用于带式运输机上的圆锥-圆柱齿轮减速器

1、 目录机械设计课程设计任务书3第一章 选择电动机和计算运动参数5 1.1电动机的选择5 1.2 计算传动比6 1.3 计算各轴的转速6 1.4 计算各轴的输入功率6 1.5 各轴的输入转矩7第二章 齿轮设计7 2.1 高速锥齿轮的传动设计7 2.2 低速级直齿轮的传动设计13第三章 减速器轴的结构设计20 3.1 高速轴的结构设计20 3.2 中间轴的结构设计21 3.3 低速轴的结构设计22 3.4 轴的校核23第四章 轴承的选择和校核26 4.1 高速轴轴承的选择和校核26 4.2 中间轴轴承的选择和校核27 4.3 低速轴轴承的选择和校核29p第五章 键联接的选择和计算31 5.1 输入

2、轴键计算31 5.2 中间轴键计算31 5.3 输出轴键计算31第六章 联轴器的选择和校核32 6.1 输入轴联轴器的选择和校核32 6.2 输出轴联轴器的选择和校核32第七章 润滑与密封32第八章 设计主要尺寸及数据32第九章 设计小结34第十章 参考文献341机械设计课程设计任务书题目6设计用于带式运输机上的圆锥-圆柱齿轮减速器设计数据：（数据编号 F8 ）数据编号F1F2F3F4F5F6F7F8F9运输带工作拉力F/N250024002300220021002100280027002600运输带工作速度V/m*s-11.401.501.601.701.801.901.301.401.50

3、卷筒直径D/mm250260270280290300250260270工作条件:单向运转，工作时有轻微振动； 运输带速度允许误差±5%； 一班制工作，5年大修，工作期限20年。 （卷筒轴承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑。）加工条件：生产批量20台，中等规模机械厂，可加工78级齿轮。设计工作量：1. 减速器装配图1张（A0或A1）； 2.零件图1-3张； 3.设计说明书1份。概述机械设计课程教学基础要求规定，是每个大学生必修之课。它是机械设计课程的最后一个重要环节，也是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面上网设计能力训练，其基本目的是：1）培养理论联系实际的设计

4、思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析解决工程实际问题的能力，巩固.加深和拓展有关机械设计方面的知识。2）通过制定方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件能力，确定尺寸和选择材料，以及较全面地考虑制造工艺.使用和维护等要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件.机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。3）进行设计基础技能的训练.例如，计算，绘图，熟悉和运用设计手册（手册，图册，标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和处理数据的能力。选择电动机和计算运动参数1.1电动机的选择 (1)、选择电动机类型 按工作条件和要求，选择三相交流笼型异步电动机，封闭式结

5、构，电压380V,Y系列。 (2)、计算带式运输机所需功率 Pw=Fw*Vw/1000=2700*1.4/1000=3.78KW (3)、 各机械传动效率的选择： 由电动机至运动带的传动总功率为 ： 式中， 分别为: 联轴器1（高速端，弹性联轴器） 0.990.995联轴器2（低速端，齿式联轴器） 0.99球轴承（圆柱齿轮轴，卷筒） 0.99 (一对）滚子轴承（圆锥齿轮轴）圆锥齿轮传动（齿轮精度为8级，不包括轴承效率） 0.97圆柱齿轮传动（齿轮精度为8级，不包括轴承效率） 0.940.97卷筒 0.96的传动效率。取 则 (4)、 电动机的输出功率： Pd=FV/1000=2100*1.9/

6、1000*0.833=4.75KW (5）、确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为 根据电动机的输出功率和转速，由有关手册查出有1种适用的电动机型号，因此有1种，传动比方案方案电动机型号额定功率/kw电动机转速电动机重量Kg同步转速满载转速1Y132M2-65.5100096084综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，减速器的传动比，可见方案一比较合适，因此选择的电动机型号为Y132M2-6，其主要性能如下：确定传动装置的总传动比电动机主要外形和安装如下:外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸中心高L*(AC/2+AD)*HDA*BKD*EF*G*D132515*345*31521

