机械课程设计圆锥圆柱齿轮减速器

1、目录第一章设计任务书 2第二章总体方案的论证 3第三章电机的选择3第四章计算传动装置的运动和动力参数 5第五章圆柱圆锥齿轮传动的设计 5第六章轴的设计计算 13第七章轴承的设计和校核 20第八章键的选择和连接 25第九章联轴器的选用 26第十章箱体设计 26第十一章减速器润滑密封27第十二章设计心得28第十三章参考文献 29第一章设计任务书试设计一个螺旋输送机传动装置设计要求：工作机连续单向运转，有轻微的冲击，效率为 0.95,年限8年，大 修期限位2年，每年工作 250天，单班制工作，输送机主轴允许转速误差（-0.05+0.05）,专厂小批量生产，功率富裕量为 10%。原始数据表1工作机转矩

2、（N m）工作轴转速（r/min ）锥齿轮传动比8001802.6要求：1、确定传动比方案，完场总体方案论证报告2、选择电动机型号3、设计减速传动装置4、具体作业1）机构简图一份；2）减速器装配图一张；3）零件工作图二张（输出轴及输出轴上的传动零件）；4）设计说明书一份。动力传动装置图1第二章总体方案的论证考虑到螺旋输送机的连续工作性和工作环境，把锥齿轮和传动装置 设计为一体，用一个减速箱，减小空间的占有量，其拟定的依据是结 构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作， 虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比 为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大

3、的传动。故设计成 二级圆锥圆柱齿轮减速器，传动方案见图2:其中输入轴和电动机和输出轴和工作机的连接用半联轴器图2第三章电机的选择计算工作机所需要的功率：由T=955OOO0p/ n 其中，n n nn n其中：n为啮合效率取0.99 n为轴承摩擦损耗 取0.995为润滑油飞溅和搅动机损耗取为联轴器传动效率取0.95 , n为工作效率为。所以算的需要的输入功率为17.57KW,工作富余量为10%所以，根据机械设计手册（成大先）， 由工作环境条件，选取效率高、结构为全封闭、自扇冷式、能防止灰 尘，铁屑等要求，选取丫系列封闭式三相异步电动机，初步选取电动 机额定功率。电动机的转速：由输送机的转速=1

4、71189r/min。根据机械设计手册 P16-9,传动 比分配如下：由：，知i=10.6,，圆柱齿轮二级传动范围为36，越是趋近于6的时候，油深几乎相同。所以总的传 动比范围为（7.815.6）所以电动机的转速范围14042808r/min .查机械设计手册有以下电动机可选表2型号额定功率KW转速R/mi n功率因数最大/最小转矩Y 2-180M-418,.514700.862.3Y R-200L1-418.514650.863.0Y160L2-418.514360.882.8选择Y2-180M-4型号，中心高180mm。第四章 计算传动装置的运动和动力参数确定传动装置的总传动比和各级传动比

5、：匸一 ，得:确定传动装置的运动和动力参数表3轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴1中间轴II低速级轴III工作机轴IV转速（r/min 39180.05180功率（kw）18.517.3216.9815.0915.08转矩（N m）120.2120.2112.5886.8880传动比12.63.141效率n0.950.940.960.95第五章圆锥圆柱齿轮的设计4.1圆锥齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为平、=17.32kw、小齿轮转速为r/min、齿数比为2.6。1 、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 运输机为一般工作机器，速度

6、不高，故选用7级精度。（GB10095-88）（2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为40Cr （调质后表面 淬火），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（3）选小齿轮齿数，取为 。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算载荷系数K=1.25,，由齿数比u=2.6,估算安全系数失效率为1%,根据工作寿命计算应力循环次数由机械设计图10-19查的=522.5转矩，由机械设计 =188.9, （锥齿齿宽系数）取1/3,而 选取最小的，故初步算的小齿轮的分度圆直径为 97.361mm ,锥距R=，大端分度圆直径平均分度圆直

7、径（平均模数一 =21°4'，b=45.197mm，取为 45mm。齿宽和齿高比b/h计算载荷系数：小齿轮的圆周速度设计图10-8查的动载荷系数，轴承系数）=81.1mm，齿宽96'，外锥距 =9.31mm，b/h=4.83.v，使用系数。大端模数 -（）=210mm，分锥角=135.59mm，7级精度，由机械=1.25,载荷分配系数查表10-9=188.9，K=按实际的载荷系数矫正所算的的分度圆直径9mm，取为111.685mm。计算模数 m=于是按照齿根弯曲疲劳强度计算<得 m确定公式内各值：弯曲疲劳极限=500MPa，大锥齿轮=380MPa （查表 10-

