆柱齿轮传动传动比i236，则总传动比范围为ii1i223(36)618。 电动机的转速范围为： nonwi57.32(618)r/min343.921031.76r/min 由表8-2可知，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min和1000r/min，考虑到1000r/min接近其上限，所以选用750r/min的电动机，其满载转速为720r/min，其型号为Y160L-8。 n0720r/min 四，传动比的分配 总传动比的分配 in072012.56nw57.32 总传动比 确定传动比 i13.170 i39.663if12.512i13.170i13.170链传动，减速器传动比 考虑到两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的浸油深度。两级齿轮减速器高速级传动比i2与低速级传动比i3的比值取为1.3，即i1.3i。 23i3if12.5123.102i21.3if1.312.5124.033i24.033则； 五，传动装置的运动和动力参数计算 i24.033 i33.102 6 机械设计——二级减速器

1，各轴转速的计算 n0960rmin nIno238ri2min nIInI23876.724i33.102 nIIInIIi176.72424.2r3.170min min nIVnIIInw24.2r 2，各轴输入功率 Pd5.474 kw ４.740.990.985.31kw PIPd２４＝５ PIIPI235.310.990.985.15kw PIIIPII215.150.990.964.89kw PIVPIII64.890.984.79kw 3，各轴输入转矩 7 机械设计——二级减速器

Td9550Pd TI9550PInonI95505.47454.455nm 96095505.31213nm238 95505.1595504.8924.276.724641.03nm TII9550PII TIII9550PIIInIInIII24.21929.7nm TIV95504.79 1890.26nm 六，高速级齿轮的设计 1，选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动。 输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。 材料选择 引用教材表10-1选择小齿轮45钢，调制处理，平均硬度为235HBS。 大齿轮材料为45钢，正火，硬度为190HBS，二者硬度差为45HBS。 选小齿轮齿数z1=24,则z2i2z14.0332496.79，取z97。齿数2u97244.042 2，按齿面接触疲劳强度计算 3 d12.92ZEHKT1 2R10.5RuRb，一般取R=1/3 R教材表10-6查的材料的弹性影响系数ZE189.8MPa 已经算出T1Td54.455nm；u=4.042 查表得KKAKVKK1.151.21.41.0982.3 8

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5）查表得KHN11.01，hlim1550mPa，取S=1 计算HKHN1Hlim1555.5mPaS3 d12.92则所以，模数189.8555.522.354.45510364.7mm0.3(10.50.3)24.042 md164.72.69z124，取标准m=3mm。 大端分度圆直径d1mz13247264.7 齿轮相关参数： 1）取Z1=22，则d1mz122366；d2mz2224.03388.7，取z289，d2389247mm Rd2 2）节锥顶钜：1u6614.042137.408mm222 3）1arctan11arctan1353`33``u4.042 2766`26`` 4）大端齿顶圆直径： 小齿轮：da1d12mcos171.85mm 大齿轮：da2d22mcos2231.3mm 5）齿宽bRR0.3137.40841.22mm 取b1b242mm 3，按齿根弯曲强度计算 3m4KT1

R(10.5R)2Z121u2YFaYSaF 9

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1) 已得出T1213NM；Z124；u4.042；KKAKVKFKF2.3 2)查表10-5得YFa12.65 YFa22.20 YSa11.58 YSa21.78 3）查图10-20c 得 F1420mPa F2320mPa 根据公式N60njLb， 查的KFN10.91,KFN20.92 计算 F1KFN1F10.91420273mPa1.41.4 F20.92320210mPa1.4YFaYSa 4计算大小齿轮YFa1YSa1F的并加以比较 F1F22.651.580.0153273 YFa2YSa2 2.21.780.0186210 大齿轮的数值大 1）计算（按大齿轮计算）： 3m34KT1R(10.5R)2Z121u222YFaYSaF20.3（10.50.3）2414.033 3.01mm42131032.30.0186 与之前计算得m值一致，则齿轮参数如下： 1）Z1=22，则d1mz122366；z2z1i2224.03388.7，取z289，d2389247mm 2）节锥顶钜：Rd21u6614.042137.408mm 222 10

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111arctanarctan1353`33``u4.042 3） 2766`26`` 4）大端齿顶圆直径： 小齿轮：da1d12mcos171.85mm 大齿轮：da2d22mcos2231.3mm 5）齿宽bRR0.3137.40841.22mm 取b1b242mm 6）平均分度圆直径 dmd(10.5R) dm1d1(10.5R)660.8556.1mm dm2d2(10.5R)2670.85226.95mm rvdm2cos 7）当量分度圆半径 rv1dm156.131.2mm2cos120.91 dm2226.951260.8mm rv22cos220.09 8)当量齿数Zv Zv1 Zv2dv2z22472470 mm2cos20.1dv1z16673.3 mm1cos10.9 9)当量齿轮的齿数比 uvzv2247033 zv173.7 10)平均模数 mmm(10.5R)30.852.55 12

