二级圆锥圆柱齿轮减速器最最终版.doc

1、机械设计课程设计说明书题目：二级圆锥圆柱齿轮减速器学院（系）：机械工程学院年级专业：学号：学生姓名：指导教师：齐效文教师职称：教授设计日期： 2013.12.2 2013.12.26目录设计任务书一、传动方案分析3二电动机选择及传动装置的运动和动力参数计算4三、传动零件的设计计算51.直齿圆锥齿轮设计52.圆柱斜齿轮设计101 选取材料、精度与相关参数102 按齿面接触强度设计103 校核齿根弯曲疲劳强度14四、轴的设计、计算及校核151.轴的相关设计与计算152.各轴基本结构设计163.轴校核20五、轴承的选取与校核26输出轴滚动轴承计算26六键的选择27七传动装置的附件及说明27八润滑和密

2、封说明28九拆装和调整的说明28十 .铸铁直齿锥齿轮减速器箱体结构尺寸的确定29十一 .三维设计展示30十二设计小结33十三 . 参考文献33注：文中所涉及的公式均取自机械设计周玉林许立忠主编北京：中国标准出版社2009设计任务书设计题目：带式输送机传动装置原始数据：运输连牵引力F=1395N ；传送带速度v=1.52m/s,运输带轮节圆直径D=310mm ;工作条件：室外生产批量：小批载荷性质：微振使用年限：六年一班总体方案分析减速器部分是本次课题的重点设计部分，本课题中的减速器是展开式圆锥 -圆柱齿轮减速器。展开式的减速器结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端。可使轴

3、在转矩作用下产生的扭矩变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。一 .选择电动机类型：选Y 系列三相笼型异步电动机容量：工作机要求的电机功率:P电=P工/ 总P工=2.12kwP工 =FV/1000=1395 1.52=2.12kw240.9920.950.970.9840.960.80总1234（1 为联轴器效率0.99，2 为闭式直齿圆锥齿轮传动效率0.95，0.803 为闭式斜齿圆柱齿轮传动效率0.97， 4 为轴承效率0.98，5 为卷筒效率 0.96）P = P /=2.12/0.80=2.65kw电工总查手册，取电机额定功率Ped =3kw2

4、.65kw转速：卷筒工作转速n60 1000 v /D60 1000 1.52/ 3.14 31093.64(r / min)ndi a n(8 40 )93 .64794 .12 3745 .6( r / min)查手册，取电机额定转速为n电 =960（ r/min ）P =2.65kw电n 93.64/minr结果选 Y132S-6（ Ped =3kw ， n电 =960rpm）查阅电动机的型号表，确定如下型号的电动表 2-1额定同步转速满载转速启动转最大电机型号功率r/minr/min电机型 号kw矩转矩Y132S-6Y132S-63.010009602.02.2二、计算传动装置的运动和

5、动力参数依据输入输出转速，可以得到所要求设计的减速器的总传动比i总n电 / n卷960 / 93.6410.25由机械原理齿轮传动知识及锥齿轮传动比分配可知，i=i 1i2其中， i1=(0.250.4) i =2.564.10i 13,则可以选取， i1=2.803 , 所以，我们可以得到i2=3.66n1n960r / minn2n1960342.86r / mini12.80n3n2342.86 93.68r / mini 23.66工作轴 nwn393.68r / min按电动机所需功率Pd 计算各轴输入功率，即P1Pd12.65 0.99 2.62kwP2P1422.620.98 0

6、.95 2.44 kwP3P2432.440.98 0.97 2.32 kwPwP3142.320.99 0.98 2.25 kwi10.25i12.80i23.66n1720r / minn2342.86r / minn393.68r / minnw93.68r / min5）各轴转矩电动机轴输出转矩Td 9550Pd95502.6526.36 N mP12.62n960kwTP95502.62P22.449550 126.10N m1n1960kwT29550 P295502.4468.03NmP32.32n2342.86kwT3P395502.32236.69 NmP42.2595509

