机械设计课程设计说明书(圆锥圆柱两级齿轮减速器)

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展分析论证。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展传动，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。电动机的选择

选用Y系列一般用途的三相异步电动机Pw

2200.92.1w确定电动机功率电动机输出功率

100w 1000.94w0.94P0Pw因载荷平稳，电动机额定功率确定电动机转速按表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 围选用 的Y系列电动机YB2M-8,其满载转速总转动比i安排传动比计算传动和动力参数

令I轴：i轴：轴：工作轴各轴输入功率

轴：轴 ：设计内容

轴：工作轴：

计算及说明 结果入转矩 I轴：轴：轴：工作轴：电动机输出转矩：二，传动零件的设计计算1.柱齿轮的设计触强度设计式内各计算数值

选定直齿圆柱齿轮，840Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS40HBS。选小齿轮齿数 ， 大齿轮齿数选载荷系数计算小齿轮传递的转矩10-7取得齿宽系数10-6查得材料的弹性影响系数10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲乏强度极限10-13计算应力循环次数，N10-19取接触疲乏寿命系数8)计算接触疲乏许用应力1%安全系数S=1.10-12得计算试算小齿径 ，代入中较小的值计算圆周速度计算齿b4)宽与齿高模数

b63.50mmm2.646mmtv之比 h5.95mm齿高计算载荷系数

依据 ，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由 ， 査图10-13得故载荷系数按实际的载荷系数校所算得的分度式10-10a得

d 65.85mm1计算模m弯曲强度计算的设计公式为式内的各计算数值

1〕10-20c查得小齿轮的弯曲疲乏极限

m2.74大齿

的弯曲疲乏强度极限2〕10-18取弯曲疲乏寿命系数曲疲乏许用应力

取弯曲疲乏安全系数

10-12得；

F1F2

217.86MPa252.43MPa计算载荷系数查取齿形系数10-5查得

k1.377查取应力校正系数查取应力校正系数10-5查得计算大小齿轮的并加以比较计算大小齿轮的并加以比较YY大齿轮的数值大6.大齿轮的数值大6.算m大于由齿根弯曲疲乏强度计算的模数，由于齿轮模数主要取决于弯曲疲乏所打算的承2.09并就近元稹为标准标准值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

FZ 271F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，并做到构造紧凑，避开铺张。7.寸计算

1〕计算分度圆直径

d67.5mm1d 225mm2SdSd2〕计算中心距

a146.25mm3〕计算齿轮宽度b67.5mm取二， 选第一级传动的直齿，锥齿轮的设计1.90度的直B3〕计算齿轮宽度b67.5mm取二， 选第一级传动的直齿，锥齿轮的设计1.90度的直B810-1选择小齿轮材料为40 〔调质，硬度为280HB，大齿轮材料为钢〔调质，硬度为240HB，二者材料硬度差40HB。B2.选小齿轮的齿数 大齿轮齿数8.接触强度设计由设计计算公式z 试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩T13.215104Nmm3〕最常用的值，齿宽系数4)10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲乏强度极限；大齿轮的齿面的接触疲乏强度极限为10-13计算应力循环次数N3.067109Nmm1由图10-19取接触疲乏寿命系数8)计算接触疲乏许用应力取失效概率为 ，安全系数1

〔10-12

H1

648MPa计算

试验算小齿轮分度圆直径

中较小的值。

H2

618.75MPadd

48.318mm计算齿宽b31.254mm计算齿宽与齿高之比m模数

2.103mm齿高计算载荷系数依据

，810-8查得动载荷系数

h4.53mm10-2查得齿间载荷安排系数可按下试计算10-9中查得取轴承系数b故载荷系数b

k2.063按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式〔10-10a〕得计算模数

d 56.36mm1m1.79mm按齿根弯曲强度设计式内的各计算数值

弯曲强度的设计公式为由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲乏强度极限大齿轮的弯曲强度极限 2〕10-18取弯曲疲乏寿命系数3)计算弯曲疲乏许用应力。取弯曲疲乏安全系数

