机械设计课程设计锥齿轮圆柱齿轮减速器说明书

机械设计课程设计说明书

题目：锥齿轮圆柱齿轮减速器

班级：__________________

姓名：__________________

学号：__________________

指导教师：__________________

目录

第一节设计任务书........................................................1

1.1设计题目..........................................................1

1.2设计步骤..........................................................1

第二节传动装置总体设计方案..............................................2

2.1传动方案..........................................................2

第三节选择电动机........................................................3

3.1电动机类型的选择..................................................3

3.2确定传动装置的效率................................................3

3.3选择电动机容量....................................................3

3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比................................4

3.5动力学参数计算....................................................4

第四节减速器高速级齿轮传动设计计算......................................6

4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数................................6

4.2按齿面接触疲劳强度设计............................................6

4.3按齿根弯曲疲劳强度设计............................................8

4.4确定传动尺寸.....................................................10

第五节斜圆柱齿轮传动设计计算...........................................12

5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数...............................12

5.2按齿面接触疲劳强度设计...........................................12

5.3按齿根弯曲疲劳强度设计...........................................14

5.4确定传动尺寸.....................................................17

第六节链传动设计计算...................................................18

第七节轴的设计和校核...................................................21

7.1输入轴设计计算...................................................21

7.2中间轴设计计算...................................................26

7.3输出轴设计计算...................................................32

第八节滚动轴承计算校核.................................................39

8.1输入轴轴承计算校核...............................................39

8.2中间轴轴承计算校核...............................................40

8.3输出轴轴承计算校核...............................................41

第九节键连接的选择及校核计算...........................................42

9.1输入轴键选择与校核................................................42

9.2中间轴键选择与校核...............................................42

9.3输出轴键选择与校核...............................................43

第十节联轴器设计.......................................................44

10.1输入轴上联轴器..................................................44

第十一节减速器的润滑和密封.............................................45

11.1减速器的润滑....................................................45

11.2减速器的密封....................................................45

第十二节减速器附件及箱体主要结构尺寸...................................46

12.1减速器附件的设计与选取..........................................46

12.2减速器箱体主要结构尺寸..........................................50

第十三节设计小结.......................................................52

参考文献.................................................................52

第一节设计任务书

1.1设计题目

二级圆锥-直齿圆柱减速器，拉力F=6000N,速度v=0.5m/s,直径D=352mm,每天工

作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流

电源，电压380/220V。

1.2设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.计算传动装置的运动和动力参数

5.链传动设计计算

6.减速器内部传动设计计算

7.传动轴的设计

8.滚动轴承校核

9.键联接设计

10.联轴器设计

11.润滑密封设计

12.箱体结构设计

第二节传动装置总体设计方案

2.1传动方案

传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器

1）该方案的优缺点

二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布

置的机械传动中。

和齿轮传动比较，链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力;能在低速、

重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动比较，它能保证准确的平均传动

比,传递功率较大，且作用在轴和轴承上的力较小;传递效率较高，一般可达0.95〜0.97;链条的

钱链磨损后，使得节距变大造成脱落现象;安装和维修要求较高。

2

第三节选择电动机

3.1电动机类型的选择

按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V,Y型。

3.2确定传动装置的效率

联轴器的效率：ni=0.99

滚动轴承的效率：n2=0.98

闭式圆锥齿轮的效率：n3=0.97

链传动的效率：nc=0.96

闭式圆柱齿轮的效率：n4=0.98

工作机的效率：nw=0.95

3

H=T)1T]2r)3T)cMHw=0.99x0.98x0.97x0.96x0.98=0.8503

3.3选择电动机容量

工作机所需功率为

Fv6000X0.5

P=--------=——~——=3.158kW

w1000nw1000x0.95

电动机所需额定功率:

P3.158,

P=—w=———=3.714kW

dx]0,8503

工作机轴转速:

60X1000v60X1000X0.5

n=27.13r/min

wITDITx352

综合考虑选定电机型号为：YE4-132M1-6的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW,满

载转速为nm=970i7min,同步转速为nt=1000r/mino

表3-1电机选择方案对比

方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)

1Y160M1-84750720

2YE4-132M1-641000970

3

3YE4-112M-4415001455

4YE4-112M-2430002915

3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比的计算

由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可以计算出传动装置总传动比

为：

nm970

ia=—=——=35.755

nw27.13

（2）分配传动装置传动比

取链传动比：1=3.23

锥齿轮（高速级）传动比

ii=0.25i=0.25x11.06=2.76,取=2.76

则低速级的传动比为

i2=4.01

减速器总传动比

ib=.i2=11.068

3.5动力学参数计算

（1）各轴转速：

输入轴:nj=nm=970.00r/min

中间轴：n=—=——=351.45r/min

2hz.76

.....n2351.45/

输出轴：n3=—==87.64^min

124,U1

n87.64/

工作机轴：r»4=二3==27.13r/min

（2）各轴输入功率:

4

输入轴：Pi=Pdni=4x0.99=3.96kW

中间轴：P2=Pln2n3=3.96x0.98x0.97=3.76kW

输出轴：P3=P2n2n4=3.76x0.98x0.98=3.61kW

工作机轴：=P3n2nc=3.61x0.98x0.96=3.40kW

(3)各轴输入转矩：

输入轴：Ti=9550x—=9550x——=38.99N-m

970

p3.76

=9550x—2=9550X=102.17N*m

中间轴：T2==351.45

n2

P3.61

输出轴：T=9550x—3=9550x-------：=393.38N-m

387.64

n3

塌3.40

工作机轴：T=9550x—=9550x——=1196.83N-m

427.13

n4

运动和动力参数列表如下;

表3-3各轴动力学参数表

编号电机轴输入轴中间轴输出轴工作机轴

功率4kW3.96kW3.76kW3.61kW3.40kW

转速970r/min970r/min351.45r/min87.64r/min27.13r/min

转矩39.38N-m38.99N-m102.17Nm393.38N-m1196.83N-m

传动比12.764.013.23

效率0.990.970.980.96

5

第四节减速器高速级齿轮传动设计计算

4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1）选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为a=20°。

2）参考表10-7选用7级精度。

3）材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBW,大齿轮45（调

质），硬度为240HBW

4）选小齿轮齿数zi=32,则大齿轮齿数Z2=89O

4.2按齿面接触疲劳强度设计

4.2.1由式(10-29)试算小齿轮分度圆直径，即

32

d>_____41<HtT_____/ZHZEZ£\

2

批一JcpR(1-0.5(pR)u\[aH])

1)确定公式中的各参数值

①试选Knt=1.3

②计算小齿轮传递的扭矩：

P3.67

T=9550X-=9550x——=36.51N・m

n970

③选取齿宽系数由口=0.3

④计算区域系数ZH：

ZH=2.49

⑤由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8VMPao

计算由分锥角

诙=arctan(包)=arctan(筹)=19.7761°

82=90-19.7761°=70.2239°

计算当量齿数

Zi32

z=--------=------------------=34.006

Vv1coscos19.7761°

6

z289

Zv2=-----=----rcrcccc=263.045

cos62cos70.2239

⑥由式(10.9)计算接触疲劳强度用重合度系数Z£。

Zixcosa/34.006xcos20°\-

a=arccos-----——=arccos-,——-———二27.44°

alIZi+2h*\34.006+2x1/

/z2xcosa\263.045xcos20°\

aa2=arccos-----———=arccos-----------------=21,156°

Vz2+2h*)263.045+2x1/

z(tana—tanaJ+z(tana—tana')