7、3.68n3kwPw2.259550229.64 NmPw6.00工作轴 Tw=9550nw93.68kw以上算出的运动和动力参数列表如下：参数轴名轴 1轴 2轴 3轴 4转速 n(r/min)960342.8693.6893.68功率 P(kW)2.622.442.322.25Td26.36转矩T(Nm )26.1068.03236.69229.64Nm传动比 i2.803.66T 126.10NmT 268.03三、传动件的设计计算NmT 3236.69直齿圆锥齿轮设计NmTw229.64已知输入功率 P12.62kw ，小齿轮转速 960r/min ，齿数比 u=2.80，由Nm电动机驱

8、动，工作六年，一班制，带式输送机载荷微振。1.选定齿轮精度等级、材料及齿数小 齿 轮1） 选用 8 级精度 (GB10095-88)硬度236HBs2） 材料选择选择小齿轮材料为45 号 ( 调质 )，硬度为 236HBS，大齿大 齿 轮190HBs轮材料为45 号钢（正火），硬度为 190HBS 。齿 轮 精度：8 级Z2 =733） 选小齿轮齿数 z125 ，大齿轮齿数 z22.8 25 70齿数：.Z1=252.初步计算主要传动尺寸Z2=70由设计计算公式进行试算，即23ZEZH4KT1d12H 0 .85 R 1 0.5 R u1） 试选载荷系数试取 K=1.82） 计算小齿轮的转矩9

9、5.5 105 P195.5 1052.62mmT196026100Nn13） 选齿宽系数0.3R4）由机械设计图6-27 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1550MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2450MPa15）由机械设计表6-5 查得材料的弹性影响系数ZE 189.8MPa 26） 计算应力循环次数N1 60n1Lh 60960 (18300 6) 8.29 108N18.29108K HN1=1.08K HN2=1.0N 22.9610u 2.87) 由机械设计图 6-25 取接触疲劳寿命系数 KHN 1 1,KHN 2 1安全系 数8) 计算接触疲劳许用

10、应力S=1失效概 率取失效概率为1%，安全系数S=1，得为 1%H1KHN 1H lim 11550550MPaSH2KHN 2H lim 21450450 MPaS试算小齿轮分度圆直径 d1t，代入H中较小的值d 1t3 (ZEZH )24KT 1R) 2 uH0.85R (1 0.53(189.8 2.5) 24 1.82610073.99 mm4500.850.3(10.50.3) 22.83.确定传动尺寸1） 计算圆周速度vdm1dlt (1 0.5 R )73.99 (1 0.5 0.3) 62.89mmvdm1n162.89 9601000603.16m / s6010002） 计

11、算载荷系数根据 v 3.16m / s ， 8级精度，由 机械设计手册查得动载系数Kv 1.18由机械设计表 6-4查得使用系数 KA 1.25kv=1.18根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计表得K1.25接触强度载荷系数KKAK vK1.25 1.18 1.251.843） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1 d1t 3 K102.23 1.8474.53mmKt1.84） 计算大端模数 m m d174.532.98mmz125由表 6-1 取 m=3mm5） 大端分度圆直径d1mZ132575mmd2mZ2370210mm6） 锥顶距 Rd1u 21752.82

12、1 111.50mm227） 齿宽 bRR0.3111.5033.45mm取 b 35mm4.校核齿根弯曲疲劳强度F14KF t Y Fa1 Y Sa1F10 .85bm （ 1 - 0 .5R ）F 2F 1Y F a2Y S a2F 2Y F a1 YS a12T1226100818.82N1） FtR)75(10.5 0.3)d1 (1 0.52）分锥角 ：1arctanZ 1arctan2519.65Z 2702arctanZ 2arctan7070.34Z 1253）当量齿数：m=3mm锥距R=100mm齿宽b1=b2=35mm分锥角 1=19.65 2=70.34Z v1Z 125

13、cos26.551cos19.65Z v2Z 270cos208.152cos70.34由图 6-21 得Y Fa12 .59Y Fa2 2.114)应力修正系数：YSa11.59Y Sa21.845)计算弯曲疲劳许用应力：取安全系数 S=1.25 F1KFN1F lim 1S F 2KFN1F lim 2S查图 6-26得 KFN1KFN21由图 6-28得F lim 1220MpaF lim 2 170Mpa F11.0220176 Mpa1.25Zv1 =26.55Zv2 =208.15Y Fa1=2.59Y Fa2=2.11Y Sa1=1.59Y Sa2=1.84失效概 率1，安全系数