由式〔10-12〕得KS

F1

328.57MPaF2

4〕计算载荷系数k5)查取齿形系数6〕查取应力校正系数10-5查取

k2.0637)计算大，小齿轮的 7)计算大，小齿轮的,并加以比较YYY大齿轮的数值大大齿轮的数值大9〕mm1.26m大于由齿根弯曲m大小主要取决于弯曲疲乏强度所打算的承载力量，而齿面接触疲乏强度所打算的承载力量，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乏强度，又满足了齿根弯曲疲乏强度，并做到构造紧凑，避开铺张。

Fd48.318mm1FZ251Z 942几何计算

1〕

d 50mm13) 计算中心距

d 188mm2a177.75mm2〕计算齿轮齿宽 Cb32.02mm定轴的最小直径设计

取三，轴的设计计算及校核选取轴的材料为40 ，取1〕为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径 =24mm;半联轴器与轴协作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Ⅰ-Ⅱ段的长度应比略短一些，现取 。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，应选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并依据 =24mm,

d 14.99mmmin0根本游隙组，标准精度级的单列圆锥l滚子轴承30208，其尺寸为 ，故 ；而 。右端轴径仅是为了装配便利，并不承受轴向力亦不对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1~3mm，因此取 。3〕取安装齿轮处的轴段 ；齿轮的左端与左轴承之间承受套筒定位。齿轮轮縠的宽度为 ，为了是套筒端面1.3〕取安装齿轮处的轴段 ；齿轮的左端与左轴承之间承受套筒定位。齿轮轮縠的宽度为 ，为了是套筒端面1.校核。牢靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮縠宽度，故取 。MH354NmMY94NmM 366Nm轴的弯矩和扭矩，可针对某些危急截面〔即弯矩和扭矩〕而轴径可能缺乏的截面，做弯矩合成强度校核计算，按第三强度理论，计算应力。通常由弯矩所产生的弯曲应力

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，取转切应力亦为对称循环变应力为脉动循环变应力时，取扭转切应力亦为称循环变应力时，取

；假设扭；假设对于直径为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

68caT32Nm轴承Ⅰ的校核

F Fr1

tancos1

选用 安全。如图附页C所示：439.838NcaF Fa1 tF

tansin1165F

121.14NdF r1v

ae110

2632.23N

Fr1v

632.23NFr2v

F Fre

192N

Fr2v

192NF

1929N

F 1929Nr1H 110 te

r1HFFFr2HFteFr1H654NFr2H654NFr1 r1vFFFr2HFteFr1H654NFr2H654NFr1 r1vr1H2030NFr12030NF r2v682NF682N2.求两轴的计算轴向力 和对于302058-145，轴承派生轴向力Fd1 r1634.37N2Y假设FFd1634.37NFr2213.125N2YF213.125NFaeFFd112被压紧Fa1

F 637.37Nd1

F Fa1 d1

637.37NF F Fa2 d1

513N

F F Fa2 d1

513NPP1 2FaF10.31e a20.75eF FFar1 a21X1

1 Y012，X2

0.4 Y2

1.6因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取Pf

xF

3045NpPf

r1xF

1 a1YF2

1230N

P3045N1P1230N4.验算轴承寿命 2PP1 2

,1的受力大小来验算106cL Ⅱ轴的

h 60n P h1

L 570729L”h h校核。

弯矩，扭矩图如图附页A所示：M

M 147NmHM vM 159NmT266Nm45Ⅲ轴的校核 MHMV

F LNH 11F LNV 11

253Nm 如图附页B所示：92Nm

M 253NmHM 92NmVM M2V

M2HM

269Nm

M269NmFFD360Nm2

F360Nm 合格ca 1ca4.轴承Ⅱ的校核 如图附页4.轴承Ⅱ的校核 如图附页D所示：Fa1Ft1133Nm3348NmrF1219NmaFr2vrF1219NmaFr2vF773Nm2541Nmr1HF2023Nm2685NF 2685 2153NFr2153 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C=32200N假设F NmdrF 381Nmrd2r1被压紧，2被放松rF 494Nma13.3.求轴承担量P1和P21) 1) 因轴承运转中有中等冲击载荷取P1P1P21439.4MPa1435.8MPa由于 所以按轴承由于 所以按轴承1的受力大小验算PP第Ⅲ轴承的校核。

