机械设计说明书一级锥齿轮

1、第一章设计任务书1.1设计题目传动方案锥齿轮减速器开式齿轮带式运输机的工作原理已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境 最高温度35度；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4） 动力来源：电力，三相流，电压 380、220V；5） 运输带速度允许误差：5%6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计数据运动带工作拉力：2200N ；运输带工作速度：1.15m/s ；卷筒直径： 240mm ；设计内容1）按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置；2）完成减速器装配图 1 张；3）零件工作图 1 张4）

2、编写设计计算说明书一份。第二章 传动装置总体设计方案2.1 传动方案传动方案已给定，后置外传动为开式圆柱齿轮传动，减速器为一级圆锥齿轮减速器。第三章 选择电动机3.1 电动机类型的选择根据用途选用 Y 系列三相异步电动机。3.2 确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：n仁0.99滚动轴承的效率：n 2=0.98锥齿轮的效率： n 3=0.97 开式圆柱齿轮的效率： n o=0.96 滚动皮带的效率： n w=0.97=0.97 0.96 =0.8173.3选择电动机容量工作机所需功率为电动机所需额定功率工作转速:经查表按推荐的合理传动比范围，选定电机型号为：Y112M-4的三相异步电动机，额

3、定功率Pen=4kW，满载转速为 nm=1440r/min，同步转速为 nt=1500r/min。电动机型号同步转速/(r/mi n)额定功率/kW满载转速/(r/mi n)Y112M-41500414403.4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和工作机主动轴转速，可以计算出传动装置总传动比为:(2) 分配传动装置传动比取开式圆柱齿轮传动比：ic=4减速器传动比为第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数4.2高速轴的参数4.3低速轴的参数4.4轴山的参数4.5工作机的参数各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速 n/(r/min)功率P/

4、kW转矩 T/(N?mm)电机轴14403.120559.03高速轴14403.0720360.07低速轴366.412.9276106轴川366.412.8373760.27工作机91.62.53263771.83第五章开式圆柱齿轮传动设计计算5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为a =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20Cr （渗碳淬火），齿面硬度为5862HRC大齿轮20Cr （渗碳淬火），齿面硬度为5862HRC4. 选小齿轮齿数=20，则大齿轮齿数=X i=20X 4=81。5.2按齿根弯曲疲劳强度设

5、计1由式（10-7 ）试算模数，即（1）确定公式中的各参数值。a. 试选 KFt=1.3b. 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y&c. 计算 YFaX YSa/ r F由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数 S=1.25,由式（10-14）得两者取较大值，所以(2) 试算齿轮模数2. 调整齿轮模数(1)计算实际载荷系数前的数据准备a. 圆周速度vb. 齿宽bc. 齿高h及齿宽比b/h(2) 计算实际载荷系数根据v=0.612m/s，7级精度，由图10-8

6、查得动载系数 Kv=1.062查表10-3得齿间载荷分配系数=1.1=1.171。由表10-4用插值法查得 KH3 =2.045，结合b/h=7.112查图10-13，得则载荷系数为(3) 由式(10-13),按实际载荷系数算得的齿轮模数取 m=3mm(4) 计算分度圆直径5.3确定传动尺寸1计算中心距 ，圆整为2计算小、大齿轮的分度圆直径3计算齿宽取 B仁55mmB2=50mm5.4校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为T、$ d和di同前a. 根据v=1.15m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数 Kv=1.022b. 齿轮的圆周力。查表10-3得齿间载荷分配系数 KHa =1.3

7、由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时，得齿向载荷分布系数KH3 =2.046由此，得到实际载荷系数c. 由图查取区域系数 ZH=2.49d. 查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPae. 由式计算接触疲劳强度用重合度系数Z f. 计算接触疲劳许用应力d H由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:计算应力循环次数由图查取接触疲劳系数：取失效概率为1%,安全系数S=1，得接触疲劳许用应力(2)齿轮的圆周速度选用7级精度是合适的5.5计算齿轮传动其它几何尺寸(1) 计算齿顶高、齿根高和全齿高(2) 计算小、大齿轮的齿顶圆直径(3) 计算小、大齿轮的齿根圆直径注:5.6