14、 S=1F2 1.0 170136MPaF1=81.79MPa1.25F1 代入上式，可以得到：F2=77.1081 .79MPaF 2 77 .10 MPa F 2MPaF 1 F1可以看出满足强度要求。圆柱斜齿轮设计1)选取材料、精度与相关参数由表 6-3，小齿轮用 45 号钢，调质处理， HB 3=240HBS ，大齿轮材料选 45 号钢，正火处理，HB 4=200HBS ， HB=40HBS ，HB 3=240满足 3050 的要求。HBS齿轮精度初选 8 级精度（ v12m/s ）。HB 4=200选取齿数HBS小齿轮齿数（ 1725），取 Z 3=21 ，则依据传动比关系， Z4

15、=Z3 i 2=21Z3=21 3.66=76.86Z4=77取 Z4 =77 ，则可以得到实际传动比u=Z4/Z3=77/21=3.67传动比误差：=|（ u-u） /u| 100 =|(3.67-3.66)/3.36| 100 =0.271,则取=1，故可得到Z110 .781 .66螺旋角系数：Zcoscos 100.992ZEZH Z Z189.82.46 0.780.992361.27Mpa由图 6-27 查得接触疲劳极限应为：H lim 1550 MpaH lim2450 Mpa由式 6-25 计算应力循环次数N160n1Lh 60 342.86 (6 300 1 8) 2.96

16、108N22.96 1088.09 1073.66寿命系数 K HN1 = 1.0，KHN2 =1.0计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数 S=1K HN1H lim 11.0 550550MPaH 1SK HN1H lim 21.0450450MPaH 2 S取 H 450MPa试算小齿轮分度圆直径d1 ，由上列计算公式得361.2721) 22.24680303(3.66d14503.661.063.00mm计算圆周速度vd1n363342.861000601.13m / s 4m / s601000Z=0.78Z=0.992K HN1= 1.0K HN2=1.0失效概 率为

17、1%,安全 系 数S=1 H1=590MPa H2=470MPad1=63.00mm修正载荷系数，按照VZ1.13 210.237100100查得K v 1 .02校正 d1 可以得到d 1d 13 K v60 .70 3 2.1462 .05 mmK v2.243）确定参数尺寸计算法向模数d1cosm n2 .91 mmz1圆整取 mn=3mm计算中心距(Z1Z2 )mna149.27mm2 cos圆整取 a=150mm按圆整后的中心距修正螺旋角arccos ( Z1Z 2 )mn 11.482 a计算分度圆直径Z 3 mn213d 164 . 29 mm 63 mmcoscos 11.48

18、d 2Z 4 mn77 3235 .72 mmcoscos 1 1.48计算齿轮宽度 bd d 164 .29mm圆整取 b 265 mmb1 70 mmKv1.02圆整取mn=3mm圆整取a=150mm =11.48分度圆 直径d1=64.29mmd2=235.72mm齿宽b1=70mmb2=65mm4) 校核齿根弯曲疲劳强度F12 KT1YFa 1YSa1Y YF 1bd1 mnF 1YFa2 YSa2F 2F 2YFa 1YSa11.重合度系数 Y =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.702.螺旋角系数 Y 111.480.901201 11203. 计算当量齿数Z

19、 3Z 481 .81Z v 3322 .31 Z v 43coscos4. 查取齿形系数由图 6-21查得 Y Fa12.69Y Fa22.20查取应力修正系数由图 6-22查得 Y Sa11.58Y Sa21.76计算弯曲疲劳极限应力及寿命系数由图 6-28b 和 6-28c 查得F lim 1420 MpaF lim 2390 Mpa寿命系数计算按 N15.92108 ， N 21.62108 分别查得KFN1KFN21Y Fa1=2.69Y Fa2=2.20Y Sa1=1.58Y Sa2=1.76K FN1=1K FN2=1计算弯曲疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数SH =1F1

