机械设计课程设计说明书圆锥—圆柱两级齿轮减速器

1、目录设计任务书3题目分析传动方案的拟定3电动机选择，传动系统运动学和动力学计算4传动零件的设计计算12轴的设计计算及校核16轴承的选择和计算16键联接的选择和校核21联轴器的选择和校核22箱体的设计22润滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算25设计小结28参考资料28一， 设计任务书1. 原始条件和数据：胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为5%。2. 输送带工作拉力：2200n，输送带速度：0.9m/s 卷筒直径：300mm.3. 方案4.传动方案的拟定和说明

2、 由题目所知传动机构类型为：圆锥圆柱两级齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：共三根轴，每根轴直径依次增大，利用圆锥圆柱齿轮进行传动，宽度尺寸较小，但锥齿轮加工比圆柱齿轮困难，一般置于高速级，以减小其直径和模数。设计内容计算及说明结果1.电动机的选择2.确定电动机功率3.电动机输出功率4.确定电动机转速选用y系列一般用途的三相异步电动机因载荷平稳，电动机额定功率 按表2-1各传动机构传动比范围，圆锥齿轮转动比， 圆柱齿轮传动比所以总传动比范围是一般传动比为总体传动比的可见电动机可选范围 设计内容计算及说明结果5.总转动比6.分配传动比7.计算传动装置的运动和动力参数8

3、.各轴输入功率选用 的y系列电动机yb2m-8,其满载转速 令 i轴： ii轴： iii轴： 工作轴 i轴：ii轴：设计内容计算及说明结果9.各轴输入转矩iii轴： 工作轴 ： i轴： ii轴：iii轴： 工作轴：电动机输出转矩：设计内容设计及说明结果1.直齿圆柱齿轮的设计3.齿面接触强度设计4.确定公式内各计算数值二，传动零件的设计计算1. 选定直齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮材料为40gr(调质)，硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240hbs，二者材料硬度相差40hbs。2. 选小齿轮齿数 ， 大齿轮齿数 1）选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩3）由表10-7取得齿宽系

4、数4）有表10-6查得材料的弹性影响系数设计内容计算及说明结果2.计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值5）有图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限 6）由式10-13计算应力循环次数， 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1% 安全系数s=1.由式10-12得 设计内容计算及说明结果2）计算圆周速度3）计算齿宽b4)计算齿宽与齿高之比5）计算载荷系数 模数 齿高 根据，8级精度，由图10-8查得动载系数直齿轮 由表10-2查得使用系数； 由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， 由，査

5、图10-13得 故载荷系数设计内容设计及说明结果6）按实际的载荷系数校所算得的分度圆直径，由式10-10a得7）计算模数m3.按齿根弯曲强度计算的设计公式为4.确定公式内的各计算数值5.计算弯曲疲劳许用应力1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数 ，由式10-12得；计算载荷系数 查取齿形系数 由表10-5查得 设计内容设计及说明结果6.设计计算7.几何尺寸计算查取应力校正系数由表10-5查得 计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模

6、数，由于齿轮模数主要取决于弯曲疲劳所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，即模数和齿数的乘积，可由弯曲强度算得的模数2.09并就近元稹为标准值m=2.5mm,按接触强度计算的分度圆直径。 算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触强度，又满足了齿根弯曲强度，并做到结构紧凑，避免浪费。1）计算分度圆直径 2）计算中心距 设计内容设计及说明结果8.按齿面接触强度设计3）计算齿轮宽度 取 二， 选第一级传动的直齿，锥齿轮的设计1.选轴夹角为90度的直齿圆锥齿轮，为8级精度，由表10-1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料

7、为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差40hbs。2.选小齿轮的齿数 大齿轮齿数 由设计计算公式 1) 试选载荷系数 2) 计算小齿轮传递的转矩 3）最常用的值，齿宽系数 4)由表10-6查得材料的弹性影响系数 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的齿面的接触疲劳强度极限为 6）由式10-13计算应力循环次数 设计内容设计及说明结果9.计算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 ，由式（10-12）得 1） 试验算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2） 计算齿宽 3） 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 4

