锥圆柱齿轮zz二级减速器说明书机械设计课程设计分析

1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目：带式输送机传动装置学院（系）：机械工程学院年级专业：矿电 11-3学号： 1107250312学生姓名：刘龙涛指导教师：王春华教师职称：教授目录一电动机选择计算11原始数据12电动机型号选择1二总传动比确定及各级传动比分配2三运动和动力参数的计算2四传动零件的设计计算31圆锥齿轮的选择计算32斜齿轮传动选择计算6五轴的设计和计算111.初步计算轴径112轴的结构设计113轴的弯扭合成强度计算12六滚动轴承的选择计算15七键连接的选择及校核17八减速器附件的选择18九润滑和密封说明191润滑说明192密封说明19十拆装和调整的说明19十一减速箱体的附加说明20

2、十二三维图设计20十三设计小结21十四参考资料22燕山大学课程设计说明书一电动机选择计算1 原始数据运输链牵引力F=1734N运输链工作速度V=1.34m/s滚筒直径D=0.26m2 电动机型号选择运输链所需功率，取Pw =FV= 17341.34 =2.42 kw1000 w10000.96取 =0.99（连轴器） , =0.98（轴承）, =0.97（斜齿轮） , =0.941234（圆锥） ,则4a=1× ( 2)×3×4=0.82电动机功率Pw =2.42Kwa=0.684Pd=Pw / a=2.42/0.82=2.95 KwPd=2.95Kw卷筒轮转速6

3、01000v6010001.34nD98.4 r / min260圆锥 -圆柱齿轮减速器推荐传动比为i a=1025故电动机转速可选范围d =ia× n=(1025) ×98.4=9842460 r / minn符合这一范围的同步转速为1000r/min 和 1500r/min ，综合考虑选电动机型号为 Y100L2-4 ，主要性能如下表：电动机额定功同步转满载转起动转矩最大转矩率速速额定转矩额定转矩型号（Kw ）（ r/min ） （ r/min ）Y100L3150014302.22.32-4n=98.4r/min电动机型号Y100L2-4nd =1500r/minnm

4、=1430r/min共23页，第 1页燕山大学课程设计说明书二总传动比确定及各级传动比分配总传动比为nm1430ia=14.53ia14.53n98.4圆锥齿轮传动比i 1=（ 0.250.4） ia=3.66.5.85i1=3取 i 1 3，则圆锥齿轮传动比i =31ia14.53i2=4.84i24.84i13三运动和动力参数的计算设输入为1 轴，圆锥为2 轴，齿轮轴为3 轴 ,卷筒轴为4 轴。1.各轴转速：n1=n m / i 1=940/ 1=1430r / minn2=n m / i 2= 1430/3= 476.67 r / minn3=n m / i 3= 476.67/4.84

5、= 98.4r / min2.各轴输入功率：P1=Pd×01=2.95 ×0.99=2.92kw×=2.92 ×0.98 ×0.94=2.69kwP2=P1 02P3=P2×34=2.69 ×0.98 ×0.97=2.56kw×=2.56 ×0.98 ×0.99=2.48kwP4=P3 453.各轴输入转距：T d=9550 ×Pd/nm=9550 ×2.95/1430=19.70N · mT 1=T d×01=19.7 ×0.99=1

6、9.50 N · mT 2=T 1×i1×12=19.5 ×3×0.98 ×0.94=53.89 N ·m×T 3=T 2×i234=53.89 ×4.84 ×0.98 ×0.97=247.94 N · mT 4=T 3×i3×45=247.94 ×0.98 ×0.99=240.55 N ·mn1 =1430r/minn2 =476.67r/minn3 =98.4r/ minP1=2.92kwP2= 2.69kwP3

7、= 2.56kwP4= 2.48kwTd =19.70N ·mT1 =19.5 N·mT253.89N mT3247.94 N mT4240.55N m共23页，第 2页燕山大学课程设计说明书运动和动力参数计算结果整理于下表：轴号功率 P转矩转速 n传动比效率 （ Kw ）T(N · m)（ r/min)i电机轴2.9519.7014301.000.99轴2.9219.50143030.92轴2.6953.89476.674.840.95轴2.56247.9498.4卷筒轴2.48240.5598.41.000.97四传动零件的设计计算1 圆锥齿轮的选择计算圆锥齿