8、齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn33法面压力角a n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角3左 0 00右 0 00齿数z2081齿顶咼ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d60243齿顶圆直径da66249齿根圆直径df52.5235.5齿宽B5550中心距a152152第六章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a =20 ，选用7级精度。2材料选择：小齿轮40Cr （调质），硬度为280HBS,大齿轮45 （调质），硬度为240HBS3. 选小齿轮齿数=

9、24,则大齿轮齿数=X i=24X 3.93=95。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（1）确定公式中的各参数值a. 试选 KHt=1.3b. 计算小齿轮传递的扭矩c. 查表选取齿宽系数=0.3d. 由图10-20查得区域系数 ZH=2.5e. 由表10-5查得材料的弹性影响系数=189.8f. 计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为由式（10-15）计算应力循环次数：由图10-23查取接触疲劳系数取失效概率为1%,安全系数S=1，得中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即(2) 试算小齿轮分度圆直径2计算圆周速

10、度v3.计算当量齿宽系数 $ d4计算载荷系数查表得使用系数=1查图得动载系数=1.106取齿间载荷分配系数：=1查表得齿向载荷分布系数：=1.313实际载荷系数为5. 按实际载荷系数算得的分度圆直径6. 计算模数取标准模数m=2.5mm。6.3确定传动尺寸1.实际传动比大端分度圆直径2. 计算分锥角3. 齿宽中点分度圆直径4. 锥顶距为5. 齿宽为取 b=37mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度(1) K、b、m 和 $ R 同前(2) 圆周力为齿形系数YFa和应力修正系数 YSa当量齿数为:小齿轮当量齿数大齿轮当量齿数查表得：(3) 圆周速度宽高比b/h根据v=4.52m/s , 7级精度，由图

11、10-8查得动载系数 Kv=1.086查表10-3得齿间载荷分配系数KFa =1.1由表 10-4 用插值法查得 KH3 =1.346，结合 b/h=37/5.5=6.578 查图 10-13,得 KF3 =1.066。则载荷系数为由图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、由图10-22查取弯曲疲劳系数取弯曲疲劳安全系数S=1.25,由式(10-14)得齿根弯曲疲劳强度校核13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(2) 分锥角(由前

12、面计算)(2)计算齿顶圆直径(3) 计算齿根圆直径(4) 计算齿顶角0 a1= 0 a2=atan(ha/R)=1 109(5) 计算齿根角0 f1= 0 f2=atan(hf/R)=1 2411(6) 计算齿顶锥角S a1= S 1+ 0 a1=15 2050S a2= S 2+ 0 a2=76 5928S f1=弐lf1=12 4629S f2= Sl 22=74 2576.6齿轮参数和几何尺寸总结代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数mm2.52.5齿顶咼系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.20.2齿数z2495齿顶咼hamx ha*2.52.5齿根高hfmx (ha*+c*)33分度圆直径

13、dd60237.5齿顶圆直径dad+2x ha64.85238.72齿根圆直径dfd-2 x hf54.18236.03分锥角S141041754918齿顶角l aata n(ha/R)11091109齿根角l fata n( hf/R)1241112411第七章轴的设计7.1高速轴设计计算（1）确定的运动学和动力学参数转速 n=1440r/min ;功率 P=3.07kW;轴所传递的转矩 T=20360.07N?mm（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r =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

14、受到的扭矩较小，故取A0=112。由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大 5%查表可知标准轴孔直径为20mm 故取 dmin=20（4）轴的结构设计15a. 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 联轴器，选用普通平键， A型，bx h=6X 6mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm ;定位轴肩直径 为23mm ;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2_p 4,L5 4=6-(1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的

15、轴直径 d12与联轴器孔径相适应， 故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca = KAX T,查表，考虑平稳，故取KA = 1.3,贝U :按照联轴器转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T4323-2002或设计手册， 选用LX2型联轴器。半联轴器的孔径为20mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为52mm。选用普通平键， A 型键，bx h = 6 x 6mm(GB T 1096-2003)，键长 L=40mm。(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 = 23 mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30205，其