8、） 计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数，直齿锥齿轮使用系数由表10-2查得5） 齿间载荷分配系数可按下试计算 6） 由表10-9中查得取轴承系数故载荷系数 设计内容设计及说明结果10.按齿根弯曲强度设计1)确定公式内的各计算数值7） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 8） 计算模数 弯曲强度的设计公式为由图10-20c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）由图10-18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 由式（10-12）得 4）计算载荷系数k 5)查取齿形系数 由表10-5查得： 6）查取应力

9、校正系数 由表10-5查取 设计内容设计及说明结果11.几何计算7)计算大，小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大9） 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强大计算的模数，由于齿轮模数m大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，反于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.26并就圆整为标准值按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 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。1） 计算分度圆直径3) 计算中心距 设计内容设计及说明结果1.

10、初步确定轴的最小直径2.轴的结构设计1.轴的校核。2） 计算齿轮齿宽取 三， 轴的设计计算及校核选取轴的材料为40，取1） 拟定轴上零件的装配方案 1）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-段的直径=24mm;半联轴器与轴配合的孔长度，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-段的长度应比略短一些，现取。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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=24mm,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，故；而。 右端轴径仅是为了装配方便，并不承受轴向力亦不对

11、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，一般可取直径差13mm，因此取。3）取安装齿轮处的轴段；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮縠的宽度为，为了是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮縠宽度，故取。2.轴承的校核3.轴的校核。4.轴的校核1.已知轴的弯矩和扭矩，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩）而轴径可能不足的截面，做弯矩合成强度校核计算，按第三强度理论，计算应力。2.通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环环变应力而由扭矩所产生的，扭转切应力，则常常不是对称循环应力，为了考虑两者循环应力特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为。当扭转切应力为静应力时，取；若扭转

12、切应力亦为对称循环变应力为脉动循环变应力时，取；若扭转切应力亦为对称循环变应力时，取。 对于直径为d的圆轴，弯曲应力为，扭转切应力,j将和代入式，则轴的弯扭合成强度条件为 选用安全。 如图附页c所示：2. 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 因为 所以轴承1被放松，轴承2被压紧 所以 4.求轴承当量载荷和 对轴承1， 对轴承2， 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取 4.验算轴承寿命因,所以按轴承1的受力大小来验算 弯矩，扭矩图如图附页a所示：选用45 如图附页b所示：合格设计内容计算及说明结果4.轴承的校核3.求轴承当量动载荷p1和p24

13、.第轴承的校核。5.求轴承当量动载荷p1和p2 如图附页d所示：2685n2153n2.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 c=32200n 假设 轴承1被压紧，2被放松 所以对轴承1，2 1) 因轴承运转中有中等冲击载荷 取 因为 所以按轴承1的受力大小验算 如图附页e所示：2) 求两轴承的计算轴向力和 对6208型轴承 因为轴承运转中有中等冲击载荷 取 1.选择键连接的类型和尺寸。2.校核键连接的强度3.第轴中的小圆柱齿轮上键的选择。4. .第轴中的大圆锥齿轮上键的选择。5. 第轴中的大圆柱齿轮上键的选择。6.校核第轴中的大圆柱齿轮上键的强度7. 校

14、核第轴中的最小段上键的强度1.类型选择，载荷计算，公称转矩。2.由表14-1，p352,查得转矩3.类型选择1.箱体的主要结构。名称箱体壁厚箱盖壁厚箱座，箱盖，箱底凸缘厚度地脚螺栓直径和数目轴承旁联接螺栓直径箱盖，箱座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径检查孔盖螺钉直径至箱外壁距离至凸缘边缘距离轴承旁联接螺栓具体轴承旁凸台半径轴承旁凸台高度箱外壁至轴承座端面距离箱盖，箱座肋厚大齿轮顶圆与箱内壁间距离齿轮端面与箱内壁距离因为 所以按轴承2的受力大小验算 故所选轴承满足寿命要求。四， 键连接的选择和校核 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键按第根轴上键的选择： 从表8-61中查得键的截面尺寸

