机械设计课程设计说明书(圆锥圆柱两级齿轮减速器)要点VIP

1、目录设计任务书 .2传动方案的拟订及说明 .2电动机的选择 .3计算传动装置的运动和动力参数 .4减速器传动零件的设计计算 .5减速器 轴的设计计算及滚动轴承的选择和联轴器的选择 .11减速器 的低速轴校核 .12滚动轴承的校核 13键的选择和校核 .15减速器附件的选择.16润滑与密封 .17设计小结 .17参考资料目录 .181 .设计任务书(1)设计任务设计一用于带式运输机上的两级圆锥-圆柱齿轮减速器如图 1所示。(2)原始数据输送带有效拉力F=2400N输送带工作速度V=1.5m/s(允许误差土 5%)输送带滚筒直径d=320mm减速器设计寿命为 5年。(3)工作条件380/220V的

2、三相交流电源。两班制，常温下连续工作；空载启动，工作载荷有轻微振动；电压为2 .传动方案的拟订带式输送机传动系统方案如下图2所示。3、电动机的选择1、类型：Y系列三相异步电动机；9.2400*-5 .3.6kw100010002、电动机容量；1)功率的选择=2 4 3 4 5 =0.8416 1 2 3 4 5，联轴器的动效率：0.99”2 每对轴承的传动效率：0.99“3 圆锥齿轮的传动效率：0.96“4 圆柱齿轮的传动效率：0.97“5 -运输机的滚子的传动效率：0.96得：PR=PW =4.278R查设计手册选取电动机额定功率为5.5KW1) 转速的确定8-18卷筒的转速 n=60*10

3、00*V/ 兀*d=89.527r/min由设计手册查得圆锥齿轮传动比范围为2-3 ,圆柱齿轮传动比为 4-6 ,故总传动比范围为电动机转速范围为 560-1260 r/min由手册选取电动机满载转速为960 r/min2) 确定型号由上可确定电动机型号为Y132 M1-6根电动机型号额定功率同步转速n1r/min额定转速n2r/min重量总传动比Y132M2-65.5KW100096063Kg10.724.计算传动装置的运动和动力参数1 .传动比分配i=n2n=10.722 .考虑到大锥齿轮与大圆柱齿轮直径不能相差太大，故取圆锥齿轮传动比为i2=2.68 ,圆柱齿轮传动比为i3=43 .轴的

4、转速转矩计算0）轴：N0=n2=960r/min;P0=PR=4.28KW;T0=9550*P0/n0=42.58;1）高速轴：P1= PR* 01=4.237KW;N1=N0/i1=960r/min;T1 =T0*i1* "01=42.578N m2）中间轴： P2= P1*n12=4.027 KWN2= N1/i2=358.21 r/minT2=T1*i2* "12=107.26 N m3）低速轴：P3= P2* "23 =3.867KWN3= N2/i3=89.55 r/minT3 = n23*T2*i3=412.39 N- m4） 轴 P4=P3*% =3

5、.828kw;N4= N3/i4=89.55 r/minT4 = n34 *T3*i4=408.27 N- m上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下:轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min高速轴4.23742.578960中间轴4.027107.26358.21低速轴3.867412.3989.55设计内容计算及说明结果1选材和5.减速器传动零件的设计计算选择热处1.高速轴圆锥齿轮传动的设计计算理.选择软齿面齿轮材料及热处理方法小齿轮硬度方法小齿轮选用45钢，调质处理HBS=230250HBS=230250大齿轮硬度大齿轮选用 45钢，正火处理HBS=190210HBS=1902102按轮

6、齿1.小齿轮转矩T=42.578N m2.选取载荷系数K=1.5K=1.5接触强度3.选取齿宽系数r = 0.3RGR = 0.3设计4数 Z1=21,Z2=i2*Z1=575确定齿形系数YFa及应力校正系数YSaZ1=21Z2=571« = arc tan=22.22& =£-51=67.78u31 = 22.22ZZ1on OQZZ2d cn _7OQZ v1 22.68Z v2 150.728cos acos 62运=67.686确定接触应力1）接触疲劳极限应力小齿轮接触疲劳极限应力crHlim1 =580mpa大齿轮接触疲劳极限应力0Hlim2 =550mp

7、a4 lim1 = 580mpa2）寿命系数应力循环次数NH1 =60jHn1t =1.44*108仃 h lim2 = 550mpaNh2 =60jHni2t =5.37*107由查图知NH1 =1.44*108ZN1 =0.88ZN2=0.94NH2 = 5.37*1073）最小安全系数（按一般可靠度查取）SHlim -1Sh lim = 1设计内容计算及说明结果4)许用接触应力r1aHlim1 ZN1u. c /crH1 =510.4mpaSH limlr,bHlim2ZN2广(rcrH 2 =517mpaSH limlcrH = 510.4mpaZE =189.8Zh =2.5CThi