7、6*1781238*8010*33*381.2计算传动比 总传动比 分配传动装置传动比： 成立 1.3计算各轴的转速I轴 II轴 III轴 1.4计算各轴的输入功率I轴 II轴 III轴 卷筒轴 1.5计算各轴的输入转矩 电动机的输出转矩： 故I轴 II轴 III轴 卷筒轴 第二章 齿轮的设计2.1 高速锥齿轮的传动设计选定高速级齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动压力角取 2运输机为一般工作机械，速度不变，故选用8级精度。 3 材料选用：由 机械设计第九版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材表10-1选择小齿轮材料和大齿轮材料如下表：齿轮型号材料牌号热

8、处理方法强度极限屈服极限硬度（HBS)平均硬度（HBS)齿芯部齿面部小齿轮40Cr调质700500241286280大齿轮45调质650360217255 240两者硬度差约为40HBS选择小齿轮齿数Z1=24，又由于大小大小齿轮齿面硬度HBS350则Z1=i1*Z1=2.01*24=48.24 取Z2=49实际齿数比 U=Z2/Z1=49/24=2.04 与设计要求传动比的误差为（2.04-2.01）/2.04=1.55按齿面接触疲劳强度设计 1 确定公式的数值试选载荷系数由教材表10-5查得材料弹性影响系数（大小齿轮均采用锻钢）小齿轮传动转矩 锥齿轮传动齿宽系数由图10-20查得区域系数为

9、 教材图10-25d图按齿数硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；10-25c图按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限由式（10-15）计算力循环次数； （一班制，工作期限20年） 由图10-23查取疲劳寿命系数 计算接触疲劳强度许用应力取失效率为1%，安全系数为S=1;则取和中的较小者作为该点轮列的接触疲劳强度许用应力，即2计算小齿轮分度圆直径d1（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计） 2 ）调整小齿轮分度圆直径 （1）计算实际载荷系数前的数据准备1 计算圆周速度V2 计算齿宽b及齿宽系数 计算实际载荷系数 1 由表10-2查得使用系数KA=1 2 根据，8级精度，由图10-8查得动载系数. 3

10、 直齿锥齿轮精度低，取齿间载荷分配系数 4 由表10-4用插值法得7级精度，小齿轮悬臂时，得齿的载荷分布系数 由此得实际载荷系数由式(10-12)查得按实际载荷系数算得的分度圆直径为： 及相应的齿轮模数按齿根弯曲疲劳强度设计 1 由式（10-27）试算模数，即 2确定式中的各参数值试选 （2）计算由当量齿数 由图10-17查得齿形系数由图10-18查得正应力修正系数 由图10-24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=1.7，由式（10-14）得 因为大齿轮的大于小齿轮取计算模数 调整齿轮模数1 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度V

11、 , 齿宽b2 计算实际载荷系数根据V=1.655m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得则动载系数为3 由式10-13可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为 按照齿轮疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=2,按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=77.761mm,算出小齿轮齿数取Z1=37，则大齿轮齿数为了使齿轮齿数互质，取Z2=754 计算大小齿轮的基本几何尺寸 名称 计算公式 计算结果模数m2齿数3775分度圆锥角分度圆直径齿顶圆直径齿宽节锥顶距83.333平均分度圆直径当量分度圆半径当量齿数当量齿数比平均模数2.2 低速级直

12、齿轮传动的设计一、 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数按图所示的传动的方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。材料选择，由表10-1选择小齿轮大齿轮材料如下齿轮型号材料牌号热处理方法强度极限屈服极限硬度HBS，齿芯部/齿面部平均硬度小齿轮40cr调质700500241286280大齿轮45调质650360217255240选小齿轮齿数Z1=24,又由于大小齿轮齿面硬度HBS350，u=4,则，由于互质取Z2=93二、按齿面接触疲劳强度设计由式10-11计算小齿轮分度圆直径，即研究公式中的各参数值 1,1 选用。 1.2 计算小齿轮传递的转矩

13、1.3 由表10-7选取齿宽系数 1.4 由表10-20查得区域参数 1.5 由表10-5查得材料影响系数 1.6 由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数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查取接触疲劳寿命系数.取失效率为1%，安全系数s=1 ,由式（10-14）得 ，取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即试算小齿轮的分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备调整小齿轮分度圆直径 1.1圆周速度 1.2 齿宽b 3)计算实际载荷系数KH. 1.1 由表10-2查得使用系数KA=1. 1.2 根

