一级圆锥齿轮减速器说明书F=6200，V=1.5，D=475(说明书）

机械课程设计 系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录一、设计任务书1二、传动装置总体设计方案1三、选择电动机2四、计算传动装置运动学和动力学参数3五、普通V带设计计算4六、减速器齿轮传动设计计算7七、轴的设计12八、滚动轴承寿命校核22九、键联接设计计算24十、联轴器的选择25十一、减速器的密封与润滑25十二、减速器附件26十三、减速器箱体主要结构尺寸28十四、设计小结28十五、参考文献29一、 设计任务书1.1 设计题目 一级圆锥减速器，拉力F=6200N，速度v=1.5m/s，直径D=475mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：15年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2 设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计二、 传动装置总体设计方案2.1 传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆锥齿轮减速器。2.2 该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。三、 选择电动机3.1 电动机类型的选择 按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2 确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.98 V带的效率：v=0.96 闭式圆锥齿轮的效率：3=0.97 工作机的效率：w=0.97a=123v3w=0.8423.3 选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=FV1000=62001.51000=9.3kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=9.30.842=11.05kW 工作转速：nw=601000VD=6010001.5475=60.34rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：23，一级圆锥齿轮传动比范围为：28，因此理论传动比范围为：424。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(424)60.34=241-1448r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y200L-8的三相异步电动机，额定功率Pen=15kW，满载转速为nm=730r/min，同步转速为nt=750r/min。 图3-1 电机尺寸3.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=73060.34=12.098 （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=3 减速器传动比为i1=iaiv=4.03四、 计算传动装置运动学和动力学参数4.1 电动机输出参数P0=11.05kWn0=nm=730rpmT0=9550000P0n0=955000011.05730=144558.22Nmm4.2 高速轴的参数P=P0v=11.050.96=10.61kWn=n0i0=7303=243.33rpmT=9550000Pn=955000010.61243.33=416411.87Nmm4.3 低速轴的参数P=P23=10.610.980.97=10.09kWn=ni1=243.334.03=60.38rpmT=9550000Pn=955000010.0960.38=1595884.4Nmm4.4 工作机的参数P=P122w=10.090.990.980.980.97=9.31kWn=n=60.38rpmT=9550000Pn=95500009.3160.38=1472515.73Nmm五、 普通V带设计计算 1.确定计算功率Pca 由表8-8查得工作情况系数KA=1.1，故 Pca=KAP=1.111.05=12.155kW 2.选择V带的带型 根据Pca、n1由图8-11选用B型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=150mm。 2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度v=dd1n601000=150730601000=5.73ms-1 因为5m/sv30m/s，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 dd2=idd1=3150=450mm 根据表8-9，取标准值为dd2=450mm。 4.确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式（8-20），初定中心距a0=900mm。 由式（8-22）计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2900+2150+450+450-150249002767mm 由表选带的基准长度Ld=2700mm。 按式（8-23）计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=900+2700-27672866mm 按式（8-24）,中心距的变化范围为826-947mm。 5.验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-450-15057.3866=160.15120 6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=150mm和n1=730r/min,查表8-4得P0=1.93kW。 根据n1=730r/min，i=3和B型带，查表8-5得P0=0.229kW。 查表8-6得K=0.95，表8-2得KL=1.04，于是 Pr=P0+P0KKL=1.93+0.2290.951.04=2.133kW 2）计算带的根数zz=PcaPr=12.1552.1335.7 取6根。 7.计算单根V带的初拉力F0 由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9512.1550.9565.73+0.175.732=294N 8.计算压轴力FpFp=2zF0sin12=26294sin160.152=3475.2N 9.带轮结构设计 1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=55mm 因为小带轮dd1=150 小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.055=110mmda=dd+2ha=150+23.5=157mmB=z-1e+2f=6-119+211.5=118mm 因为L=2.0dB（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）L=118mm 图5-1 带轮结构示意图 2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=42mm 因为大带轮dd2=450mm 因此大带轮结构选择为轮辐式。 因此大带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.042=84mmda=dd+2ha=450+23.5=457mmB=z-1e+2f=6-119+211.5=118mmh1=2903Pnz=56.17mmh2=0.8h1=44.94mmb1=0.4h1=22.47mmb2=0.8b1=17.98mmf1=0.2h1=11.23mmf2=0.2h2=8.99mmL=2.0d=2.042=84mm 图5-2 带轮结构示意图 10.主要设计结论六、 减速器齿轮传动设计计算6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为=20。2. 参考表10-6选用7级精度。3. 材料选择 由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS4. 选小齿轮齿数z1=30，则大齿轮齿数z2=z1i=304.03=121。6.2 按齿面接触疲劳强度设计1. 由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2 (1)确定公式中的各参数值 a.试选KHt=1.3 b.计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55106Pn=9.5510610.61243.33=416411.87Nmm c.