两级锥齿轮圆柱齿轮减速器设计说明书有CAD图文档资料

1、机械设计课程设计计算说明书学 院： 工程机械学院 专 业： 机械设计制造及自动化 姓 名： 赵 亢 学 号： 2504070103 指导教师： 马志奇 完成日期： 2010/6/25 机械设计课程设计任务书带式输送机传动装置设计原始数据: 题 号参 数123456789输送带工作拉力FkN76.565.55.254.84.54.2输送带工作速度v(ms)1.11.21.31.41.51.61.71.81.9滚筒直径Dmm400400400450400500450400450已知条件：1输送带工作拉力F = 7 kN；2输送带工作速度v =1.1 ms(允许输送带速度误差为5)3滚筒直径D =

2、400 mm；4滚筒效率=0.96(包括滚筒与轴承的效率损失)；5工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6使用折旧期 8年；7工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35；8动力来源 电力，三相交流，电压380220V；9检修间隔期 四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；10制造条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1减速器装配图1张(A0或A1)；2零件工作图13张；3设计说明书及装配草图1份。附：参考传动方案方案四方案三方案二方案一 理由：我选择方案三进行设计，方案三采用圆锥圆柱减速方案，可以将力矩方向由竖直方向改变为水平方向，并且采用圆柱斜齿轮传动，可以传递较大

3、的力矩。并且传动较为平稳，由摩擦引起的效率损失较小。目 录一、 机械设计课程设计任务书2二、 电动机的选择 5三、 传动系统的运动和动力参数计算 5四、 传动零件的计算 6五、 轴的计算 13六、 轴承的计算 21七、 键连接的选择及校核计算 24八、 减速器设计尺寸及附件的选择24九、 润滑与密封 25十、 设计小结 25十、 参考资料目录 26计算与说明主要结果一、电动机的选择1、电动机转速的确定工作机转速锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为i=815电动机转速应在范围内即424795所以选取电动机同步转速为750r/min2、电动机功率的确定查1表12-8类别效率数量弹性柱销联轴器0.9

4、952圆柱齿轮（8级，稀油润滑）0.971圆锥齿轮（8级，稀油润滑）0.971圆锥滚子轴承（一对）（稀油润滑）0.983计算得传动的装置的总效率又有工作机效率为工作机功率8.02所需电动机输出功率为=9.15计算得查1表19-1，选则电动机额定功率为11kW最后确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y180L-8，额定功率11kW，满载转速730r/min。 二、传动系统的运动和动力参数计算1、分配各级传动比总传动比由课程设计任务书可得，推荐，且，得，2、由传动比分配结果计算轴速各轴输入功率各轴输入转矩将计算结果列在下表 轴名参数电动机轴轴轴轴工作机轴转速n（r/min）730730243535

5、3功率P（kW）9.159.108.658.238.19转矩T()119.70119.10340.131482.411474.99传动比i134.631效率0.9950.9510.9510.995三、传动零件的计算1、圆锥直齿齿轮传动的计算选择齿形制GB12369-90，齿形角设计基本参数与条件：齿数比u=3，传递功率，主动轴转速，采用两班制工作，寿命8年（一年以300天计），小锥齿轮悬臂布置。（1）选择齿轮材料和精度等级小齿轮材料选取45号钢调质，大齿轮材料选取45号钢正火。小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为210HBS。精度等级取7级。试选小齿轮齿数取调整后u=3（2）按齿面接

6、触疲劳强度设计查3(10-26)有齿面接触疲劳强度设计公式 试选载荷系数：。 计算小齿轮传递的扭矩： 取齿宽系数： 确定弹性影响系数：由3表10-6， 确定区域系数：查3图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动： 根据循环次数公式3式10-13，计算应力循环次数： 查3图10-19得接触疲劳寿命系数：， 查3图10-21(d)得疲劳极限应力：， 由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数， 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：， 则 齿轮的圆周速度 计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查3表10-2得b：动载系数，查3图10-8得c：齿间分配系数，查3表10-3得d：齿向载荷分布系数