14、据V=1.432m/s,7级精度。由图10-8查得动载系数KV=1.07. 1.3 齿轮的圆周力 ,查表10-3得齿轮间载荷分配系数,由表10-4用插值法查得7级精度小齿轮的相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分配系数,由此得到实际载荷系数；由式10-12可得按实际载荷系数算得的分度圆直径； 及相应的齿轮模数；mm三、 按齿根弯曲疲劳强度设计 1）由式10-7计算模数，即；确定公式中的各参数值 1 试选 2由式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数； 3计算 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

15、曲疲劳寿命系数,取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-14得；因为小齿轮的大于大齿轮，所以取.计算模数；调整齿轮模数；1.计算实际载荷前的系数准备 2.圆周速度 齿宽b; .宽高比b/h计算实际载荷系数KF根据V=0.89m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.05由查表10-3得出齿间载荷分配系数由表10-4用插值法得,结合查图10-13得,则动载系数为 由式10-13可得按实际载荷系数算得得齿轮模数 对比计算结果，由齿根弯曲疲劳强度设计的模数m大于由齿面接触疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的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，仅与

16、齿轮的直径有关，可取弯曲疲劳强度所算得的模数1.72mm,并就近圆整为标准值M=2mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=64.099mm,算出小齿轮的齿数Z1=d1/m=32.05,取Z1=33，则大齿轮齿数Z2=U*Z1=4*33=132,为使Z1与Z2互为质数，取Z2=121。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；考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿轮宽b和节省材料，一般将小齿轮稍微加宽（5-10）mm,即取b1=b+(5-10)mm=7176mm,取b1=73mm,而使大齿轮齿宽等于设计齿宽，即b2=b=66mm.圆整中心距后的强度校核 由于上述的

17、齿轮到中心距不便于相关的设计和制造，将中心距用变位法圆整为a=155mm,在圆整时其它几何参数如Z1，Z2，M,b,等保持不变。计算变位系数和计算啮合角，齿数和，变位系数和，中心距变系数和齿顶高降低系数。; 从图10-21a可知，当前的变位系数提高了齿轮强度，但重合度有点下降。分配变位系数X1X2由图10-21b可知，坐标点（位于L13线和L14线之间，按这两条线作射线，再从横坐标的Z1 Z2 处作射线，与射线交点的坐标分别为X1=0.32，X2=0.5齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，将它们代入式10-19得；齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降齿根弯曲疲劳强度校核

18、 按齿述类似做法，允许计算式10-6中的各参数，将它们代入式10-6得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。结构设计及绘制齿轮零件图（见图纸)主要设计结论齿数Z1=33;Z2=121;模数m=2mm,压力角;变位系数X1=0.32;X2=0.50;中心距a=155mm；齿宽b1=73mm,b2=66mm.三、轴的设计计算、输入轴设计(1) 求输入轴上的功率、转速和转矩 (2)求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为而 圆周力、径向力及轴向力的方向如图5-1所示(3)初步确定轴的最小直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处

19、理，取得 取高速轴的输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查得由于转矩变化很小，故取，则图5-1轴的载荷分析 由于该轴与连轴器相连的一端直径要与电机相同，应小于联轴器的公称转矩，所以查标准GB/T5014-2003，选HL3弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=60mm。(4) 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图5-2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，为了满端盖

20、密封，2-3轴段右端需制出一轴肩，故取3-4段的直径d3-4=35， 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2-3=35，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为5-2轴的结构与装配d3-4=d6-7=35,d4-5=43,L4-5=66,L6-7=18.25 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d4-5查得平键截面b*h=12*8，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6,同样，半联轴器与轴的连接选用平键位8*7*50，半联轴

21、器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2*45度求轴上的载荷，确定截面表5-1轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T 6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（调质），查得，故安全。（7）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面 、输出轴设计(1) 求输出轴上的功率、转速和转矩 (2) 求作用在齿轮上的力已知圆柱直齿轮的分度圆直径 而圆周力、径向力及轴向力如图5-5(3) 初步确定轴的最小直径先初步估算