20、Flim1kFN1420MpaF2Flim2kFN2390Mpa计算弯曲应力2KT 1 YFa1 YSa1Y YF1bd1 mn22.24680302.691.580.900.706564.29365.10 MPaF1420 MPaF12KF1 Y Fa2 Y Sa2bd 1 m n YFa 1Y Fa 259 . 31 MPaF2390 MPa综上可知，满足强度要求。四、轴的设计、计算及校核1）轴的相关设计与计算选取轴的材料为 45，实际工作功率不是太大，考虑到轴的弯矩不是太大，取 C=112，根据公式：d C3 P n则有：P3 2.62d 1C 311215 .65 mmn960P2.4

21、4d 2C 3112321.54mmn342.86 F1=65.10MPa F2=59.31MPad1=15.65mmd2=22.54mmd3 C3P112 3 2.3232.64mmn93.68此计算为轴的最小直径，实际的轴的直径根据电机的外伸轴直径及结构要求拟定。2）各轴基本结构设计轴的初步设计小锥齿轮大端分度圆直径为 75mm，与自身孔径相差不大，采用齿轮轴的形式。装配方案是左端是联轴器，端盖，油封，弹性卡簧，角接触轴承，轴套；右端是角接触轴承，锥齿轮。拟定轴上零件的装配方案如下图。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） d1-2 根据联轴器的标准（GB/T5843-2003 ），

22、 d1-2=18mm，为了满足半联轴器的轴向定位， 1-2 轴段右端需制出一轴肩， 依据联轴器的标准，取 1-2 轴颈为 d1-2=18mm ，保证定位轴肩，取 2-3 段的直径 d2-3=25mm, 半 联 轴 器 与 轴 配 合 的 毂 孔 长 度 L1 =42mm ， 所 以L1242mm 。2）为了便于轴承的拆卸，所以 d23 应小于轴承所在轴颈的直径。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，工作功率不大，故选用角接触轴承，参照工作要求并根据d2-3=25mm ，由 GB/T292-2007 ，选择轴承型号为 7306C，所以 d34d56 d78 30mm 。d3=32.64

23、 mmd1-2=18mmd2-3=25mmd3-4=30mmd4-5=28.6mmd5-6=30mmd6-7=26mmd7-8=30m md8-9=38m m3）根据轴颈选择固定轴承的弹性挡圈宽度s=1.2mm ，d228.6mm ,所以 d45 28.6 ， L451.3mm 。4） d 为定位轴肩，根据滚动轴承定位参数，取d89 38mm 。轴套89长度依据两轴间距确定，d6726mm, L6763mm 。5）根据端盖参数以及避免与联轴器距离太近，取 L23 42mm ，根据弹性挡圈参数以及使 L36取整，所以 L343.7mm 。保证轴承的稳定性，取 L56 23mm, L7825mm。

24、保证轴定位的稳定以及保证l1 与l2 的关系，取 L89 16mm 。6）半联轴器的周向定位均采用平键连接，按 d1-2 由机械设计指导用书表 17-30 查得平键截面 b h=6 6，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm ，半联轴器与轴的配合为H7/k6 ，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。7) 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45，固定轴承与联轴器的轴肩圆角取R1，其它为R2。L 1-2=42m mL 2-3=42mmL 3-4=3.7mmL 4-5=1.3mmL 5-6=23m L 6-7=63mmL 7-8=25mmL 8-9=25mm倒角为2 4

25、5轴的初步设计装配方案是右端锥齿轮、套筒、角接触轴承；左端斜齿轮，轴套，角接触轴承。拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）根据轴承7306C，设计轴颈d1-2=d5-6=30mm ，1-2 轴段右端需安装小斜齿轮，轴径差为2-3mm， ,故取 2-3 段的直径 d2-3=32mm, 保证轴套能够很好地固定齿轮，长度略小于小斜齿轮的齿宽，取长度L 2-3=67mm ，齿轮定位轴肩差为3-8mm ，则 d3-4=40mm ，同理可得d4-5=32mm ， L 4-5=35mm ，根据安装轴承在轴承座中安装距内壁4mm，以及大锥齿轮的啮合的安装位置，可以得到L 1-2=3

