二级圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书1

1、 机械设计课程设计 题目： 二级圆锥-圆柱齿轮减速器的设计 学生姓名 学 号 指导教师 专业班级 学 院 完成日期 2013年1月 35 / 36 目录1.设计任务书.22.传动方案的拟订及说明.33.电动机的选择.34.计算传动装置的运动和动力参数.45.减速器传动零件的设计计算.66.轴的设计计算及校核.147.滚动轴承的校核258.键连接的选择和计算.289.联轴器的选择及键连接的选择和计算3010.减速器附件的选择及说明.3111.润滑及密封3212.设计小结.3213.参考文献.33 1.设计任务书 (1)设计任务设计一用于螺旋运输机上的两级圆锥-圆柱齿轮减速器如下图所示。1-电动机

2、； 2-带传动； 3-两级闭式圆锥齿轮减速器； 4-联轴器5-输送机本体(2)原始数据运输机工作轴转矩 T=1550Nm运输机工作轴转速 n=120r/min （允许误差±5%） 减速器设计寿命为10年。(3) 工作条件两班制，常温下连续工作；有较大冲击载荷；电压为380/220v的三相交流电源。2.传动方案的拟订 根据工作条件和工作要求带式输送机传动系统方案如下图所示该传动方案优点：采用闭式齿轮传动能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作且使用维护方便；采用带传动，传动平稳，缓冲能力强。3.电动机的选择 1.选择电动机的类型和结构形式；根据减速装置工作条件和工作要求，选用三相笼型异步电动

3、机，Y型，采用闭式结构。 2.电动机容量；1）功率的选择 V带传动效率： 0.99 每对滚动轴承的传动效率：0.99 圆锥齿轮的传动效率：0.96 圆柱齿轮的传动效率：0.97 齿轮联轴器的传动效率：0.96 得： 查设计手册选取电动机额定功率为30KW2)转速的确定 运输机工作轴转速n=120r/min由设计手册查得V带传动比范围为2-4，圆锥齿轮传动比范围为2-3，圆柱齿轮传动比为2-5，故总传动比范围为8-60电动机转速范围为（8-60）×120=960-7200（r/min）由手册选取电动机满载转速为960 r/min3)确定型号 由上可确定电动机型号为Y200L1-2电动机

4、型号额定功率同步转速n1额定转速n2重量总传动比Y200L1-230KW 1000 96063Kg84.计算传动装置的运动和动力参数1.传动比分配2.为使V带传动外廓尺寸不要太大，初步选；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；则圆柱齿轮传动比为3.带传动计算1)功率 由于输送机每天工作时间长，载荷变动大，故取所以。 2）选择带型号由功率及电动机转速n选择V带型号为C型V带3）确定带轮基准直径和 取=200mm 则4）确定中心距 即420<a<1200 取a=1000mm5）确定基准长度 查表取6）验算小带轮包角7）确定V带根数 查表得包角修正系数长修正系

5、数; 所以 取z=94.轴的转速转矩计算 0）电动机主轴： 1）高速轴： 2)中速轴： n 3）低速轴： 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中速轴4.027107.26358.21低速轴3.867412.3989.555.减速器传动零件的设计计算设计内容1选材和选择热处理方法2按轮齿面接触疲劳强度设计设计内容3按齿面弯曲疲劳强度校核设计内容1选材和选择热处理方法设计内容 2按齿面接触强度设计设计内容设计内容3 按齿根弯曲强度设计设计内容设计内容初估轴的直径设计内容6.1拟定轴上零件的装配方案（1）高速轴上零件的扭

6、转配方案设计内容（2）中速轴上零件的装配方案设计内容（3）低速轴上零件的装配方案6.3.轴的设计计算及校核设计内容（1）中速轴的校核设计内容设计内容（2）高速轴的校核设计内容设计内容设计内容（3）.低速轴的校核设计内容设计内容7.1高速轴轴承的校核设计内容7.2中速轴轴承的计算设计内容设计内容7.3低速轴轴承的校核8.1高速轴与圆锥齿轮键联接的选择和计算设计内容8.2中间轴与小齿轮键联接的选择和计算8.3中间轴与大齿轮键联接的选择和计算设计内容9.联轴器的选用及键联接的选择和计算设计内容 计算及说明 1.高速轴圆锥齿轮传动的设计计算 .选择软齿面齿轮材料及热处理方法小齿轮选用45钢，调质处理