8、 « <Th2H =0-hi=510.4mpa5）由齿面接触应力计算d1由表 13-5 ZE =189.8由图 13-12 ZH =2.5,-4000K*T1d1 -.2(1-0.5)uZZe " d% J2=66.85mmd1 = 67mm3按轮齿 接触强度设计7.几何尺寸计算分度圆直径d1 = m* Z1 =67mm m=3.25d2 = m* z2= 185.25mmJd；+d22锥距 R =2齿如b = RR = 30mmd1 = 67mmd2 = 185.25mmb = 30mmR=98.5mm4按齿面 弯曲强度校核1 .确定许用甯曲应力1）弯曲疲劳极限（查

9、机械原理及机械设计）小齿轮的弯曲疲劳极限0Hmi =250mpa大齿轮的弯曲疲劳极限aFlim2 =210mpa2 .寿命系数NF1 =60jFn1t =1.38*109仃 Fim1 =250mpa外 Iim2 =210mpa设计内容计算及说明结果NF2 =60jFn2t = 5.16*108MtYFa1=2.69Y$a2=2.140=2.69Ysa1 =1.5575Ysa2 =1.83由图 13-10YN1=0.98YN2=1.073.修正系数 Yst=2最小安全系数SFim =1.25Y3al = 1.5575YFa2=2.14Ysa2=1.835.许用弯曲应力Yn1 =0.98ri仃Fl

10、im1YN1YSTccccrF1 =909.44mpaSF limYn2 =1.07YST =2a 1 0F nm2YN2YsT _ 9416mnau f 2 94 1.6mpaSFlim2000KT1ft Q Q 4 4 < r fv 1F1 -22 YFa1YSa1 89.I4 tJF1jbm z1(1-0.5%)2000KT1 ,fv an qa < r fr 15 M0fbF2 -2 丫Fa2丫Sa2 - 30.36 - C7F2bm2z2(1 -0.56 )1选材和选择热处2圆柱斜齿轮设计1、选定齿轮精度等级、材料及齿数小齿轮齿面硬度为理方法1)2)圆锥圆枉齿轮减速带为通

11、用减速器，速度小局，故选用7级精度（GB10095-88）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择大小齿轮材料250HBS ,大齿轮齿面硬度为220HBS均为45钢（调质），3)小齿轮齿面硬度为 250HBS.大齿轮齿面硬度为 220HBS。2确定许应弯曲应1.确定许用甯曲应力弯曲疲劳极限（查机械原理及机械设计 ）力小齿轮的弯曲疲劳极限aFlim1 =250mpa仃 Fim1 =250mpa设计内容计算及说明结果大齿轮的弯曲疲劳极限aFlim2 =210mpa2 .寿命系数9Nfi =60jFRt =1.38*10Nf2 =60jpn2t =5.16*108由图 13-10YN1 =0.8

12、4YN2 =0.873 .修正系数YST = 24 .最小安全系数SFlim =1.255 .许用弯曲应力rF 仃 Flim1YN1YSTcrF1 =336mpaSF lim1 仃Flim2YN2YSTc/o>2 =306.24mpaSF lim5/2 =210mpaYni =0.84Yn2 =0.87YST 2SFlim _ 1.253确定许应接触应力1确定接触应力接触疲劳极限应力小齿轮接触疲劳极限应力0Hlim1 =580mpa大齿轮接触疲劳极限应力crHlim2 =550mpa2寿命系数应力循环次数9Nhi =60jHRt =1.38*10Nh2 =60jHn2t =5.16*10

13、8ZN1 = 0.88ZN2=0.923最小安全系数（按一般可靠度查取）SH lim 14许用接触应力% lim1 = 580mpaQh lim2 = 550mpaSh lim = 1设计内容计算及说明结果二 H2 =二H lim1 ZniSH lim1二H lim2 ZN 2Sh lim1= 510.4mpa二506mpa二hi > 二H2二h=二H2 =506mpa0H =506mpa4按齿面1.试选载荷系数Kt =1.5接触强度_2* ”2.凶见系 以齿面数 d =1Ga =U +1确定中心3.弹性系数ZE =189.8距4.选取螺旋角。初选螺旋角 P =12口5.选小齿轮齿数=0

14、.5Kt =1.5中d=1ZE =189.8zi =22i=u=z2/z1=4断面重合度系数轴向重合度系数= 0.776ZEZ1 = 22 ,大齿轮齿数Z2 = 4父22 = 8811-.a =1.88 -3.2( ；)cos ： =z1 z2bsin.4'z1mn tan ：Z2=88Pnmn 二= 1.49 1Zb = JcosB -0.9896.中心距a之（u+1）；500KT4：JaU件答.26mmmn2a cos :z1 z2=2.24mm 所以取 mn= 2.25mm重求中心距 a =mn(z1 z2)2cos :=126.5mm a=132mmmn = 2.25mma=1