8、轮计(1).选择圆锥的传动类型算公式和有关数据皆引因为直齿最常用，所以选取直齿圆锥齿轮传动自机械设(2).选择材料、精度等级和圆锥齿轮齿数计第 91 页93 页材料：圆锥小齿轮 ：45 钢，调质处理， 齿面硬度 HB=240HBS ；圆锥大齿轮： 45 钢，正火处理。齿面硬度圆锥大齿轮HB=190HBS材料用 45精度等级：初选取8 级钢、正火，小圆锥小齿轮齿数：齿轮调质一般小锥齿轮齿数Z1=1725z1=21（由 i=3 取）z1=21则 z2 =iz1=63 ，z2=63共23页，第 3页燕山大学课程设计说明书(3).按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式圆锥齿轮传动的设计准则,先按齿面接触疲

9、劳强度进行设计 ,再校核齿根弯曲疲劳强度。计算公式24KT1ZE ZHd123R1 0.5RH齿宽系数：R =0.3确定载荷： K=K A · K v· K a·K 轻微震动KA =1.25齿间载荷分配系数K a =1载荷平稳K =1.13预估 v2=4m/s，取 K v=1.17则 K=1.25×1.17 ×1×1.13=1.65作用在圆锥上的转距T 2 =19.50· mm查表得Z E=189.8MPaZH =2.5查表得H=450MPa应 力 循环次数：N160n1l1 60 1430 300 42 81.65 109

10、iN260n2l hN1 / i 5.49108则H 1H lim1 K HN 1550MPaH 2H lim2K HN 2 450MPa计算d1d1mZ132163mmd2mZ23 63189mmKA =1.25Ka=1K =1.13Kv=1.17K=1.65T219.50NmZE=189.8MPaH=450MPaN1=1.65 ×109N1=5.49 ×108m=3d1 =60.37mm共23页，第 4页燕山大学课程设计说明书(4).圆锥齿轮的主要参数及几何尺寸R=99.612mm锥距mZ1Z12z1=21R199.612mmz2=632Z2锥角arctanZ1 / Z

11、2'''1arctan21/ 63 18 266'''90'''118 2662171 3354'''271 3354计算大端分度圆直径d1mZ132163mmd2mZ2363189mm确定齿宽bRR0.399.61229.88mm圆整b=30mm 。校核锥齿轮平均分度圆处的圆周速度vdm1 10.5 R d11 0.5 0.3 60.37 51.31mmnd3.14 1430 51.311m13.84m/ s 4m/ svm60 1000601000vm5%vm符合要求(5).校核锥齿轮齿根弯曲疲

12、劳强度F4KT1YFaYsa F 2R1 0.5RZ12m32 1d1 =63mm d2 =189mmb=30mmF 1YFa 2YSa2F 2F 2YFa 1YSa1共23页，第 5页8 级精度。燕山大学课程设计说明书当量齿数Z1Z2zv1=2.14ZV 122.14ZV 2199.22cos 1cos 2zv2=199.22齿形系数YFa 12.68YFa 2 2.07应力修正系数YSa11.56YSa21.79弯曲疲劳极限应力及寿命系数F1 =420MPaF lim1 =450MPaF lim1 =450MPaF2 =58.01MPa计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数 S=1

13、F1K FN 1F lim1F1K FN 1F lim165.46MPa58.01MPaFF 2420MPa390MPa圆锥齿轮设计合理符合要求2 斜齿轮传动选择计算(1).选精度等级、材料及齿数运输机一般工作机器，速度不高，故选用材料选择。 选择小齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 190HBS 。选小齿轮齿数z1=21 ，大齿轮齿z2=102齿轮计算公式和有关数据皆引自机械设计第240HBS ， 75 页 100 页z1=21z2=102选取螺旋角。初选螺旋角=16 。=16 齿宽系数 取 d 1d1共23页，第 6页燕山大学课程设计说明书(2).按齿

14、面接触疲劳强度设计1) 确定小齿轮分度圆直径22 KTu 1ZHZEZ Zd13udH确定公式内各计算数值a.使用系数查表取K A =1.25b.动载系数预估 v=4m/s，则 vZ1 /100=0.84m/s查图取K V =1.07c.齿间载荷分配系数端面重合度111.88 3.2cos1.63z1z2轴向重合度b sind Z1 tan1.92mn总重合度3.55查图取K1.44d.齿向载荷分布系数查图取K =1.44则 K=K A · K V· K · K =2.10e.材料的弹性影响系数查表得ZE =189.8f. 齿向区域系数查图取ZH=2.41g.重合