8、20c），弯曲疲劳寿命查的=303.57MPa=238.86MPa。对于大锥齿轮=K=由机械设计表10-5查得：2.281.73比较大小齿轮=0.01394 =0.01657>以上数据代入m =3.692故，所以成立。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 算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲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，仅和齿轮直径有关，可去由弯曲强度算的的模 数并就近圆整为标准值m=4mm，按照接触强度算的的分度圆直径，算出小齿轮齿数=28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

9、到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸的计算分度圆直径=m=112mm= m=292mm锥距R=齿宽 b=R =51.999mm，圆整为 =55mm，=50mm二、低速级传动圆柱斜齿轮的设计计算已知输入功率为=16.98kw、小齿轮转速为r/min、齿数比为3.142。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。（GB10095-88）（2） 材料选择由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为40Cr （调质后表面淬火），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（3）选小齿轮齿数（4）初选螺旋角3=14

10、°2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算按照公式（1），确定公式内各值 试选载荷系数 =1.6 查机械设计10-30,选取区域系数=2.433。由图查的端面重合度贝U+小齿轮转矩 =286809N mm 齿宽系数 =1 查表10-9=188.9，根据工作寿命计算应力循环次数,由机械设计图10-19查的许用接触应力=537.25MPa（2）1）计算小齿轮分度圆直径2）计算圆周速度v3）计算齿宽及模数b=3.66mmh=2.25b/h=9.624）计算纵向重合度=0.318B= 1.6655）计算载荷系数K已知使用系数=1.25，根据v, 7级精度，查的动载荷系数=1.430 齿间载荷

11、分配系数=1.2故载荷系数K=2.386）按实际载荷系数矫正所算得的分度圆直径mm7）计算模数P按照齿根弯曲疲劳强度计算（1）确定计算参数1) 计算载荷系数K=2) 根据纵向重合度=1.665，从机械设计10-28查的螺旋角影响系数3) 计算当量齿数。=22.99=73.344 )查取齿形系数。由表10-5查的确定公式内各值：弯曲疲劳极限=500MPa，大齿轮 =380MPa (查表 10-20C),弯曲疲劳寿命查的取安全系数为1.4=314.29MPa=244.29MPa。比较大小齿轮=0.01348以上数据代入=0.0160>2.129故，所以成立。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计

12、算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲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， 仅和齿轮直径有关，可去由弯曲强度算的 的模数并就近圆整为标准值m=2.50mm，按照接触强度算的的分度圆直径，算出小齿轮齿数=354、几何尺寸的计算(1)计算中心距a= =149.4mm，圆整为 150mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=14 ° 84'( ) B = arcos因为B值改变不多，故参数 等不必修正。(3) 计算大小齿轮的分度圆直径=90.52mm=284.49mm(4) 计算齿轮宽度b =90.52mm圆整后取 =90

13、mm；=85mm。(5) 结构设计以大齿轮为例，因为齿轮齿顶圆直径大于 160mm。而又小于500mm，故以选用 腹板式结构为宜，其他有关尺寸按照机械设计图 10-39设计绘制大齿轮零件 图如图轴的设计和计算-、减速器高速轴I的设计初步选取45钢，调质处理。1求输出轴上的功率P，转速n.和转矩T.1470r/mi nN m由d-查表课本15-3知道所以 d 27.31mm现有联轴器，有一根键，轴径增加 5%2.求作用在齿轮上的力圆锥小齿轮=93.33mm一=2410.7 N=819N=314.19N同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩：取Ka =1.3，则结合电动机的参数，选用弹性柱销联轴器，

14、型号HL6联轴器，工程转矩为250000Nmm,该端选用的半联轴器的孔径，故取轴径，半联轴器长度为L=82mm，半联轴器和轴配合的毂孔的长度=62mm。根据轴向定位的要求确定州的各段直径和长度。1.为了满足半联轴器的轴向定位要求，段右端需要制出一个轴肩，取（定位轴肩高度取配合轴径的0.070.1d）,由联轴器的毂孔长度L和直 径d及相关要求，可确定mm 。(2)、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图1弋£3VjP一A-Iz.&U.6.2) 初步选择滚动轴承。轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。参 照工作要求，并根据尺寸，选取 0基本游隙