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高速级齿轮传动的尺寸如下： 名称 模数 齿数 计算公式 M 结果 d1mz122366mm Z1 Z2 dmz 分度圆直径 d2mz2389267mmmm 齿顶圆直径 dad2mcos da1d12mcos171.85mm da2d22mcos2231.3mm b1b242mm 齿宽 节锥顶钜 bRR Rd21u2 137.408mm dm1d1(10.5R)660.8556.1mm平均分度圆直径 dmd(10.5R) dm2d2(10.5R)2670.85226.95 rv1dm156.131.2mm2cos120.91 dm2226.95rv21260.8mm2cos220.09 dv1z16673.3mm1cos10.9 dv2z22472470mm2cos20.1 当量分度圆半径 rvdm2cos Zv1当量齿数Zv dvzzvmmcos Zv2 当量齿轮的齿数比 平均模数

uvzv2zv1 uvzv2247033zv173.7 mmm(10.5R) 2.55 14

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七，低速级齿轮的设计 低速级齿轮的设计与高速级齿轮的设计是一样的，其中包括齿面解除疲劳强度计算、齿根弯曲强度计算和校核。 计算过程省略，得一下数据： 名称 法面模数 法面压力角 齿数 计算公式 m 结果 3.0mm 20  Z1 31 97 3.102 93mm 291mm 99mm 297mm 192mm Z2 传动比 分度圆直径 i3 d1 d2 齿顶圆直径 da1d12ha*m da2d22ha*m 中心矩 m(z1z2)a2cos dfd2(ha*c*)m 齿根圆直径 df184mm df2282mm 齿宽 B B198mm B293mm 八，链传动的设计 传动比i3.170 主动轮转速nnIII24.2rmin 虚拟电动机额定功率PPIII4.89kw 15 机械设计——二级减速器

(1)轮齿 取Z119， 则Z2iZ13.171960.23,取Z261 2）计算功率 查表9-6，kA1.5 查图9-13，kz1.35 单排链 PcakAkzp1.51.354.899.9kw 3）链条型号和节距 由Pca和n 查表选型号32A ，查表9-1，p=50.8mm 4)连接和中心矩 )mm 初选a0(30~50)p(30~50)50.8(1500~2500 取a01800mm a0z1z2z2z12p()p22a0180019616119250.8 2()50.8221800112.13Lp02取Lp112mm 查表9-7 f10.24467 af1p[2Lp(z1z2)]最大中心矩 0.24467[2112(1961)] 1789.8mm 16

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5） 链速v和润滑方式 v 查图9-14 采用地油润滑 6）压轴力Fp 有效圆周力Fe1000p4.89100012570.69N v0.389n1zLp24.21950.80.389m/s 601000601000 水平布置 KFp1.15 FpKFpFe1.1512570.6914455.5N 九，轴的结构设计 （一）轴的材料选择和最小直径估算 根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调制处理。按扭矩强度法3进行最小直径估算，即：dminA0P。除算轴径时，若最小直径轴段n开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%~7%，两个键槽增大10%~15%，A0值查表可知，对于45钢A0为103~126.确定高速轴A01126，中间轴A02120,低速轴A03112。

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最小直径估算 33d.5mm 1minA01p11265.474d1min22高速轴：n96022.5mm1，最小直径处要安装一d2min33.78mm 键槽 d3min45.517mm 来连接联轴器d1mind1min(17%)24.09mm，取d1min25mm 3d2minA02p3 25.31中间轴：n120223833.78mm，取d2min35mm 3minA03p3d3 35.15n11245.低速轴：376.724517mm 最小直径处安装一键槽来连接链d345.517(17%)48.7mm 取d3min50mm （二）减速器的装配草图设计 根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位 置等要求，初步设计减速器草图。草图相见附图 （三）减速器轴的结构设计 1，高速轴的结构设计 高速轴： d1125mm （1）各轴段直径的确定 d12=30mm d11：最小直径，安装联轴器。d11=d1min25mm d13d=35mm 12：密封处轴段，采用毡圈密封，取标准值d12=30mm dd1413：滚动轴承处，d13=35mm =40mm d14：轴肩处，d14=40mm d15=35mm d15：滚动轴承处，d15=35mm d16=25mm d16：最小直径安装高速级齿轮，d16=25mm (2) 各轴段的长度确定 l11=60mm l11：由联轴器的宽度决定，选择具有弹性元件的挠性联轴器HL2 ，Yl12型，轴空长度为52mm，d=25mm，l11=60mm =52mm 18 机械设计——二级减速器