7、 查3表10-9得，所以e：接触强度载荷系数按载荷系数校正分度圆直径取标准值，模数圆整为计算齿轮的相关参数，确定齿宽：圆整取(3)校核齿根弯曲疲劳强度载荷系数当量齿数，查3表10-5得，取安全系数由3图10-18得弯曲疲劳寿命系数，查3图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：，许用应力校核强度，由3式10-23计算得可知弯曲强度满足，参数合理。2、圆柱斜齿齿轮传动的计算设计基本参数与条件：齿数比u=4.63，传递功率，主动轴转速，采用两班制工作，寿命8年（一年以300天计）。（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数小齿轮材料选取40Cr钢表面淬火，大齿轮选取45号钢正火，小齿轮齿面硬度为260HBS，大

8、齿轮齿面硬度为210HBS。精度等级取7级。试选小齿轮齿数 取调整后初选螺旋角（2）按齿面接触疲劳强度设计查3(10-21)有齿面接触疲劳强度设计公式试选载荷系数： 计算小齿轮传递的扭矩：取齿宽系数：确定弹性影响系数：由3表10-6，确定区域系数：查3图10-30，标准斜齿圆柱齿轮传动：根据循环次数公式3式10-13，计算应力循环次数：查3图10-19得接触疲劳寿命系数：，查3图10-21(d)得疲劳极限应力：，由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数，由3图10-26查得代入数值计算：小齿轮直径圆周速度齿宽b及模数，计算纵向重合度计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查3表

9、10-2得b：动载系数，查3图10-8得c：齿间分配系数，查3表10-3得d：查3表10-4得齿向载荷分布系数 查3图10-13得e：接触强度载荷系数按载荷系数校正分度圆直径计算模数(3)按齿根弯曲强度设计由3式10-17计算载荷系数由纵向重合度，从3图10-28得计算当量齿数由3图10-20得弯曲疲劳强度极限，由3图10-18取弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数由3式10-12得 由3表10-5得齿形系数，得应力校正系数，计算大、小齿轮的并加以比较。，大齿轮的数值大。计算得，取校正齿数，圆整中心距圆整为修正螺旋角变化不大，不必修正前面计算数值。计算几何尺寸，取齿宽为，校正传动比 符合设计要

10、求四、轴的计算1、I轴的计算(1)轴上的功率，转速，转矩。(2)求作用在齿轮上的力已知高速级小锥齿轮的分度圆直径为 根据3式10-22确定作用在锥齿轮上的圆周力、轴向力和径向力。圆周力轴向力径向力(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据3表15-3，取，于是得由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表14-1查2表12-3和表8-7，可得：电动机输出轴直径为48mm，选取型号为HL4的联轴器，从动端孔径选为42mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为84mm。(4)轴

11、的结构设计如下图轴段1-2，由联轴器型号可得直径为42mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于联轴器与轴的配合长度84mm，取为82mm。轴段3-4，先初选轴承型号，由于轴承同时受有径向力和轴向力，因此选择圆锥滚子轴承，型号取30210，内径50mm。所以轴段直径为50mm，长度应略小于轴承内圈宽度20mm，取为19mm。轴段2-3，轴段1-2右段应有轴肩定位，取该段直径为49mm，保证轴肩定位尺寸，同时使得轴承左端直径小于右端，有利于轴承的拆卸。此处轴承端盖及套杯厚度为15mm左右，且轴臂需要伸出箱体外壁1020mm，因此取该段长度为35mm。轴段5-6，使用30210圆锥滚子轴承，同轴段

12、3-4。轴段6-7，为了保证该段左侧的轴肩高度，同时已知轴段5-6直径为50mm，因此取该段直径为42mm，即小锥齿轮内径为42mm，并由此可以取小齿轮轮毂的长度为46mm。齿轮左端面距离套杯约为8mm，再加上套杯厚度8mm。取轴段长度为61mm。轴段4-5，由于小齿轮悬臂布置，轴承支点跨距应取悬臂长度的大约两倍，由此计算出轴段长度为120mm。又有轴肩定位的需要，轴肩高度取3.5mm，所以轴段直径取60mm。零件的周向定位查1表14-24得左端半联轴器定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取80mm，选取键，右端小齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于小齿轮轮毂，取45mm，选取键

