直齿轮锥齿轮

前言减速器的结构随其类型和要求不同而异。单级圆柱齿轮减速器按其轴线在空间相对位置的不同分为：卧式减速器和立式减速器。前者两轴线平面与水平面平行，如图1-2-1a所示。后者两轴线平面与水平面垂直，如图1-2-1b所示。一般使用较多的是卧式减速器，故以卧式减速器作为主要介绍对象。单级圆柱齿轮减速器可以采用直齿、斜齿或人字齿圆柱齿轮。图1-2-2和图1-2-3所示分别为单级直齿圆柱齿轮减速器的轴测投影图和结构图。减速器一般由箱体、齿轮、轴、轴承和附件组成。箱体由箱盖与箱座组成。箱体是安置齿轮、轴及轴承等零件的机座，并存放润滑油起到润滑和密封箱体内零件的作用。箱体常采用剖分式结构（剖分面通过轴的中心线），这样，轴及轴上的零件可预先在箱体外组装好再装入箱体，拆卸方便。箱盖与箱座通过一组螺栓联接，并通过两个定位销钉确定其相对位置。为保证座孔与轴承的配合要求，剖分面之间不允许放置垫片，但可以涂上一层密封胶或水玻璃，以防箱体内的润滑油渗出。为了拆卸时易于将箱盖与箱座分开，可在箱盖的凸缘的两端各设置一个起盖螺钉（参见图1-2-3），拧入起盖螺钉，可顺利地顶开箱盖。箱体内可存放润滑油，用来润滑齿轮；如同时润滑滚动轴承，在箱座的接合面上应开出油沟，利用齿轮飞溅起来的油顺着箱盖的侧壁流入油沟，再由油沟通过轴承盖的缺口流入轴承（参图1-2-3）。减速器箱体上的轴承座孔与轴承盖用来支承和固定轴承，从而固定轴及轴上零件相对箱体的轴向位置。轴承盖与箱体孔的端面间垫有调整垫片，以调整轴承的游动间隙，保证轴承正常工作。为防止润滑油渗出，在轴的外伸端的轴承盖的孔壁中装有密封圈（参见图1-2-3）。减速器箱体上根据不同的需要装置各种不同用途的附件。为了观察箱体内的齿轮啮合情况和注入润滑油，在箱盖顶部设有观察孔，平时用盖板封住。在观察孔盖板上常常安装透气塞（也可直接装在箱盖上），其作用是沟通减速器内外的气流，及时将箱体内因温度升高受热膨胀的气体排出，以防止高压气体破坏各接合面的密封，造成漏油。为了排除污油和清洗减速器的内腔，在减速器箱座底部装置放油螺塞。箱体内部的润滑油面的高度是通过安装在箱座壁上的油标尺来观测的。为了吊起箱盖，一般装有一到两个吊环螺钉。不应用吊环螺钉吊运整台减速器，以免损坏箱盖与箱座之间的联接精度。吊运整台减速器可在箱座两侧设置吊钩（参见图1-2-3）。目录一、设计任务书………………………………………………4二、电动机的选择……………………………………………6三、计算传动装置的运动和动力参数………………………8四、传动件的设计计算………………………………………12五、轴的设计计算……………………………………………22六、箱体的设计………………………………………………30七、键联接的选择及校核计算………………………………32八、滚动轴承的选择及计算…………………………………34九、联连轴器的选择…………………………………………35十、减速器附件的选择………………………………………36十一、润滑与密封……………………………………………36十二、设计小结………………………………………………36十三、参考资料目录…………………………………………38一、机械设计课程设计任务书题目：设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。工作有轻振，单向运转，两班制工作。减速器小批生产，使用期限5年。输送机工作转速的容许误差为5%。(一)、总体布置简图(二)、工作情况：工作有轻振，单向运转(三)、原始数据输送机工作轴上的功率P(kW)：4.5输送机工作轴上的转速n(r/min)：90输送机工作转速的容许误差（％）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2(四)、设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写(五)、设计任务1.减速器总装配图一张2.输出轴及其输出轴上齿轮零件图各一张3.设计说明书一份(六)、设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写计算及说明结果二、电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa(kw)由电动机至输送机的传动总效率为：η总=η１×η２4×η３×η４×η5根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-2式中：η1、η2、η3、η4、η5分别为联轴器1、滚动轴承（一对）、圆柱直齿轮传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。取η１=0.99，η２＝0.99，η３＝0.97，η４＝０.９9、η5＝0.93则：η总=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93=0.85所以：电机所需的工作功率：Pd=ＰＷ/η总=4.5/0.85=5.3(kw)η总=0.85Pd=5.3(kw)计算及说明结果3、确定电动机转速输送机工作轴转速为：nＷ＝【（1-5%）～（1+5%）】×90r/min＝85.5～94.5r/min根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=3～６。取开式圆锥齿轮传动的传动比Ｉ１’=２～3。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝Ｉ’×Ｉ１’=６～18。