15、32mm则需调整一： :二costmn(z1 z2)2a=13=135确定齿轮参数与Z1=22Z2=88mn = 2.25mmu = 4 d1 = 50.8mm d2 = 203.208mm设计内容计算及说明结果尺寸tt)=b)1 = 12 = a * 屯=63.5mm d = 65mmb2 +5 =70mmb2 = 65mmb1 = 70mm6验算轮齿弯曲强度，一一z1Hr1 .WT数Zvi = = 23.78 取 Zvi=24cospZV2 =-=95.128 取Zv2=100 cos F2 .齿形系数YFa和修正系数YSaYfl2.65 %=1.58 :2=2.18 %=1.7911n一

16、3 重合度系数 彳=1.883.2( 十 一)cosP = L65 . z1 z20.75 Y 2=0.25 =0.7054 .螺旋角系数 Y 邛之1 Y=0.885 .校核弯曲强度2000KT4,仃F1 YFaYsaYY90.12 <1bdmn2000KT4上，2 %2%2丫运一 19.497 W®2bd 2nZv1 = 24ZV2 =100仃F1 £ 仃 F1 0>2 <JF2 弯曲强度校核满足7设计结果mn = 2.25mma=132mmd=65mmb1 = 70mmz1 = 22Z2=88d1 = 50.8mmd2 = 203.208mm齿轮精度

17、8级齿轮材料小齿轮45钢 调制230 250HBS大齿轮45钢 正火 190-210HBS减速器 轴的设计 计算及滚 动轴承的 选择和联 轴器的选 择6、减速器轴的设计计算及滚动轴承的选择和联轴器的选择选取轴的材料为 45钢，取A=106118d AA*3IP =17.4519.42, n1）拟定轴上零件的装配方案2）选联轴器输入端拟采用弹性套住销联轴器T1=42.15N*m K=1.5T转矩=1.5*T1 = 63.225N *m选用TL4型弹性套注销联轴器公称转矩Tn = 63N m25*62TL4联轴器 许用转矩n = 5700N * mJ125*443）第一根轴为了满足半联轴器的轴向定

18、位要求，1轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径d1=25mm;半联轴器与轴配合的孔长度L =62mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I段的长度应比略短一些，现取 L1 = 60mm。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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2=30mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205,其尺寸为d* D*T = 25* 52*16.254）第二根轴为了满足半联轴器的轴向定位要求，2轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径d1=25mm半联轴器与轴配合的孔长度L =72mm,为了保证轴端挡圈只压在

19、半联轴器上而不压在轴的端面上，故I -n段的长度应比略短一些，现取 L1 =70mm。设计内容计算及说明结果初步选择滚动轴承。因轴承同时受后径向力和轴向力的作用， 故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2=40mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206,其尺寸为d* D*T =30* 62*17.25右端轴径仅是为了装配方便，并不承受轴向力亦不对轴上零件 起定位和固定作用时，则相邻直径的变化差可以较小，一可取直径差 13mm,因此取 d2 = 35mm d3 =40mm。5）第三根轴为了满足半联轴器的轴向定位要求，3轴段右端需制出一轴肩，故取段的直

20、径d1=40mm半联轴器与轴配合的孔长度L =84mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I段的长度应比略短一些，现取 L1 =82mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受后径向力和轴向力的作用， 故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2=45mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208,其尺寸为d* D*T = 40*80*19.756）取安装齿轮处的轴段 d1=25mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毅的宽度为，为了是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮毅宽度，故取L=45mm。减速器7,减速器的低速轴校核的低

21、速轴转矩图!L校核,一设计内容计算及说明结果一 2T.圆周力 Ft =_=4058.835N dtFt * tan 20 径向力 Fr =l = 1516.15Ncos13轴向力 Fa = Ft tan P =937.056NFAH =39.4N 并且 Fbh =1555.54NFAV =2068.36N 并且 Fbv = 1990.47 NMch = AC * FAH =2265.5N*mMCH ' = FBH * CB = 92943.5N mMC右=93701.33N mMC左=121069N ,mM 讨=93701.33N mMCEQ =264583.81N ,md >

22、35.329mmCEQMc左=12106.9N ,m所以d=40mm 是合适的d=40mm滚动轴承8.滚动轴承的校核的校核如图附页C所示：Fr1 = FTtan« cos=439.838N VFa1 = Ft tan口 sing =121.14NFreM65-FaedFr1v =2 : 632.23N110Fr2v=Fre Fr1v=192NFr1H = -Fte=1929NFr1v = 632.23NFr2v = -192NFr1H =1929N110Fr2H =Fte-Fr1H =654NFr2 H =654N设计内容计算及说明结果1Fr1 =jF2r1v +F2r1H = 20