26、5,L 5-6=37mm ，轴承与齿轮间距离通过轴套联接定位,由作图和内壁与轴承和齿轮端面要求知 L 3-4=12mm 。2）因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用角接触轴承，参照工作要求并根据 d1 的计算范围，选用 7306C 轴承3）轴上的周向定位齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计指导用书表17-30查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6 ，小斜齿轮选用平键 10mm 8mm 63mm；同样，大锥齿轮与轴的连接， 选用平键 10mm 8mm 32mm，与轴的配合为 H7/m6 ，角接触轴承与轴的周向定位是由过渡配合

27、来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。d1-2=30mmd2-3=32mmd3-4=40mmd4-5=32m md5-6=30mmL 1-2=35mmL 2-3=67mmL 3-4=12mmL 4-5=35m mL 5-6=37m m4) 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45 ,与轴承接触的轴肩圆角为R1 。轴的初步设计装配方案是右端轴承、端盖、密封圈、联轴器；右端齿轮、套筒、轴承。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） d1-2 根据联轴器的标准（ GB/T5843-2003 ），d1-2=33mm ，为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取2-3 段的直径d2-

28、3=38mm,2 端面应伸出端盖8mm 以上，取10mm，结合箱体，长度L 2-3=46mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度L 1-2=60mm 。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用角接触轴承，参照工作要求并根据设计手册，标准精度级的角接触轴承7308C，取 d3-4=40mm ，L 3-4=23mm 。左端轴承采用轴肩进行轴向定位。齿轮右端以及轴承的定位采用套筒，已知齿轮轮毂的宽度为65mm ，为了使轴套端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L 5-6=62mm ， d5-6=42mm ，。 齿 轮的 右 端采 用轴 肩定 位 ， 轴 肩 高度 1.5-4mm

29、 ，故取 d4-5=66mm ，同理 d6-7=40mm ，依据实际作图以及箱体内壁与齿轮、轴承的定位关系，可得L 4-5=71mm ， L 6-7=46mm 。3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键（C 型）连接，按 d1-2 和 d5-6由机械设计指导用书表17-30 查得平键截面 b h 分别为 10mm8mm 、12mm 8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为皆为56mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6 ；同样，半联轴器与轴的配合为H7/k6 ，滚动轴承与轴的周向d1-2=33mmd2-3=38mmd3-4=40mmd4-5=49m

30、md5-6=42mmd6-7=40mmL 1-2=60mmL 2-3=46mmL 3-4=23m mL 4-5=71m m定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。L 5-6=62mm4) 确定轴上圆角和倒角尺寸L 6-7=46m取轴端倒角为 2 45 ,轴肩上圆角为 R1。m3）轴的校核求作用在齿轮上的力，轴上的弯距、扭距，并作图，齿轮上的作用力：转矩 T 3=2.38 105 N mm圆周力 Ft2T322.3710 5Nd 32008 .23235 . 72径向力 Ft=tanntan 202008.23NFr Ft cos2008 .23cos 11 .48745 .86 N

31、Fa=轴向力 FaFr tan2008 .23 tan 11 .48407 .85N407.85N受力图如下：Fr=745.86N计算轴承支反力在水平面上R1 HFrL3F d / 2L2565.01NL3R2HFrR1 H180.84N在垂直平面上R1VFtL3707.30NL2L3R2VFtR1V1300.93N轴承 1 总支反力R1R12HR12V905.27 N轴承 2 总支反力R2R22HR22V1313 .44 N画弯矩图1）水平方向弯矩图R1H565.01NR2 H180.84NR1V707.30NR2V1300.93NR1905.27NR21313 .44 N2）垂直方向弯矩图

32、3）合成弯矩图转矩图校核轴承的强度A-A 剖面左侧， 因弯矩大， 有转矩， 还有键槽引起的应力集中，故 A-A剖面左侧为危险剖面。抗弯剖面模量W 0.1d 3bt (d t )26430mm32d抗扭剖面模量W 0.2d3bt (d t) 213840 mm32d弯曲应力M93242.5714.50Mpab6430Wa b 14.50Mpam 0Mpa扭剪应力T236690T17.10MpaWT13840amT8.55 Mpa2对于调质处理的45 号钢，b 650MPa,s 360MPa由表 10-5（教材）所列公式可求的疲劳极限10.45b0.45 650293MPa00.81b0.81 650 527MPa10.26b0.26 650 169MPa00.50b0.5 650325MPab14.50Mpaab14.50M