15、组、标准精度级的单列深沟球轴承 6008 (GB/T274-1994)，其尺寸为 d XDX B=40X 68 X 15mm。为了利于固定，一般取13比b小1mm如图，故可确定3) 由经验公式算轴肩高度：取轴肩高为6mm，由课程设计指导书P47图46的要求可得，=86mm.4) 根据轴承安装方便的要求，取都比 小1mm，所以39mm。根据安装轴承旁螺栓的要求，取J = 39mm。根据齿轮和内壁的距离要求，取。？5) 根据齿轮孔的轴径和长度，取55mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(3) 、轴上的零件的周向定位齿轮、联轴器和轴的周向定位均采用平键联接。按半联轴器和轴配合的段。由课本表6

16、-1查得，半联轴器和轴的联接处的平键截面 bxh=10mmX8mm，键槽用 键槽铣刀加工，长为45mm (标准键长见GB/T 1096-1079)。选用B型键(平 头平键)。8级以上的精度需要有定心精度要求。同时为了保证半联轴器于轴配 合有良好的对中性，故选择半联轴器和轴的配合为 一;同样，锥齿轮和轴的连接，选用A型平键bXh=10mmX8mm，长度为40mm，配合为一；两个滚动轴承和轴 的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选的轴的直径尺寸公差m6。(4) 、确定轴上圆角和倒角尺寸查课本表15-2，取1.2X45°各轴肩处的圆角半径分别如下：12,R2其余为R1。(5) 、求轴上的载

17、荷根据轴的结构图做出轴的计算简图(齿轮取齿宽中点处的平均分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用按照弯扭合成应力校核轴的刚度， 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的刚度，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力时取=0.6,轴的计算应力 =2.9Mpa，由前面已经选定轴的材料为 45钢，调质处理，由载荷水平面H垂直面V支反力F-372.645N弯矩M总弯矩N mm扭矩T表15-1查的【】=60MPa,因此安全Ti i i=16.722、求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为输出轴(III 轴) 的设计1 、求输出 轴上的功率Pii、转速n皿和转矩D=284.49mmB

18、=1647.18N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢(调质)，取Ao = 112，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和联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩取KA = 1.3，Tea = KaT =1152840N mm查机械设计课程设计表 14-4选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为 1250N.M， 半联轴器孔径，故选取故选取，半联轴器长度，半联轴器和轴配合的轮毂长度。4、轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案选用课本15-22a所示的装配方案。(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直

19、径和长度，1）为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴右端需制出一轴肩，故取 2-3段的直 径62mm,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径65mm半联轴器和轴 配合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1-2段的长度应比Li略短些，现取82mm,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2-3段的直径62mm由机械设计课程设计表 13-1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 30313,其尺寸为 d XDXT=65mrH140mrK36mm,故；而=36mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向的定位，h=6mm

20、，所以，取=77mm。3）取安装齿轮处的轴段IV-V的直径 用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 轮，此轴承硬略短于轮毂宽度，故取由手册上查的30313型轴承的定位轴肩高度为=70mm ，齿轮的左端和左轴承之间采95mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿=90mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h>0.07d，故取h=6mm，则轴环处的直径轴环的宽度b 1.4h，取 =12mm。4）轴承端盖总宽度为20cm，（减速器的结构设计结果），根据轴承端盖的装拆 和便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和半联轴器的右端面间的距离l=30mm，故取。5）取齿轮据箱体内壁之距离a=16mm,锥齿轮和圆柱

21、齿轮之间的距离 c=20mm, 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距离箱体内壁一整段 距离s.取s=8mm，已知滚动轴承宽度 T=36mm,大锥齿轮轮毂长l=50mm, 则。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度（3），轴上零件的轴向定位齿轮，半联轴器和轴的周向定位均采用平键连接，按照，由表查的平键截面bXh=20mrH12mm键槽用键槽铣刀加工，长63mm同时为了保证齿轮和轴配合 具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂和轴的配合为 ,同样，半联轴器和轴的连接，选用平键16X10X70mm半联轴器和轴的配合为 些，滚动轴承和轴的周向k 6定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6

22、（4）确定轴上圆角和倒角尺寸5、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30313型的支点距离a=29mm所以作为简支梁的轴承跨距为226mm做出弯矩和扭矩图（见图六）。由取=0.6,图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下:载荷水平面H垂直面V支反力F3728.6NN弯矩M总弯矩M=417183.6N- mm扭矩T6）按弯扭合成应力校核轴的刚度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯扭和扭矩的截面，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力,取轴端倒角为2 45，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。轴的计算应力 =19.71MPa。前已选定轴的材料为45钢，

23、调质处理，查的=60MPa。所以安全中间轴的设计计算.由上述所知：中速轴上面的功率转速转矩 286.8N m2,求作用在齿轮上的力5.3中间轴（II轴）的设计1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T=16.98已知小齿轮的分度圆直径为d=mz=98mm=93.33mm=5853.6N=2130.1N=243.3mm已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径圆周力、径向力、及轴向力的方向如图八所示一=2731.43N3 、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr （调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 T10，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径。（2）根据轴向定位