23、30NFr2 = jF2r2v+F2r2H = 682N2.求两轴的计算轴向力和对于30205型轴承，由表8-145,轴承派生轴向力假设一F ri一一Fdi = 634.37N2YFr2Fd2 =*=213.125N2Y因为Fae +Fd2 < Fd1所以轴承1被放松，轴承2被压紧 ae所以 Fa1 =Fd1 =637.37NFa2 = Fd1 Fae = 513N4.求轴承当量载荷P和P2Fa2X2"iM因轴承运转扣金等表13-6P = fp (X1Fr1 4110|511fp (xzKUBw4.验算轴承寿命因P1 A P2，所以按轴京小来验算Lh - 10C一 570721

24、1'HI60n 日 /Fr1 = 2030NF.2 = 682NFd1 = 634.37NFd2 = 213.125NFa1 = Fd1 = 637.37NFLh= 570729 >Lh设计内容计算及说明结果键的选择和校核9.键的选择和校核输入轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为 bMhMl = 6mm父6 mmM 28mm,接触长度l' = 28 - 6 =22mm ,则键联接所能传递的转矩为：T =0.25hl'd kp = 0.25M6M22M 20M120+1000 = 79.2N mT aT2 =32.73N*m,故单键即可。2、校核圆

25、锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 b黑h父l = 8mm黑7mm x 50mm ,接触长度l ' = 50 -8 =42mm ,则键联接所能传递的转矩为：T =0.25hl'd Lp】=0.25m7m42m25x120 + 1000 = 220.5N mT >T2 =32.73N,m,故单键即可。中间轴键计算1、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 bMhMl =10mmM8mmM22mm ,接触长度l ' = 22 TO =12mm ,则键联接所能传递的转矩为：T =0.25hl'd bp】=0.25黑8M12m35m120*1000 =

26、100.8N ,mT >T3 =97.35N，m,故单键即可。2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 bxhxl 10mm父8mmM56mm ,接触长度l ' = 56 -10 =46mm ,则键联接所能传递的转矩为：T =0.25hl'd £】=0.25父8M46M35M120F000 = 386.4N m设计内容计算及说明结果T >T3 =97.35N*m ,故单键即可。输由轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为 bMhMl =12mmx8mmM70mm ,接触长度l ' = 70 -12 =58mm ,则键联接所能传

27、递的转矩为：T =0.25hl'd bp = 0.25父8M58M40M120 + 1000 = 556.8N mT >T4 =371.66Nm ,故单键即可。2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为bxhxl = 16mm父10mm 乂 50mm ,接触长度l ' = 50 -16 =34mm ,则键联接所能传递的转矩为：T =0.25hl'd Lp】=0.25m10m34m55x120 + 1000=561N mT >T4 =371.66Nm,故单键即可。10.减速器附件的选择螺栓直径为d3=8mm盖厚e=1.2d 3=9.6mm,螺孔直径为8+

28、1=9mm套杯 内内厚 s=10mm壁厚e=10mm外缘后 s=10mm,分布圆直径D）=2.5d3+2s+D=130mm,D6=D-3=77mm,D=D-3d3=106mm,D=D-10=70mm,D=D0+2.5 d 3=150mm. 2、中间轴端盖螺栓直径为d3=8mm盖厚 e=1.2d 3=9.6mm,螺孔直径为8+1=9mmD0=2.5d 3+D=110mmDD-3=77mm,D=D-10=70mm,D=D0+2.5 d 3=130mm. ,D6=D-3=69mm,D=D-3d3=63mm,D=D-10=100mm .3、低速轴端盖螺栓直径为 d3=8mm盖厚 e=1.2d 3=9.

29、6mm,螺孔直径为 8+1=9mm D0=2.5d 3+D=105mmDD-3=82mm,D=D-3d3=61mm,D=D-10=75mm,D=D0+2. 5 d 3=125mm由机械设计（机械设计基础）课程设计选定通气帽M 36父2 ,设计内容计算及说明结果A型压配式圆形油标 A20 (GB1160.1-89 ),外六角油塞及封油垫M14*"，箱座吊耳，吊环螺钉 M12 (GB825-88),启盖螺钉 M8。根据设计手册查得吊耳划、结构参数：d=b=24mm,b=(1.8-2.5) 8 i=24mm R=d=24mm,e=(0.8-1)d=24mm.吊钩结构参数：K=C1 +C2 =32mm,H=0.8K=25.6mm,h=0.5,H=12.8mm,r=K/6=5.3mmb=(1.8-2.5)6 =30mm视孔盖的结构参数：C1=140mm C2 =125mm,b=120mm,b=105mm,d=7mm,L数为 8,盖厚4mm R=5mm.11.润滑与密封齿轮采用浸油润滑，轴承采用润滑脂润滑。由机械设计(机械设计基础)课程设计表16-1查得选用 N220中负