3，低速轴的结构设计 （1）各轴段直径的确定 d31：安装轴承 d31=d3min50mm d32：安装低速大齿轮，d32=55mm d33：定位轴肩，d33=61mm d34：安装轴承，d34=50mm （2）各轴段长度的确定 l31：由轴承，挡油环，装配关系确定，l31=35mm l32：由低速大齿轮宽度确定，B=93mm,l32=91mm l33：轴肩定位，l33=10mm l34=l23+l22+l21-10=96mm 十，减速器轴的强度校核计算（以中间轴齿轮轴为例） 1，力学模型建立 轴的力学模型图 2，计算轴上作用力 低速轴: d31=50mm d32=55mm d33=61mm d34=50mm l31=35mm l32=91mm l33=10mm l34=96mm 左图为轴的力学模型图 19 轴上作用力： 机械设计——二级减速器

MBVRAV(l1l2l3)Fr3(l2l3)Fr2l3Fa2RAV1331.678Nd0 2d02 RAV1331.678N RBV137.2N MAVFr3l1RBV(l1l2l3)Fr2(l1l2)Fa2RBV137.2N2，水平支反力 左图为水平支反力图 RBH235.5N AHMFt3l1Ft2(l1l2)RBH(l1l2l3)0 RAH2574.05N RBH235.5NM BHRAH(l1l2l3)Ft3(l2l3)Ft2l30 总支反力： RAH2574.05N（3）总支反力 A点总支反力： FRARAHRAV22FRA2898N FRB272.56N 2574.0521331.672 2898N B点总支反力 FRBRBH2RBV2 235.52137.22 272.56N

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4，绘制转矩、弯矩图 （1）垂直弯矩图 C处弯矩：MCVRAVl11331.6878103866.2Nmm MCV103866.2Nmm MDV左68976.96Nmm MDV左RAV(l1l2)Fr3l21331.681821667.2104D处弯矩：68976.96Nmm MDV右RBVl3Fa2d2137.250585.16123.5 79127.26Nmm （2）水平面弯矩图 C处弯矩：MCHRAHl1257478200772Nmm D处弯矩：MDHRBHl3235.55011775Nmm （3）合成弯矩图： 左图为垂直弯矩图 MCH200772Nmm MDH11775Nmm 左图为水平弯矩图 MC左26049.5Nmm MD左69978.7Nmm 22 机械设计——二级减速器

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十二，键连接的选择及校核计算 （一）高速轴外伸连接联轴器轴段键的设计 d1125mm,L1150mm 故选择普通平键A型 bh87 L=40mm lLb32mm K=0.5h=3.5mm 查表得P100~120MP110MP 2T103Pkld38MPP 所以强度合格。 （二）高速轴连接高速级圆锥小齿轮轴段键的设计 d1125mm,L1160mm 故选择普通平键A型 bh87 L=48mm lLb40mm K=0.5h=3.5mm 2T103Pkld31MPP 强度合格。 （三）中间轴圆锥齿轮轴段键的设计 d2225mm,L60mm 故选择普通平键A型 bh149L=30mm lLb16mm K=0.5h=4.5mm 2T103 Pkld131MPP 故采用两个键成180°布置，131/1.5=87.6 强度合格。 (四)中间轴圆柱齿轮轴段键的设计 d2440mm,L2496mm 故选择普通平键A型 bh128 L=80mm 24 机械设计——二级减速器

十四，箱体的设计 ① 箱体的主要结构尺寸如下表所列： 名称 符号 结构尺寸 箱座壁厚  10 箱盖壁厚 1 8 箱座凸缘厚度 b 15 箱盖凸缘厚度 b1 12 箱座底凸缘厚度 p 25 箱座上的肋厚 m 8.5 箱盖上的肋厚 m1 6.8 地脚螺栓直径 d 15 地脚螺栓数目 n 4 地螺栓直径 d M20 脚螺栓通孔直径 d` 25 螺螺栓沉头座直径 d0 48 栓 地脚凸缘尺寸 L1 30 L2 25 轴承旁连接螺栓直径 d1 11.25 轴螺栓直径 d1 M10 承螺栓通孔直径 d`1 11 旁螺栓沉头座直径 D0 24 螺剖分面凸缘尺寸 c1 18 栓 c2 14 上下箱连接螺栓直径 d2 7.5 上螺栓直径 d2 M12 下螺栓通孔直径 d`2 13.5 箱螺栓沉头座直径 D0 26 螺剖分面凸缘尺寸 c1 20 栓 c2 16 定位销孔直径 d`3 5.25 25 机械设计——二级减速器

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