13、。轴上圆角和倒角尺寸参考1表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm(5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力查3表15-1得，因此，轴安全。2、II轴的计算(1)轴上的功率，转速，转矩，(2)求作用在齿轮上的力大圆锥齿轮：已知低速级大圆锥齿轮直径为由3式10-22可得圆周力，轴向力，径向力圆柱齿轮：已知高速级小圆柱齿轮直径，螺旋角。圆周力，轴向力，径向力。(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初

14、步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为40Cr，调质处理。根据3表15-3，取，于是得(4)轴的结构设计轴段1-2，因为该轴上同时存在轴向力和径向力。因此选用圆锥滚子轴承。选用轴承型号为30210，轴段直径为50mm，考虑到低速级大锥齿轮应与内壁间距保持1015mm。并考虑轴承套在轴上的长度。且轴承与内壁间距应在58mm左右，综合其他各种因素考虑，取轴段长度为44mm。轴段2-3，考虑齿轮孔径与轴肩高度的综合因素，直径取为57mm。齿轮轮毂长度为59mm，轴段长度比轮毂长度略小，定为58mm。轴段4-5，由设计结果，小齿轮分度圆直径为88.92mm，齿宽为85m

15、m，此轴段长度应略小于小齿轮齿宽，取为83mm。为了保证左侧的轴肩定位，取轴径为42mm轴段5-6，用于装轴承，直径取50mm。轴承应该距离箱体内壁58mm左右，且小齿轮端面距离箱体内壁1015mm，再加上轴承轴上厚度，取长度为44mm。轴段3-4，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此段长度为25mm，又有定位需要，轴径取65mm。零件的周向定位查2表4-1得左侧齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取45mm，选取键右侧齿轮定位用平键，宽度为12mm。长度略小于轴段，取80mm，选取键轴上圆角和倒角尺寸参考1表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm(5)求

16、轴上的载荷该轴上锥齿轮处轴上载荷小于圆柱齿轮处载荷，只需校核圆柱齿轮轴上齿轮1/2处的弯矩与扭矩强度。根据轴的结构图和受力情况得出所测轴截面所受力和弯矩扭矩如表所示载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T弯矩和扭矩图如下：(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已确定，轴的材料为45Cr,调质处理。查3表15-1得，因此。另外小齿轮的两个端面处较危险，右端按照轴颈50mm，若弯扭组合按照最大处计算，有，所以最终可以确定弯扭校核结果为安全。(7)精确校核轴的疲劳强度判

17、断危险截面轴段1-2，2-3，3-4，4-5，6-7等各段界面上虽然有键槽、轴肩及齿轮的过盈配合所引起的应力集中，但是由于轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕所设定的。所以这些轴段的截面无需校核。由上述计算已知小齿轮中点处应力最大，而小齿轮两边处的截面由于过盈配合引起的应力集中比较严重。对于小齿轮右侧截面，只承受弯矩而并不传递扭矩，且轴径较大，因此无需校核。而小齿轮中点处尽管弯曲应力最大，但是由于过盈配合及键槽所引起的应力集中都在两端，因此该处截面也无需校核。综上所述，只需要校核小齿轮左侧截面的左侧面即可。设该截面为AA截面的左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面的弯矩为截面4上的扭矩为截面上的弯曲应

18、力截面上扭转切应力轴的材料为40Cr，调质处理。由3表15-1查得。综合系数的计算查3附表3-2，由，用插值法，得因轴肩而形成的理论应力集中为，由3附图3-1得轴的材料敏感系数为，则有效应力集中系数为，按3式（附表3-4）由3附图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，查3附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故此处安全。综上得出，此轴疲劳强度达到要求。3、III轴的计算(1)轴上的功率，转速，转矩，(2)求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮直径，螺旋角圆周力，轴向力，径向力(3)