16、尺寸为d X DX T = 25X 52 X 16.25mm，故 d34 = d78 = 25 mm，贝V 134 = 178 = T= 16.25 mm。由手册上查得30205型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 30 mm。(3) 由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以 156 = 37 mm , d56 = 64.85 mm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16面与联轴器端面有一定距离K=24,则（5）取小齿轮距箱体内壁之距离 1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差

17、，在确定滚动轴承位第1段:d仁20mm ,第2 段:d2=23mm第3 段:d3=25mm第4 段:d4=30mm第5 段:d5=25mm第6 段:d6=20mm1轴的受力分析（与轴承内径配合），L5=15mmL1=52mm（轴肩），L2=50mm（轴肩），L4=60mm（与轴承内径配合），L3=16.25mm置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 5 mm，则轴段123456直径202325302520长度525016.25601551.56轴段123456直径202325302520长度525016.25601551.56（与主动锥齿轮内孔配合），L6=51.56mm2轴的受力分析（6）弯曲-

18、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（di为齿轮1的分度圆直径） 小锥齿轮所受的圆周力小锥齿轮所受的径向力小锥齿轮所受的轴向力第一段轴中点到轴承中点距离l1=84.12mm，轴承中点到齿轮中点距离I2=75mm，齿轮17中点到轴承中点距离 l3=40.56mm轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力, 其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。 通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关a.计算作用在轴上的支座反力轴承A在

19、水平面内的支反力轴承B在水平面内的支反力轴承A在垂直面内的支反力轴承B在垂直面内的支反力轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为:b.绘制水平面弯矩图截面A在水平面内弯矩截面B在水平面内弯矩截面C在水平面内弯矩截面D在水平面内弯矩c. 绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩截面B在垂直面内弯矩截面C在垂直面内弯矩截面D在垂直面内弯矩 d绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩截面B处合成弯矩截面C处合成弯矩 截面D处合成弯矩 e绘制扭矩图f.计算当量弯矩图截面A处当量弯矩截面B处当量弯矩 截面C处当量弯矩 截面C处当量弯矩图7-2高速轴受力及弯矩图2021RAHRBHBV扭矩图#3校核轴的强度因B弯矩大

20、，且作用有转矩，故B为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为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a =0.6,则当量应力为查表得45（调质）处理，抗拉强度极限d B=650MPa,则轴的许用弯曲应力r -1b=60MPa , d ca d -1b，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算（1）确定的运动学和动力学参数转速 n=366.41r/min ;功率 P=2.92kW;轴所传递的转矩 T=76106N?mm（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d =60MPa

21、（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大 7%查表可知标准轴孔直径为 25mm故取dmin=25（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a. 轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，bx h=8x 7mm（GB/T 1096-2003），长L=50mm；定位轴肩直径为31mm ;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. 确定各轴段的长度和直径。图7-3低速轴示意图I 尼

22、Lb L Lc第1 段:d仁25mm , L仁62mm第2 段:d2=31mm （轴肩），L2=50mm （轴肩突出轴承端盖 20mm左右）第3 段:d3=35mm （与轴承内径配合），L3=35.25mm （轴承宽度）第4 段:d4=40mm （轴肩），L4=46mm （根据齿轮宽度确定）第5段：d5=45mm （与大锥齿轮内孔配合），L5=101.48mm （比配合的齿轮长度略短, 以保证齿轮轴向定位可靠）第6段：d6=35mm （与轴承内径配合），L6=18.25mm （由轴承宽度和大锥齿轮端面与箱 体内壁距离确定）轴段123456直径253135404535长度625035.25461

23、01.4818.251.轴的受力分析（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如图所示为低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大锥齿轮所受的圆周力大锥齿轮所受的径向力大锥齿轮所受的轴向力c. 计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮中点距离 l1=60.5mm，齿轮中点到轴承中点距离I2=123.5mm，轴承中点到第一段轴中点距离l3=107.8mm轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH轴承A和轴承B在垂直面上的支反力 RAV和RBV轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：a.计算弯矩在水平面上，轴截面 A处所受弯矩:在水平面上，轴截面 B处所受弯矩:2