7、HBS=230250大齿轮选用45钢，正火处理 HBS=190210 1.小齿轮转矩 T=573N·m2.选取载荷系数K=1.53.选取齿宽系数 4确定齿数 , 5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 大齿轮接触疲劳极限应力 2） 寿命系数 应力循环次数由查图知 3)最小安全系数（按一般可靠度查取）4)许用接触应力计算及说明 < =5）由齿面接触应力计算查表得 所以 取 6 .几何尺寸计算 分度圆直径 200mm m=10 400mm 锥距 224mm 齿宽 1.确定许用弯曲应力 1)弯曲疲劳极限(查机械设计手册)小齿轮的弯曲疲劳极限 大齿轮的弯曲疲劳极限

8、2.确定齿形系数及应力校正系数 计算及说明由表得 2.69 1.5575 由图 0.98 1.07 3.修正系数 2 最小安全系数 5.许用弯曲应力909.44941.62直齿圆柱齿轮设计1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择大小齿轮材料均为45钢（调质），3） 小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数由设计计算公式进行试算 即： 计算及说明（1） 确定公式内的各计算值 1） 试选载荷系数2） 小齿轮传递的转矩3）

9、由表10-7选取齿宽系数4） 由表10-6查的材料的弹性影响系数5） 由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限齿轮的接触疲劳强度极限6） 计算应力循环系数 7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数， 8） 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为，安全系数，可得： (2)计算1） 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小值 计算及说明2） 计算圆周速度v计算齿宽b3） 计算齿高h 4） 计算载荷系数根据V=3.73m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数直齿轮，由表10-2查得使用系数=1由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑对称分布时，由表10-3得=1.35 故动载荷系

10、数 5) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 6)计算模数m=计算及说明由式10-5得弯曲强度的设计公式(1)(2) 确定公式内的各计算值1） 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限2） 取弯曲疲劳寿命系数3） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，可得： 4) 计算载荷系数K 5)查取齿形系数查得 6)查取应力校正系数 8) 计算大小齿轮并加以比较 大齿轮的数值大 计算及说明 (3) 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取=6已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=140来计

11、算应有的齿数圆整取=24这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距（3）计算齿轮宽度 取 计算及说明6.轴的设计计算及校核 6.1.初估轴径（1）高速轴选取高速轴的材料为40钢，调质处理。由教材表15-3取=120由于此处要安放键，故该最小轴径应再放大7%可取。（2）中速轴 选取轴的材料为45钢，调质处理。由教材表15-3取=120此最小直径是安装轴承处的直径，可取。（3）低速轴选取轴的材料为45钢，调质处理。由教材表15-3取=120由于此处要安放键，故该最小轴径应再放大7%可取。

12、计算及说明6.2.拟定轴上零件的装配方案 （1）高速轴示意图如下1） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用角接触球轴承。根据工作要求，查表15-3初步选7317AC，其基本尺寸为，则，而取。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，因此取。右边轴承右端面采用轴套定位，取。2） 为了满足带轮的轴向定位，1轴段右端需制出一轴肩，故3） 取安装齿轮处6轴段的直径，齿轮轴孔深度取；为使套筒可靠地压紧轴承，轴承与锥齿轮间隔一轴套，取。4） 根据轴的总体要求及装配的要求可取 （2）中速轴示意图如下 计算及说明1) 初步选择滚动轴承 中间轴也同时受到轴向力和径向力作用，采用角接触球轴承，由于，考虑到

13、轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册15-13初选0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7312AC型，基本尺寸为。故。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，可取2) 根据齿轮的设计要求，试取，齿轮左端采用套筒定位取，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取 ，轴承右端采用轴肩定位，故取 。（3）低速轴示意图如下1) 初步选择滚动轴承。低速轴只受径向载荷，故采用深沟球轴承，由于，考虑到轴向定位和轴承装拆方便，应将轴承内径放大两次，查手册表15-1，初选0计算及说明基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6015C型，基本尺寸为。故。1段轴承右端采用套筒定位，可取。5段轴承左

14、端采用轴肩定位，故，右端采用轴承端盖定位，可取.2) 根据齿轮轮毂的直径和宽度，取，齿轮左端采用套筒定位，为了使套筒压在齿轮上而不压在轴上，应使该段轴长略短于轮毂宽度，取。为了满足齿轮右端的轴向定位，需制出一轴肩，故 3）为了满足半联轴器的轴向定位，7轴段左端需制出一轴肩，故取7段的直径，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7段的长度略短些，现取。6.3.轴的设计计算及校核（1） 中速轴的校核 中间轴的受力情况如图计算及说明1)计算齿轮受力第一级大锥齿轮受力分析（ ）周向力 径向力 =1917.76轴向力第二级小直齿轮受力分析（）周向力 径向力 2）做出弯扭矩图以轴左端为原点