F 3200Nt1F 1165NR1F 756N如图附页E所示：2)

r1vFr2vFr1H和 对6208 型轴

409N2177N1123N求轴承担量P1和P2

由于轴承运转中有中等冲击载荷取

F1 r1Fr2

2210N1195NfaP3315MPa1P21792.5MPa由于 所以按轴承2的受力大小验算P故所选轴承满足寿命要求。四，键连接的选择和校核1.选择键连接的类型和尺一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键按第ⅠP21792.5MPa由于 所以按轴承2的受力大小验算P故所选轴承满足寿命要求。四，键连接的选择和校核1.选择键连接的类型和尺一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键按第Ⅰ寸。根轴上键的选择：8-61中查得键的截面尺寸为：宽度高度，由轮縠宽度并参考的长度系列取键长50mm2.校核键连接的强度6-2P108机械设计查得许用挤压应力的工作长度，取其平均值 L键与轮縠键槽的接触高度，所以 适宜。第Ⅱ轴中的小圆柱齿轮上键的选择。.第Ⅱ轴中的大圆锥齿轮上键的选择。的大圆柱齿轮上键的选择。校核第Ⅲ轴

校核与上面一样，适宜。适宜。取T 中的大圆柱T 中的大圆柱齿轮上键的强度7.校核第Ⅲ轴中的最小段上键的强度1.类型选择，p称转矩。p2.14-1，p352,查得转矩类型选择

五，为了隔离震惊与冲击

T28.33Nm65.159Nmca从 中查得 型弹性套柱销联轴器的许用转矩为合用。

，许用最大转速为

，轴径为 之间六，箱体的设计箱体材料为HT150，承受剖分式箱体，箱体构造最原始的箱体的主要构造。

构思：上下箱作成具有肯定壁厚小圆柱齿轮两端面有间距

，箱体内侧壁与适宜。 ”p间距 ；下箱体内低壁与大齿轮顶圆的间距应不小于 。为适应轴承宽度和安放轴承盖，不是加大箱体两侧壁厚而是实行在座孔四周箱壁外扩成具有肯定宽度的轴承座，并在轴承座两旁设置凸台构造，是联接螺栓能紧靠座孔以提高联接刚性。为使下箱座与其他座驾联接，下箱座亦需做出凸缘底座。为增加轴承座的刚性，轴承座处可设肋板，肋板的厚度通0.85倍。铸造箱体应力力求外形简洁，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

0.025a+

8.5mm14mm轴承旁联接螺栓直径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

6

d双级减速器：

螺栓间距螺

68180mma01:a01:b轴承旁联接螺栓具体

S 一般取

; -轴承外圈直径

180mm20mm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厚大齿轮顶圆与箱内壁间距离齿轮端面与箱内壁距离

依据低速轴轴承座外径构造确定m，

12mm26mm 算减速器的润滑

的齿轮传动可承受油润合区进展润滑，同时油池的油被甩上箱壁，有助散热。为避开浸油润滑的搅油功耗太大和保证齿轮啮合区的充分润浸油齿轮的一个齿高为适度，但不少于10mm.一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于30~50mm，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高速圆周速

。320工业闭式齿轮油。减速器的密封纸封油垫或皮封油圈。减速器承受钙钠基润滑脂〔 。S八，传动装置的附件及说明轴承盖轴承盖构造承受螺钉式可分为螺钉联接式，材料为铸铁〔HT15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。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。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08F钢抛光。油标承受杆式油标，对于多级传动则需安置在低速级传动件四周。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，排油孔螺塞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。检查孔盖板为了检查传动件啮合状况，润滑状态以及向箱内注