19、初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据3表15-3，取，于是得，此处有一个平键，直径增加5%，得出直径最小为54.75mm。由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表14-1选取型号为HL6，孔径选为60mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为107mm。(4)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图轴段1-2，由联轴器型号得直径为60mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于107mm，取106mm。轴段3-4，因轴上有径向力和轴向力，因此选取圆锥滚子轴承，轴承型号

20、为30214，由轴承内圈直径得轴段直径为70mm。轴承轴上距离为24mm，为方便装卸，取轴段长度略小，为23.5mm。轴段2-3，考虑与左侧轴段的轴肩高度和右侧轴承的高度，取轴径为68.4mm。考虑轴臂伸出长度应在1020mm左右，并综合考虑内外壁与轴承端盖厚度因素，取轴段长度为35mm。轴段4-5，左端用于轴承定位，取轴肩高度为5mm，因此轴径为80mm。考虑轴承应距离箱体内壁58mm，并且该段和轴段5-6的总长需要保证低速级大齿轮与小齿轮的中的配合。因此综合考虑后，取该段长度为90mm。轴段6-7，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径80mm，长度略小于轮毂80mm，长度取为79mm。轴段5

21、-6，经计算得，该段长度为13.5mm。此处作为尺寸封闭环，用来保证大齿轮端面到远端内壁的距离为97.5mm。又用作齿轮轴向定位，因此取轴肩高度为6mm，轴径为92mm。轴段7-8，为了保证大齿轮距离内壁1015mm，并与小齿轮相配合的条件，取大齿轮与内壁之间距离为12.5mm。同时为了保证轴承距离内壁58mm，轴承轴上厚度为24mm。因此取该段长度为44mm。轴径取为轴承内圈直径70mm。零件的周向定位查1表14-24得左端联轴器定位用平键，宽度为18mm，长度略小于轴段，取100mm，选取键，右端大齿轮定位用平键，宽度为22mm，长度略小于轴段，取70mm，选取键。轴上圆角和倒角尺寸参考1

22、表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm(5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力查3表15-1得，因此，轴安全。五、轴承的计算1、I轴的轴承校核轴承30210的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查2表6-7，得Y=1.4，e=0.42，派生力，轴向力，左侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷：由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核对于滚子轴承，有2、II轴的

23、轴承校核轴承30210的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查2表6-7，得Y=1.4，e=0.42，派生力，轴向力，右侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷：由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核3、III轴的轴承校核轴承30214的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查2表6-7，得Y=1.4，e=0.42，派生力，轴向力，左侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核六、键连接的选择及校核计算将各个连接的参数列于下表键直径mm工作长度mm工作高度mm转矩 Nm极限应力Mpa42682.51

24、19.1033.3642334119.1042.9757405340.1359.6760625.5340.1333.2560825.51482.41109.56804871482.41110.30查3表6-2得，所以以上各键强度合格。七、减速器设计尺寸及附件的选择减速器设计资料名称符号公式设计尺寸箱座壁厚9箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度13箱座凸缘厚度12地脚螺钉直径0.036a+1220地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径16盖与座联接螺栓直径10联接螺栓的间距l150200170轴承端盖螺钉直径1、2轴为83轴为10视孔盖螺钉直径6定位销直径8、至外箱壁距离16、至凸缘边缘距离14轴承旁凸台半径14

25、凸台高度h53外箱壁至轴承座端面距离+（510）39大齿轮顶圆与内箱壁距离34锥齿轮端面与内箱壁距离30箱盖、箱座肋厚 轴承端盖外径1、2轴为130，3轴为175轴承旁联接螺栓距离S取附件的选择：1、通气器：由于在室内使用，选简易式通气器，采用M121.252、油面指示器：油面变动范围大约为17mm，取A20型号的圆形游标3、起吊装置：采用箱盖吊换螺钉，按重量取M12，箱座采用吊耳4，放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M161.5八、润滑与密封1、齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度为大齿轮的一个全齿高，取为35mm。2、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为3.4m/s，所以开设油沟、飞溅润滑。3、 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油