15、度系数Z1/1/1.63 0.78h.螺旋角系数Zcos0.98则ZH ZE Z Z189.82.410.780.98349.65KA =1.25KV =1.073.55K1.44K =1.09K=2.10ZE=189.8ZH =2.41Z =0.78Z0.98共23页，第 7页燕山大学课程设计说明书i.接触疲劳强度极限查图取 Hlim1 =550MPaHlim1550MPa Hlim2 =450MPaHlim2450MPaj.应力循环次数N60n jL60476.6714 3002 8N15.49108h5.49 10811N1N1i1.13108N21.13108查表得接触疲劳寿命系数 K

16、 HN1 = K HN2 =1K HN1K HN21k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1( 失效概率为1%)SH =1则K HN 1 H lim1550MPaH1550MPaH 1SHKHN2H lim2450MPaH2 450MPaH 2SH故minH 1，H 2450MPa450MPa计算a. 试算小齿轮分度圆直径 d13 2 2.10 53.89 1034.84 1349.652d1=54.83d14.8445054.83mm1b.校核圆周速度v 1.37m/s4m/svd1 n21.35m / s4m / s601000c.修正载荷系数vz1/100=0.042m/s取 K V

17、 =1.01，则K 'KV'K1.022.10KV =1.202.00KV1.07K=2.00共23页，第 8页燕山大学课程设计说明书d.校正分度圆直径d'd 3 K '54.83 3 2.0053.95mm1K2.102) 确定主要参数计算法向模数mnd1 ' cos/ z12.47查表取标准值mn=2.5mm计算中心距mn Z1Z2a159.95mm2cos圆整取a=160mm修正螺旋角mn Z1Z2oarccos16 4'1"因为：16o 4'1"16故设计合理，不需再做修正计算分度圆直径mn Z1d154.63

18、mmcosmn Z2d2265.37 mmcos计算齿宽bdd154.63mm则取 b1=56mm ， b2=60mm3) 校核齿根弯曲疲劳强度d1 =53.95mmmn=2.5mma=160mm16o4'1"o164'1" 16d1 =54.63mmd2 =265.37mmb1 =56mm共23页，第 9页燕山大学课程设计说明书2KT1YFa 1YSa1Y Yb2 =60mmF1F1bd1mnF 22KT1YFa 2YSa2Y YF 2bd1mn计算重合度系数Y0.750.750.250.250.71.63计算螺旋角系数Y =0.7Y11 1.5616.2

19、6o0.866120o120o计算当量齿数zV 1z12121.85cos3cos316.07zV 2z2102106.15cos3cos316.07查取齿形系数Y Fa1=2.73，Y Fa2=2.14查取应力集中系数Y Sa1=1.56，Y Sa2=1.82计算弯曲疲劳许用应力 F =K FN · Flim /SHa.弯曲疲劳极限应力 Flim1 =420MPa ， Flim2 =390MPab.查取寿命系数K FN1 =K FN2=1c.安全系数SH =1 (取失效概率为 1%)则 F1 =1× 420/1=420MPa F2 =1×390/1=390MPa

20、计算弯曲应力22.0053.891031.560.70.86616054.632.732.567.91MPaF 1Y=0.866zV1=21.85zV2=106.15YFa1=2.73YFa2=2.14YSa1=1.56YSa2=1.82Flim2390MPaFlim1420MPaKFN1 =K FN2 =1SH =1 F1 420MPa F2 390MPa共23页，第 10页燕山大学课程设计说明书2.14?1.822F162.1MPaF 22.73?1.56故设计合理。五轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的45 钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按

21、纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：dC3 P / n考虑到各轴均有弯矩，取C=118，初算各轴头直径d1C3P111832.9214.97mmn11430d2C3P21182.6921.00mmn23476.67d3C3P311832.5634.96mmn398.4 1=50MPa 2=45MPa斜齿轮的设计合理轴的计算公式和有关数据皆引自机械设计第137 页 第153 页轴的材料选用常用的 45钢考虑到 1 轴要与电动机联接，初算直径d1 必须与电动机轴和联轴器空相匹配及d3 必须和联轴器空相匹配，所以初定d1=24mm,d3=32mm, 取 d2 =38mmd1 =24mm

22、d3 =32mm2 轴的结构设计轴（蜗杆）的初步设计如下图：d2 =28mm共 23页，第 11页燕山大学课程设计说明书装配方案是：先于组装左端轴承与套杯组合，再装入套筒，然后组装右端轴承，用弹簧挡圈锁紧，再将套杯装入下箱体；轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（68） mm，否则可取（46）mm。轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L ，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L= （ 13）mm。轴上的键槽在