15、为：宽度 高度，由轮縠宽度并参考的长度系列取键长 键，轴和轮縠的材料都是钢，由表6-2p108机械设计查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度，键与轮縠键槽的接触高度，所以 合适。 校核与上面相同，合适。 合适。 取 合适。 合适。五， 联轴器的选择和校核为了隔离震动与冲击 从中查得型弹性套柱销联轴器的许用转矩为，许用最大转速为，轴径为之间合用。六， 箱体的设计1. 箱体材料为ht150，采用剖分式箱体，箱体结构最原始的构思：上下箱作成具有一定壁厚，箱体内侧壁与小圆柱齿轮两端面有间距，与大圆柱齿顶圆有间距；下箱体内低壁与大齿轮顶圆的间距应不小于。2. 为适应轴承宽度和安放轴承盖，不是加大箱体

16、两侧壁厚而是采取在座孔周围箱壁外扩成具有一定宽度的轴承座，并在轴承座两旁设置凸台结构，是联接螺栓能紧靠座孔以提高联接刚性。3. 为使下箱座与其他座驾联接，下箱座亦需做出凸缘底座。4. 为增加轴承座的刚性，轴承座处可设肋板，肋板的厚度通常取壁厚的0.85倍。5. 铸造箱体应力力求形状简单，为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向应有斜度，对长度为的铸件，拔模斜度为。符号 尺寸关系 0.025a+ 螺栓间距 轴承座孔（外圈）直径d 螺钉数目6 双级减速器： ;-轴承外圈直径s 一般取 根据低速轴轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定 ， 七，润滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算1）减速器的润滑1.

17、 该减速器采用油润滑，对于的齿轮传动可采用油润滑，将齿轮浸入油中。当齿轮回转时粘在其上的油液被带到啮合区进行润滑，同时油池的油被甩上箱壁，有助散热。2. 为避免浸油润滑的搅油功耗太大和保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿轮的一个齿高为适度，但不少于10mm.3. 一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于3050mm，为了有利于散热，每传递功率的需油量约为，所以此减速器的需油量为。4. 高速圆周速，可选用320工业闭式齿轮油。2） 减速器的密封1. 轴伸出处的密封为占圈式密封，轴承室内侧的密封为封油环密封，检查孔盖板，排油螺塞，油标与箱体的接合面均需加纸封

18、油垫或皮封油圈。2. 减速器采用钙钠基润滑脂（）。 八，传动装置的附件及说明1. 轴承盖轴承盖结构采用螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁（ht150），当轴承采用输油沟飞溅润滑时为使油沟中的油能顺利进入轴承室，需在轴承盖端部车出一段小直径和铣出径向对称缺口。2. 轴承套杯套杯可用作固定轴承的轴向位置，同一轴线上两端轴承外径不相等时使座孔可一次镗出，调整支承的轴向位置。3. 调整垫片组调整垫片组的作用是调整轴承游隙及支承的轴向位置。垫片组材料为冲压铜片或08f钢抛光。4. 油标采用杆式油标，对于多级传动则需安置在低速级传动件附近。长期连续工作的减速器，在杆式油标的外面常装有油标尺套，可以减轻油的

19、搅动干扰，以便在不停车的情况下随时检测油面。5. 排油孔螺塞 为了换油及清洗箱体时排出油污，排油孔螺塞材料一般采用q235，排油孔螺塞的直径可按箱座壁厚的倍选取。排油孔应设在便于排油的一侧，必要时可在不同位置两个排油孔以适应总体布局之需。6. 检查孔盖板为了检查传动件啮合情况，润滑状态以及向箱内注油，在箱盖上部便于观察传动件啮合区的位置开足够大的检查孔，平时则将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。7. 通气器为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。8. 起吊装置吊环螺钉装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖，也可用来吊运轻型减速器。9. 定位销为确定箱座与箱盖的相互位置，保证轴承座孔的镗孔精度与装配精度，应在箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销，并尽量设置在不对称位置。常用定位销为圆锥销，其公称直径（小端直径）可取，为箱座，箱盖凸缘联接螺栓的直径；取长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利装拆。10. 起盖螺钉箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带