查表选取齿宽系数R=0.3 d.由图10-20查得区域系数ZH=2.49 e.由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。 f.计算接触疲劳许用应力H 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60njLh=60243.3311630015=1.051109NL2=NL1u=1.0511094.03=2.608108 由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=1，KHN2=1.12 取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=Hlim1KHN1SH=60011=600MPaH2=Hlim2KHN2SH=5501.121=616MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=600MPa (2)试算小齿轮分度圆直径d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2=341.3416411.870.31-0.50.324.032.49189.86002=115.43mm2. 计算圆周速度vdm1=d1t1-0.5R=115.431-0.50.3=98.12mmvm=dm1n601000=98.12243.33601000=1.253. 计算当量齿宽系数db=Rd1tu2+12=0.3115.434.032+12=71.894mmd=bdm1=71.89498.12=0.734. 计算载荷系数 查表得使用系数KA=1 查图得动载系数KV=1.075 取齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.344 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=11.07511.344=1.4455. 按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=115.4331.4451.3=119.571mm6. 计算模数mt=d1z1=119.57130=3.99mm 取标准模数m=4mm。6.3 确定传动尺寸1. 实际传动比u=z2z1=12130=4.033mm 大端分度圆直径d1=z1m=304=120mmd2=z2m=1214=484mm2. 计算分锥角1=arctan1u=arctan14.033=13.924772=90-13.92477=76.075233. 齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=1201-0.50.3=102mmdm2=d21-0.5R=4841-0.50.3=411.4mm4. 锥顶距为R=d12u2+1=12024.0332+1=249.31mm5. 齿宽为b=RR=0.3249.31=74.793mm 取b=75mm6.4 校核齿根弯曲疲劳强度F=KTYFa1YSa1R1-0.5R2m3z12u2+1F (1)K、b、m和R同前 (2)圆周力为Ft=2T1d11-0.5R=2416411.871201-0.50.3=8165N 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数:Zv1=z1cos1=30cos13.925=30.91 大齿轮当量齿数:Zv2=z2cos2=121cos76.075=501.45 查表得：YFa1=2.507，YFa2=1.114YSa1=1.63，YSa2=2.91 (3)圆周速度v=d1n601000=120243.33601000=1.53ms-1 (4)宽高比b/hh=2ha*+c*m=21+0.254=9mmbh=759=8.333 根据v=1.53m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.029 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值法查得KH=1.372，结合b/h=75/8.8=8.333查图10-13，得KF=1.071。 则载荷系数为 KF=KAKVKFKF=11.0291.11.071=1.212 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.88，KFN2=0.92 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1Flim1S=0.885001.25=352MPaF2=KFN2Flim2S=0.923801.25=280MPa 齿根弯曲疲劳强度校核F1=KTYFa1YSa1R1-0.5R2m3z12u2+1=37.26MPaF1=352MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=29.56MPaF2=280MPa 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 (5)齿轮的圆周速度v=d1n601000=120243.33601000=1.53ms 选用7级精度是合适的6.5 计算锥齿轮传动其它几何参数 （1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 ha=mhan*=4mm hf=mhan*+cn*=4.8mm h=ha+hf=m2han*+cn*=8.8mm s=m2=6.283mm （2）分锥角（由前面计算） 1=13.925 2=76.075 （2）计算齿顶圆直径 da1=d1+2hacos1=127.76mm da2=d2+2hacos2=485.93mm （3）计算齿根圆直径 df1=d1-2hfcos1=110.68mm df2=d2-2hfcos2=481.69mm 注：han*=1.0，cn*=0.2 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=0559 （5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=1610 （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=145038 a2=2+a2=765939 （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=124918七、 轴的设计7.1 高速轴设计计算 （1）已经确定的运动学和动力学参数 转速n=243.33r/min；功率P=10.61kW；轴所传递的转矩T=416411.87Nmm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA03Pn=112310.61243.33=39.42mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0539.42=41.39mm 查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=42 （4）轴的结构设计 a.轴的结构分析 高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，bh=128mm(GB/T 1096-2003)，长L=70mm；定位轴肩直径为47mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的直径和长度 图7-1 高速轴示意图 (1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=42mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=82mm。选用普通平键，A型键，bh = 128mm(GB/T 1096-2003)，键长L=70mm。 (2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 47 mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30210，其尺寸为dDT = 509021.75mm，故d34 = d56 = 50 mm。由手册上查得30210型轴承的定位轴肩高度h =2.5mm，则d67=45mm。 (3)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，则l23=t+e+12+K=2+12+12+24=50 mm (4)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取=10mm，小齿轮轮毂宽度L=78.63mm，则l34=T=21.75 mm (5)取锥齿轮轴上的距离为2.5倍轴颈直径减去轴承宽度，则l45=2.5d45-B=2.555-20=117.5 mml56=B=20 mml67=+L+T-B=10+78.63+21.75-20= 90.38 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。1. 轴的受力分析 第1段：d1=42mm，L1=82mm 第2段：d2=47mm（轴肩），L2=50mm 第3段：d3=50mm（与轴承内径配合），L3=21.75mm 第4段：d4=55mm（轴肩），L4=117.5mm 第5段：d5=50mm（与轴承内径配合），L5=20mm 第6段：d6=45mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=90.38mm2. 轴的受力分析 （6）弯曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径） 小锥齿轮所受的圆周力Ft1=2T1dm1=8165N 小锥齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos1=2884N 小锥齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tansin1=715N 带传动压轴力（属于径向力）Q=3475.2N 第一段轴中点到轴承中点距离l1=101.88mm，轴承中点到齿轮中点距离l2=137.5mm，齿轮中点到轴承中点距离l3=62.88mm 计算支反力 在水平面上的支反力为FN1=Fa1dm12-Fr1l3-Ql1+l2l2=7151022-288462.88-3475.2101.88 +137.5137.5=-7103.81N 式中负号表示与图中所画力的方向相反，以下相同FNH2=Fr1-FNH1-Q=2884-7103.81-3475.2=6512.61N 在垂直平面上支反力为FNV1=Ft1l3l2=816562.88137.5=3733.93NFNV2=-Ft1+FNV1=-8165+3733.93=-11898.93N 轴承1的总支承反力为FN1=FNH12+FNV12=-7103.812+3733.932=8025.36N 轴承2的总支承反力为FN2=FNH22+FNV22=6512.612+-11898.932=13564.61N (1)弯矩计算 在水平面上，A处截面为MAH=Ql1=3475.2101.88Nmm=354053.38Nmm 在水平面上，B处截面为MBH=-Fr1l3+Fa1dm12=-288462.88Nmm+7151022Nmm=-144880.92Nmm 齿轮所在截面左侧弯矩为M1H=Fa1dm12=7151022Nmm=36465Nmm 在垂直平面上，B处截面弯矩为MBV=-FNV1l2=3733.93137.5Nmm=513415.38Nmm 合成弯矩，B处截面弯矩为MB=MBH2+MBV2=-144880.922+513415.382Nmm=533465.87Nmm A处截面弯矩为MA=MAH=354053.38Nmm 齿轮所在截面弯矩为M1=M1H=36465Nmm (2)转矩T1=416411.87Nmm 转矩图如图所示 图7-2 高速轴受力及弯矩图3. 校核轴的强度 因A弯矩大，且作用有转矩，故A为危险剖面 其抗弯截面系数为W=d332=55332=16325.55mm3 抗扭截面系数为WT=d316=32651.09mm3 最大弯曲应力为=MW=21.69MPa 剪切应力为=TWT=12.75MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=26.54MPa 查表得45(调质)处理，抗拉强度极限B=650MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，cae，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=73.2kN，额定静载荷C0r=92kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=72000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-7103.812+3733.932=8025.36NFr2=RBH2+RBV2=6512.612+-11898.932=13564.61N 查表得系数Y=1.4Fd1=Fr12Y=2866.2NFd2=Fr22Y=4844.5N 由前面计算可知轴向力Fae=715NFa1=Fae+Fd2=5559.5NFa2=Fd2=4844.5NFa1Fr1=0.693eFa2Fr2=0.36e 查表得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.48025.36+1.45559.5=10993.44NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=113564.61+04844.5=13564.61N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=78240h72000h 由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2 低速轴上的轴承校核 根据前面的计算，选用30216轴承，内径d=80mm，外径D=140mm，宽度B=26mm 查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.42。 当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=160kN，额定静载荷C0r=212kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=72000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-1093.892+2846.632=3049.57NFr2=RBH2+RBV2=1773.892+4911.372=5221.9N 查表得系数Y=1.4Fd1=Fr12Y=1089.13NFd2=Fr22Y=1864.96N 由前面计算可知轴向力Fae=2741NFa1=Fae+Fd2=4605.96NFa2=Fd2=1864.96NFa1Fr1=1.51eFa2Fr2=0.36e 查表得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.43049.57+1.44605.96=7668.17NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=15221.9+01864.96=5221.9N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=78240h72000h九、 键联接设计计算9.1 高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=12mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长70mm。 键的工作长度 l=L-b=58mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=33MPap=60MPa9.2 高速轴与小锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,键长63mm。 键的工作长度 l=L-b=49mm 小锥齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=84MPap=120MPa9.3 低速轴与大锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=22mm14mm（GB/T 1096-2003）,键长80mm。 键的工作长度 l=L-b=58mm 大锥齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=92MPap=120MPa9.4 低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得bh=20mm12mm（GB/T 1096-2003）,键长125mm。 键的工作长度 l=L-b=105mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4Thld=72MPap=120MPa十、 联轴器的选择10.1 低速轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3