23、靠近轴的端面处的距离取（ 13） mm，靠近轴肩处的距离应大于等于 5mm。轴的初步设计如下图：装配方案是：左端，左端轴承、套筒、圆锥大齿轮；右端，右端轴承尺寸设计准则同轴。轴的初步设计如下图：装配方案：左端，左端轴承；右端，右端，右端轴承、轴套、大圆柱斜齿轮进行安装。尺寸设计准则同轴。3 轴的弯扭合成强度计算由轴装轴承处轴的直径d=40mm ，查机械设计课程设计指共23页，第 12页燕山大学课程设计说明书导手册得到应该使用的轴承型号为7208C， D=80mm ， B=18mmd=40mmD=80mmB=18m（ 1）计算大齿轮受力：转矩 T 1=407.89N ·m共23页，第

24、13页燕山大学课程设计说明书2T12479402Ft 1265.371869Nd1tan ntan20Fr 1Ft1 cos1869cos16 4'1"708NFa1Ft1 tan1869tan16 4'1"538N由此画出大齿轮轴受力图，见b 图（ 2） 计算轴承反力（ c、e 图）水平面708111538265.37R1 '162244N70851538265.37R2 '1622664N垂直R1 "162R2186951588N"162（3）画出水平弯矩M xy 图 (图 d)，垂直面弯矩M

25、 xz 图 (图 f)和合成弯矩 MM xy2M xz2 图（图 g）。（4）画出轴的转矩T 图（图 h）， T=247940 · mm（5）初步分析 三个截面有较大的应力和应力集中。现对面将进行安全系数校核。（ 6）轴材料选用 45 钢调质， b=650MPa ， s=360MPa，查表得疲劳极限： -1 =0.45 b=0.45× 650=293MPa ， 0 =0.81 b=0.81 ×650=527MPa -1 =0.26 b=0.26× 650=169MPa 0 =0.5 b=0.5× 650=325MPa由式(21 0)/ 0，(2

26、 10)/ 0得229352721693255260.11 ，0.04325Ft1=1869NFr1 =708Fa1=538NR1=44NR2=664NR1”=1281NR2”=588NT=247940N· mm -1=293MPa 0=527MPa -1=169MPa 0=325MPa0.110.04共23页，第 14页燕山大学课程设计说明书（7）求截面的应力M198434N mmM 19843412.4Pa,m0a0.1 433WT34794015.6 MPaW 0.2433am7.8MPa2（8）求截面的有效应力集中系数因在此面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=1mm ，其应力集

27、中可由表查得 D/d=58/52=1.12 ， r/d=1/52=0.02 。由 b=650MPa 查得 k =2.64, k =1.98。（9）求表面状态系数 及尺寸系数 、 查表得 =0.92 ， =0.84、 =0.78 。（10）求安全系数设为无限寿命， kN =1SkN112936.92k2.6412.4am0.920.84SkN111697.74k1.98am0.047.80.920.78则综合安全系数为SS S6.927.745.1S 1.5S2S26.9227.742故轴安全。六滚动轴承的选择计算由于传动装置采用圆锥圆柱 斜齿轮传动， 存在一定的轴向力，故选用角接触轴承。现计算

28、轴上的一对轴承的寿命。轴承型号为7208C,d=40mm,D=90mm ， B=18mm, 基本额定动载荷Cr=35200N,基 本 额 定 静 载 荷Cor=24500N, 采 用 油 润 滑nlim=10000r/min 。M 1=98434N· mm =13.4Pa m=0 =15.6MPa a=7.8MPak =2.64k =1.98 =0.92 =0.84 =0.78S 6.92S 7.74S5.1轴设计合理轴承的计算公式和有关数据皆引自机械设计共23页，第 15页燕山大学课程设计说明书1. 计算内部轴向力受力如图 i查表得S=0.4Fr（ =15 o， e=0.4）Fr

29、1R1 '2R1 "244 2 128121282 NFr 2R2 '2R2"266425882887N则S1=0.4× 1282=513N S2=0.4× 887=355N2. 计算单个轴承的轴向载荷比较 S1+FA 与 S2 的大小S1+FA =513+538=1051N >S2由图示结构知，1 轴承“放松” ， 2 轴承“压紧” 。则Fa1=S1=513N， Fa2=S1+FA =1051N3. 计算当量载荷P=f P（ XF r+YF a） 查表取 f P=1.2第 159 页第173 页Fr1 =1282NFr2 =887