故电动机转速的可选范为Nd’=Ｉa’×nＷ=(6～18)×90=540～1620r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量(N)参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格nw＝85.5～94.5r/minNd’=530～1620r/min计算及说明结果和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41电动机主要外形和安装尺寸三、计算传动装置的运动和动力参数（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/nＷ=960/90=10.67ia=10.67计算及说明结果总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0×i（式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：根据指导书P10表2-3，取i0=3（圆锥齿轮传动i=2～3）因为：ia＝i0×i所以：i＝ia／i0＝10.67/3＝3.56四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及i0,i1，......为相邻两轴间的传动比η01，η12，......为相邻两轴的传动效率PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·m）nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩（r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数i0=3ii＝3.56计算及说明结果1、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转速：Ⅰ轴：nⅠ=nm=960（r/min）Ⅱ轴：nⅡ=nⅠ/i=960/3.56=269.66r/minIII轴：nⅢ=nⅡ螺旋输送机：nIV=nⅢ/i0=269.66/3=89.89r/min（2）计算各轴的输入功率：Ⅰ轴：PⅠ=Pd×η01=Pd×η1=5.3×0.99=5.247（KW）Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3=5.247×0.99×0.97=5.04（KW）III轴：PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4=5.04×0.99×0.99=4.94（KW）螺旋输送机轴：PIV=PⅢ·η2·η5=4.54（KW）nⅠ=960（r/min）nⅢ=nⅡ=269.66r/minnIV=89.89r/minPⅠ=5.247（KW）PⅡ=5.04（KW）PⅢ=4.94（KW）PIV=4.54（KW）计算及说明结果（3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550·Pd/nm=9550×5.3/960=52.72N·mⅠ轴：TⅠ=Td·η01=Td·η1=52.72×0.99=52.2N·mⅡ轴：TⅡ=TⅠ·i·η12=TⅠ·i·η2·η3=52.2×3.56×0.99×0.97=178.45N·mIII轴：TⅢ=TⅡ·η2·η4=174.9N·m螺旋输送机轴：TIV=TⅢ·i0·η2·η5=483.1N·m（4）计算各轴的输出功率：由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=5.247×0.99=5.2KWP’Ⅱ=PⅡ×η轴承=5.04×0.99=5.0KWP’Ⅲ=PⅢ×η轴承=4.94×0.99=4.9KW（5）计算各轴的输出转矩：由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T’Ⅰ=TⅠ×η轴承=52.2×0.99=51.68N·mT’Ⅱ=TⅡ×η轴承=178.45×0.99=176.67N·mT’Ⅲ=TⅢ×η轴承=174.9×0.99=173.15N·mTTd=52.72N·mTⅠ=52.2N·mTII=178.45N·mTⅢ=174.9N·mTIV=483.1N·mP’I=5.2KWP’II=5.0KWP’III=4.9KWT’I=51.68N·mT’II=176.67N·mT’III=173.15N·m计算及说明结果综合以上数据，得表如下：轴名功效率P（KW）转矩T（N·m）转速nr/min传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴5.352.7296010.99Ⅰ轴5.255.252.251.689600.963.56Ⅱ轴5.045.0178.45176.67269.660.98Ⅲ轴4.944.9174.9173.15269.6630.92输送机轴4.544.50483.1478.2789.89四、传动件的设计计算(一)、减速器内传动零件设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数Z1=21，u=3.6Z2=Z1·u=21×3.6=75.6取Z2=76Z1=21Z2=76计算及说明结果由表10-7选取齿宽系数φd＝=0.5·（u+1）·φa=1.15（3）按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径d1t≥32112］［σHHEZZuudkT确定各参数值1)试选载荷系数K=1.32)计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.2/960=5.17×104N·mm3)材料弹性影响系数由《机械设计》表10-6取ZE=189.8MPa4)区域系数ZH=2.55)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001limσ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502limσ。6)由式10－13计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×960×1×（2×8×300×5）＝1.382×109N2＝N1/3.6＝3.84×1087)由图1