15、，经简化后各段长度分别为=85.5mm，=55mm, =83mm水平方向： 解得=8832.39N =1150.51N垂直方向： 解得=3333.76N =-425.78N 弯矩图如下图所示：计算及说明扭矩T=1123080 Nmm，扭矩图如下所示：3）校核轴的强度在水L1处平面和垂直面弯矩最大计算及说明所以=2157673.88 Nmm 根据教材式15-5及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（公式中）由表15-1查得45钢的许用弯曲应力符合要求。（2）高速轴的校核高速轴的受力情况如下图所示(1) 计算齿轮受力(2) 由作用力与反作用力可得 (3) 做出弯

16、扭矩以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为=148.5mm，=65.5mm计算及说明水平方向： 解得=8092.2N =-2776.8N垂直方向： 解得=607.92N =2525.68N扭矩T=573000 Nmm,扭矩图如下：计算及说明（3）校核轴的强度在水L1处平面和垂直面弯矩最大 Nmm Nmm所以=1205077.89 Nmm 根据教材式15-5及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（公式中）由表15-1查得45钢的许用弯曲应力符合要求。（3）.低速轴的校核低速轴的受力情况如下图所示 计算及说明（1）计算齿轮受力由作用力与反作用力可得 （2）做出弯

17、扭矩 以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为=81mm，=164mm 弯矩图如下所示：水平方向： 解得=10442.3N =5156N 计算及说明垂直方向： 解得=3800.32N =1876.98N扭矩T=1123080 Nmm（3）校核轴的强度在水L1处平面和垂直面弯矩最大所以=988998 Nmm根据教材式15-5及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（公式中）由表15-1查得45钢的许用弯曲应力符合要求。计算及说明7.滚动轴承的校核7.1高速轴轴承的校核查手册15-3可知角接触球轴承7317AC的基本额定动载荷C=125KN（1）求两轴承受到的径向载

18、荷和由力与力矩平衡方程，求得两轴承受力为又左端承受到径向载荷右端承受到径向载荷（2）求两端轴承的计算轴向力和对于70000AC型轴承，由教材13-7查得派生轴向力因为，由教材式13-12又 计算及说明由教材表13-5有：x=1 y=0而对于右端轴承所以，x=1 y=0又由表13-6，取，则当量动载荷为：因为 所以按轴承1来计算寿命（3）计算轴承寿命2年（式中）符合要求。7.2中速轴轴承的计算查手册表15-3可知角接触球轴轴承7312AC的基本额定动载荷C=77.8KN。1）求两轴承受到的径向载荷和由力与力矩平衡方程，求得两轴承受力为又左端承受到径向载荷右端承受到径向载荷2）求两端轴承的计算轴向

19、力和计算及说明对于70000AC型轴承，由教材13-7查得派生轴向力因为，由教材式13-12又 所以，取 x=1 y=0而对于右端轴承由教材表13-5有：x=0.41 y=0.87又由表13-6，取，则当量动载荷为：因为 所以按轴承2来计算寿命3）计算轴承寿命年（式中）符合要求。7.3低速轴轴承的校核（1）求两轴承受到的径向载荷和计算及说明，由于低速轴不受轴向载荷，且由教材表13-5知：深沟球轴承最小e值为0.22，即所以，取 x=1 y=0又由表13-6，取，则当量动载荷为： 因为 所以按轴承1来计算寿命2）计算轴承寿命年（式中）符合要求。8 键连接的选择和计算8.1高速轴与圆锥齿轮键联接的

20、选择和计算键将轴端与联轴器连接起来，选用圆头平键，轴径d=60mm，查手册表13-29应选键的截面尺寸为，此段轴长为75mm,取键长L=50mm，有：，式中k=0.5h=5.5mm，l=L-b=50-18=32mm计算及说明又由教材表6-2查得许用应力>该。 键强度满足要求8.2中间轴与小齿轮键联接的选择和计算此处选用圆头平键，轴径d=70mm, 查手册表13-29应选键的截面尺寸为，此段轴长为85mm,键长取L=70mm，由教材式6-1有：，式中k=0.5h=6mm，l=L-b=85-20=65mm又由教材表6-2查得许用应力>，该键强度满足要求。8.3中间轴与大齿轮键联接的选择