30、NS1 =513NS2 =355NFa1= 513NFa15130.4eFa2 =1051NFr 11282查表得 X 1=1， Y 1=0fP=1.2Fa21051X1=1， Y 1=0Fr 21.18e887查表得 X 2=0.41， Y 2=0.87则 P1=1.2 ×（ 1× 1282+0× 513） =2154NP2=1.2 ×（ 0.44× 887+1.48×1051 ） =2335N4. 计算寿命取 P1、 P2 中的较大值带入寿命计算公式因为是球轴承，取 =3，则X2=0.44Y2=1.48P1=2154NP2=233

31、5N106C1063Lh103520060nP60 98.4580257h 19200h23355. 静载荷验算Lh10 580257h共23页，第 16页燕山大学课程设计说明书查表得 X 0=0.5， Y 0=0.38，则P01= X 0Fr1+Y 0Fa1=0.5 × 1282+0.38 × 513=836N因 P01< F r1，故取 P01= Fr1 =1282N <<C 。P02= X 0Fr2+Y 0Fa2=0.5 × 887+0.38× 1051=843N <<C6. 极限速度验算P121540.061, P2

32、23350.066C35200C35200查图得 f 11=1， f12=1， tan 1=Fa1/Fr1=0.4， tan 2= F a2/F r2=1.18 查图得 f 21=0.995 ， f22=0.99 ，则f11f 21nlim =1× 0.995× 10000=9950r/min>nf12f22n lim =1× 0.99× 10000=99000r/min>n故选用 7208C 型向心球轴承符合要求。轴承选择合理七键连接的选择及校核1.键连接的选择轴左右两端键槽部分的轴径为24mm，所以选择普通圆头平键键 A8 ×

33、45 GB/T 1096-79轴左右两端键槽部分的轴径为 38mm，所以选择普通圆头平键键 A10 × 30 GB/T 1096-79轴右端键槽部分的轴径为 43mm，所以选择普通圆头平键键 A12 × 50 GB/T 1096-79左端键槽部分的轴径为32mm，所以选择普通圆头平键键 A10 × 50 GB/T 1096-79 2.键连接的校核轴上的键校核T= 1 hl 'dP4轴上的键校核1键选用材料8 45 24 100 216N m>19.70 N mQ255A4P80MPaT= 1 hl 'dP183038100228N m>

34、53.89 N m44符合要求共23页，第 17页燕山大学课程设计说明书轴上的键校核T右 = 1 hl ' dP4符合要求T左 = 1 hl ' dP4185043430344Nm>247.94Nm4185032100320Nm>247.94Nm4符合要求八减速器附件的选择1. 窥视孔盖 窥视孔盖的规格为 160× 120mm 。箱体上开窥视孔处设有凸台 4mm ，一边机械加工支撑盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板材料为 Q235A 钢，用六个 M6 螺栓紧固。2. 通气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱

35、体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。考虑到的工作环境，选用带金属滤网的通气器。3. 启盖螺钉 在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。4. 定位销 为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销的直径为 d=8mm ，长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以便于装卸。5. 吊环和吊钩 为了便于拆卸和搬运， 在箱盖上装有环首螺钉或铸出吊环、吊钩，并在箱座上铸出吊

36、钩。6. 油标尺 油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的杆式油标尺。7. 放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低处， 并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承共23页，第 18页燕山大学课程设计说明书面，并加封油圈以加强密封。九润滑和密封说明1 润滑说明斜齿圆柱大齿轮传动的圆周速度dn265 98.41.37m / sV6000060000大圆锥齿轮传动的圆周速度dn189 47

37、6.67V600004.72 m / s60000由于大圆锥齿轮的圆周速度大于4m/s，所以可以采用油雾润滑，为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离H 不应该小于3050mm，取 H 为 40mm，油深度为圆锥齿轮齿宽的一半，取h 为15mm。2 密封说明轴端透盖根据润滑方式和轴径选择J 型骨架式橡胶油封，检查减速器剖分面、各接触面及密封处，均不许漏油，剖分面涂以水玻璃。十拆装和调整的说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为3050mm 时，可取游隙为30 50m 。在安装齿轮或圆锥齿轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接

38、触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。共23页，第 19页燕山大学课程设计说明书十一减速箱体的附加说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。技术说明1.减速器箱体采用铸铁HT200 铸成，采用剖分式结构。2.在箱盖上装有起盖螺栓，以便于拆卸。3.在轴承座附