22、轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），取，得，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，由于转矩变化很小，故取 ，则查表选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为500000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。图5-5轴的载荷分析图(4) 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图5-6）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径,长度50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在

23、轴的端面上，故1-2段的长度应比略短些，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，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，算上挡油环长度，取。左端轴承采用挡油环进行轴向定位。齿轮左端以及轴承的定位采用挡油环，已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由表4-1得b*h=16*10*63键槽用键槽铣刀加工，长为,63mm，同时为

24、保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为图5-6轴的结构与装配 (6) 求轴上的载荷表5-3轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T(7) 按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（调质），查得，故安全。(8) 精确校核轴的疲劳强度判断危险截面 六、滚动轴承的选择及校核计算、输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承

25、，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为,e=0.37,Y=1.6,表6-1轴承上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F则则则则则 则故合格。、中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，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,e=0.37,Y=1.6,表6-1轴承上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F则则则则则 则故合格。、输出轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为,e=0.35,Y=1.7,表6-1轴承上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F则则则则则 则故合格。七、键联接的选择及

26、校核计算、输入轴键计算校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故单键即可。、中间轴键计算校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故单键即可。、输出轴键计算校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：故单键即可。 八、联轴器的选择及校核计算、各种联轴器的比较1. 刚性联轴器缺点：对两轴对中性要求较高，当两轴有相对位移存在时，就会在机件内引起附加载荷，使工作环境恶化。优点：结构简单，成本低，可传递较大的转矩，故当转速低时，无冲击；当轴的刚性大，对中性较好时常用。（1）挠性联轴器：

27、 无弹性元件的联轴器，因有挠性，故可补偿两轴的相对位移。（2）十字滑块联轴器一般用于转速n<250r/min,轴的刚性较大，且无剧烈冲击处.（3）滑块联轴器结构简单，尺寸紧凑，适用于小功率高转速而无剧烈冲击处。（4）十字轴式万向联轴器允许两轴间有较大的夹角。（5）齿式联轴器传递很大转矩，并允许有较大的位移偏移量，安装精度要求不高，但质量较大成本较高，在重型机械中应用广泛。2.弹性元件的挠性联轴器这类联轴器因装有弹性元件，不仅可以补偿两轴间的相对位移，而且具有缓冲间真的作用。（1）弹性套柱销联轴器拆装方便成本较低，但弹性套易磨损寿命较短，适用于连接载荷平稳，需正反转或启动频繁的传递中小转矩

28、的轴。（2）弹性柱销联轴器传递能力大结构简单，安装制造方便耐久性好，弹性柱销有一定的缓冲和减振能力。、联轴器的选择综上所述，根据工作要求，选择弹性柱销联轴器较合理。根据所选电动机轴径的大小选择联轴器的孔径。结合所选Y132M26型电动机的技术数据和外形、安装尺寸，从GB/T5014-1995中查得HL3联轴器许用转矩为630许用最大转速5000r/min,轴径为30mm,32mm,35mm,38mm,故适用、联轴器的校核计算在轴的计算中已选定联轴器型号。输入轴选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。输出轴选选HL3型弹性

29、柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。九、减速器附件的选择经查选定通气帽，A型压配式圆形油标A20（GB1160.1-89），外六角油塞及封油垫,启盖螺钉M6。、视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区位置，并有足够的空间，以便于能深入进行操作，窥视孔有盖板机体上开窥视孔与凸缘一块，以便于机械加工出支撑盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。、放油孔与螺塞 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，与便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支

30、撑面，并加封油圈加以密封。、油标油标位于便于观察减速器油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。、通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大为便于排气，在机盖顶部窥视孔盖上安装通气器，以便于达到体内为压力平衡。、起盖螺钉起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。、定位销为保证刨分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。、吊环在机盖上直接铸处吊钩和吊环，用以吊起或搬运较重的物体十、润滑与密封齿轮采用脂润滑，查得选用通用锂基润滑脂（GB7324-1994）。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到底面的距离3050mm。由于大圆锥齿轮，可以利用润滑轴承，并通过脂润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。十一、铸铁直齿锥齿轮减速器箱体结构尺寸的确定铸铁减速器箱体结构尺寸如下表11-1：表11-1