21、和计算此处选用圆头平键，轴径d=70mm, 查手册表13-29应选键的截面尺寸为，此段轴长为80mm,键长取L=56mm，由教材式6-1有：，式中k=0.5h=4.5mm，l=L-b=56-14=42mm又由教材表6-2查得许用应力>，该键强度满足要求。（4） 低速轴与齿轮键联接的选择和计算此处选用圆头平键，轴径d=80mm，查手册表4-1应选计算及说明键的截面尺寸为，此段轴长为103mm,取键长L=90mm，由教材式6-1有：，式中k=0.5h=7mm，l=L-b=90-22=68mm又由教材表6-2查得许用应力>该键强度满足要求。9.联轴器的选用及键联接的选择和计算（1）考虑到

22、工作条件，低速轴采用非弹性联轴器较好。由教材表14-1取，则，查手册表14-4可知，选用WHIO型滑块联轴器合适，其公称转矩为>。半联轴器轴孔直径为75mm，轴孔长度为132mm，与轴配合长度为105mm，标记为。（2）键联接的选择和计算键将轴端与联轴器连接起来，选用圆头平键，轴径d=75mm，查手册表13-29应选键的截面尺寸为，此段轴长为132mm,取键长L=125mm，由教材式6-1有：，式中k=0.5h=7mm，l=L-b=125-22=103mm计算及说明又由教材表6-2查得许用应力>，该键强度满足要求结果小齿轮硬度HBS=230250大齿轮硬度HBS=190210K=1

23、.5结果 m=1090mm30mmR=224mm结果 1.5575 0.981.072小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS结果=38mm结果V=3.73m/sb=100mm=5.75mmh=12.9mm=1K=1.384=140mmm=5.83mm结果K=1.512 结果m4.11=24，48216 结果高速轴中间轴低速轴结果7317A结果7312A结果6015C结果=5615.4N=1917.76N=706.74N=15598.3N=5677.3N=8832.39N=1150.51N=3333.76N=-425.78N结果=1123080 NmmT结果=1528633.

24、4Nmm=5563755.4 NmmM=5769930 Nmm=148.5.5mm=65.5mm结果=8092.2N=-2776.8N=607.92N=2525.68NT=573000 Nmm结果 Nmm NmmM=1205077.89 Nmm结果=10442.3N=5156N结果=3800.32N=1876.98NT=1123080 Nmm=-929364.7Nmm=338228.48NmmM=988998 Nmm=38.86MPa结果 C=125KN 结果 2年结果 年结果4年结果结果结果10. 减速器附件的选择及说明螺栓直径为d3=8mm,盖厚e=1.2d3=9.6mm,螺孔直径为8+1

25、=9mm，套杯内内厚s=10mm,壁厚e=10mm,外缘后s=10mm, 分布圆直径D0=2.5 d3+2s+D=130mm，D6=D-3=77mm,D5=D-3d3=106mm,D4=D-10=70mm,D2=D0+2.5 d3=150mm.2、中间轴端盖螺栓直径为d3=8mm,盖厚e=1.2d3=9.6mm,螺孔直径为8+1=9mm， D0=2.5d3+D=110mmD6=D-3=77mm,D4=D-10=70mm,D2=D0+2.5 d3=130mm.，D6=D-3=69mm,D5=D-3d3=63mm,D4=D-10=100mm。.3、低速轴端盖螺栓直径为d3=8mm,盖厚e=1.2d

26、3=9.6mm,螺孔直径为8+1=9mm， D0=2.5d3+D=105mmD6=D-3=82mm,D5=D-3d3=61mm,D4=D-10=75mm,D2=D0+2.5 d3=125mm。由机械设计课程设计选定通气帽，A型压配式圆形油标A20（GB1160.1-89），外六角油塞及封油垫,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环结构参数：d=b=24mm,b=(1.8-2.5)1=24mmR=d=24mm,e=(0.8-1)d=24mm.吊钩结构参数：K=+=32mm,H=0.8K=25.6mm,h=0.5,H=12.8mm,r=K/6=5.3mmb=(1.8-2.5)=30mm视孔盖的结构参数：=140mm, =125mm,b1=120mm,b2=105mm,d=7mm,孔数为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。由机械设计课程设计查得选用N220中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。由于大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作