24、5在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩:在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩:在水平面上，轴截面D处所受弯矩:在垂直面上，轴截面A处所受弯矩:在垂直面上，轴截面B处所受弯矩:26#在垂直面上，齿轮 2所在轴截面C处所受弯矩:在垂直面上，轴截面 D处所受弯矩:b绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：截面B处合成弯矩：截面C左侧合成弯矩：左左左截面C右侧合成弯矩：右右右截面D处合成弯矩：c绘制扭矩图d绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：截面B处当量弯矩:截面C左侧当量弯矩：左左截面C右侧当量弯矩：右右截面D处当量弯矩：图7-4低速轴受力及弯矩图27II平面殍矩图平而弯炬图合成弯矩图当吊:疔矩图受力图扭矩国292

25、校核轴的强度因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为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a =0.6,则当量应力为查表得45(调质)处理，抗拉强度极限d B=650MPa,则轴的许用弯曲应力r -1b=60MPa , d cae, Pr=0.4 x Fr+YX Fa轴承基本额定动载荷Cr=32.2kN,额定静载荷 C0r=37kN，轴承采用正装。要求寿命为 Lh=19200h。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:查表得系数Y=1.6由前面计算可知轴向力Fae=71N

26、查表得 X1=0.4, Y1=1.6, 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：取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式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轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020735721754.2根据前面的计算，选用30207轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当 Fa/Frw e 时，Pr=Fr;当 Fa/Fre, Pr=0.4 x Fr+YX Fa轴承基本额定动载荷 Cr=54.2kN,额定静载荷 C0r=6

27、3.5kN，轴承采用正装。要求寿命为 Lh=19200h。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：查表得系数丫=1.6由前面计算可知轴向力 Fae=266N查表得 X1=0.4, Y1=1.6, 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：取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章键联接设计计算9.1高速轴与联轴器键连接校核选用 A 型键，查表得 b x h=6mm x 6mm (GB/T 1096-2003)，键长 40mm。键的工作长度l=L-b=34mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤

28、压应力d p=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.2高速轴与小锥齿轮键连接校核选用 A 型键，查表得 b x h=6mm x 6mm (GB/T 1096-2003)，键长 28mm。键的工作长度l=L-b=22mm小锥齿轮材料为 40Cr,可求得键连接的许用挤压应力d p=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.3低速轴与大锥齿轮键连接校核选用 A 型键，查表得 b x h=12mm x 8mm ( GB/T 1096-2003)，键长 32mm。键的工作长度l=L-b=20mm大锥齿轮材料为45,可求得键连接的许用挤压应力d p=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.4低速轴与联轴器

29、键连接校核选用 A 型键，查表得 b x h=8mm x 7mm (GB/T 1096-2003)，键长 50mm。 键的工作长度l=L-b=42mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力d p=120MPa。键连接工作面的挤压应力第十章联轴器的选择10.1高速轴上联轴器(1) 计算载荷由表查得载荷系数 K=1.3计算转矩 Tc=KX T=26.47N?m选择联轴器的型号(2) 选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX2弹性柱销联轴器?m，许用转速n=6300r/min , Y型轴孔，主动端孔直径 动端孔直径 d=20mm，轴孔长度 L仁52mm。Tc=26.47N?mT n=56

30、0N?m n=1440r/m i*n =6300r/min10.2低速轴上联轴器(1)计算载荷由表查得载荷系数 K=1.3计算转矩 Tc=KX T=98.94N?m选择联轴器的型号(2)选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX2弹性柱销联轴器?m，许用转速n=6300r/min , Y型轴孔，主动端孔直径 动端孔直径d=28mm，轴孔长度L仁62mm。(GB/T4323-2002 )，公称转矩 Tn=560N d=28mm，轴孔长度 L仁62mm。从(GB/T4323-2002 )，公称转矩 Tn=560N d=25mm，轴孔长度 L仁62mm。从Tc=98.94N?mT n=560N?m n=366.41r/m i*n =6300r/min第十一章 减速器的密封与润滑11.1 减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作， 在构成箱体的各零件 间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。 对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封， 则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。 本设计中由于密封界面的 相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V 3m/s ，输出轴与轴承盖间也为 V88mm箱盖壁厚S 10.0085(dI+d2)+