24、的要求确定轴的各段直径和长度1）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 d>34.07mm，由机械设计手册中初步选取 0基 本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 32008（GB/T 297-1994），其尺寸为dXD%T=40mm68mm<19mm 计算轴力作用长度 a=14.9mm左端轴承采用套筒进行轴向定位，右端轴承采用轴肩进行定位，由机械设计课程设计表13.1查得32008型轴承的定位轴肩高度 3mm因此取套筒直径和另一端的轴直径46mm2）取安装锥齿轮的轴段d=50mm锥齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂

25、长l=50mm为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂 长，故取I2=46mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h=5mm, 则轴环处的直径为。3）已知圆柱直齿轮齿宽B=100mm为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，d=45mm4）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm大锥齿轮于大斜齿轮的距离为 c=20mm在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm轴承端盖厚度为20mm至此，已初步确定州的各段直径和长度。轴上零件的轴向定位。圆锥齿轮的周向定位采用平键连接， 按d2由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面bXh=16X10mr，i键槽用键槽

26、铣刀加工，长为 40mm同时为保证齿H 7轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂和轴的配合为 而；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d45由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面,bxh=l4X9mm键槽用键槽铣刀加工，长为45mm同时为保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂和轴的配合为H 7吊；滚动轴承和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（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取5 、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得32008型的支点距离a=14.9mm所以轴承跨距分别为 L仁53mm

27、 L2=95mm L3=80mm（故出弯矩和扭矩图。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下:载荷水平面H垂直面V支反力F5853.6NN弯矩M总弯矩M=83669.1 mm扭矩T旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为&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=34.43Mpa前已选定轴的材料为40Cr（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得, =70MPa,故安全。六：轴承的校核计算1、输入轴滚动轴承计算选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承 6008（ GB/T274-1994），其尺寸为dXDX B=40X

28、68X 15mm轴向力=314.19N基本额定静载荷水平面H垂直面V支反力F-372.645N载荷 Co=11.7KN 由 Fa/Co=0.027,查表 13-5 知：e=0.22 Y=2.0 X=0.56则两个轴承的径向力：=1957.1N233.91N 489.275N=803.456N又一>e一=0.25<e取轻微冲击径向当量动载荷2130.08N因为 >,所以按照轴承1的受力大小验算=3 ,球轴承。C,基本额定动载荷X =5764h>250 X 2 X 8=4000h，故合格。中间轴滚动轴承的计算。选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d>34.07mm

29、,由机械设计手册32008(GB/T载荷水平面H垂直面V支反力F5853.6NN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297-1994），其尺寸为 dXDXT=40mrX68mnX19mmX=0.9轴向力e=0.38Y=1.6则两个轴承的径向力：=3245.5N1885.75N1014.2N=1833.2N>e=0.313<e取轻微冲击因为 >,所以按照轴承1的受力大小验算=10/3 ,圆锥滚子轴承。C,基本额定动载荷一X =36781.6h>250 X 2 X 8=4000h 故合格。输出轴滚动轴承校核计算选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d2

30、_3 = 47m m,由机械设计课程设计表13-1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 30313(GB/T297-1994),其尺寸为 d XDXT=65mrH140mnX36mm,=2095.9N1165.9N616.4N载荷水平面H垂直面V支反力F3728.6NNe=0.35Y=1.7X=1则两个轴承的径向力=616.4N=0.294<e取轻微冲击因为 >,所以按照轴承1的受力大小验算=10/3 ,圆锥滚子轴承。C,基本额定动载荷一X -=695963h>250 X 2 X 8=4000h，故合格。七、键联接的选择及校核计算1) 输入轴下面分别做C键和A

31、键的连接强度分析：键，轴和联轴器的材料都是钢，由课本表6-2查的许用挤压应力【】=100120M ，取其平均值110M 。键的工作长度l=L=45mm,键和半联轴器的键槽的接触高度 k=0.5h=4mm=39.0625Mpa<110MPa。键标记为:键 C10X90 GB/T1096-2003键 的工作长度为 匸L-10=35mm。键和锥齿轮的接触高度 K=0.5h=4mm, =45.918Mpa<110Mpa，键的标记为：键 10X45 GB/T 1096-2003。2）中间轴，和大圆锥齿轮连接的键键和轴的材料都是钢，由课本表 6-2查的许用挤压应力【】=100120M，取其平均值110