--vl--------a-l-------------v-2-------a-2---------=1.804

2n

4-1.804

2g=---------=0.856

⑦计算接触疲劳许用应力［o

由图10-21C查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为

0Hlim1=600Mpa，aHiim2=550Mpa

由图10-19查取接触疲劳系数

KHNI=0.86,KHN2=086

取失效概率为1%,安全系数S=l,由式(10-14)得

「ui0Hlim1KHNI600x0.86

[aHJi=-----------=-----------=516MPa

SH1

「U10Hlim2KHN2550X0.86

|aHl2=-----------=-----；----=473MPa

SH1

取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，则心田=473MPa

2)试算小齿轮分度圆直径

422计算圆周速度v

dml=dlt(l—0.5(PR)=61.31x(1—0.5x0.3)=52.11mm

7

TTdmlnTTx52.11x970

Vm=加丽=60x1000=2.62m/s

423计算当量齿宽系数6d

Vu2+1

b(PR九-2~27.17

(Pd=-

dmidml

4.2.4计算载荷系数

查表10-2得使用系数KA=1

查图10-8得动载系数Kv=1.103

取齿间载荷分配系数：KH.,=1

查表得齿向载荷分布系数：KHP=1.296

实际载荷系数为:

KH=KAKVKHaKHp=1x1.103X1X1.296=1.429

4.2.5按实际载荷系数算得的分度圆直径

3KH31.429「

六二61.31Xy』二63.274mm

由=dlt

KHt、1.3

4.2.6计算模数

di63.274

mt=—=———=1.98mm

Zi32

4.3按齿根弯曲疲劳强度设计

(1)试算齿轮模数，即

34KFtTYgYFaYsa

m>

t2CT

(pR(1—0.5(PR)2ZIVU+1[F]

8

4.3.1确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数Ki;t=1.3

②重合度系数Y,

0.750.75

Y=0.25+=0.25+=0.666

E1.804

③计算YFaXYSa/[。F]

由表查得齿形系数

YFal=2.46,YFa2=2.12

查得应力修正系数

Ysai=1.64,YSa2=1.86

由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:

=500MPa>aFlim2=320MPa

由图查取弯曲疲劳系数：

KFNI=0.88,KFN2=0.88

取弯曲疲劳安全系数S=1.25,由式(10-14)得

CT

r]FiimiKFNI500x0.88

[OFI]=-------g-------=-m—=352MPa

^Flim2KFN2320X0.88

Fl,

[aF2]==____=225.28MP

丫詈_衿=0,01146,丫喂”=0.01750

[叫i[QF]2

两者取较大值，所以：牛平=0.0175

将确定后的数值代入设计式，求得：

4KTYYY

Ft£F:a；Sa

mt>=1,503mm

<PR(1-0.5(PR)2ZJVU2+1CF]

(2)调整齿轮模数

1)圆周速度v

di=mZ[=1.503x32=48.096mm

9

dml=由(1—0.5(pR)=48.096x(1—0.5x0.3)=40.88mm

KdnTTx40.88x970

v=----m-l---=--------------=2.05

mm60x100060x1000

2)齿宽b

Vu2+1V2.762+1_

b—(PRd]------=0.3x48.096-----------21.178mm

3)齿宽与中点齿高之比b/h：

bm(l-0.5(p)21.178

-------t---------R---------/b5

hm(2ha+c*)xmm2.812

3)计算实际载荷系数心

查图得动载系数Kv=L099

取齿间载荷分配系数：KFa=L2

查表得齿向载荷分布系数：KHp=1.296

查表得齿向载荷分布系数：K印=1.058

由式实际载荷系数为：

KF=KAKVKFC(KFp=1x1.099x1.2x1.058=1.395

4)计算按实际载荷系数算得的齿轮模数：

3K31.395H

m=m--F=1.503x———=1.539mm,取m=2.5mm。

t、Kpt、1.3

对比计算结果，满足弯曲疲劳强度就近取m=2.5mm；为了同时满足接触疲劳强度，需

按接触疲劳强度算得的分度圆直径di=63.274mm来计算小齿轮的齿数，取zi=32,则

Z2=89O

4.4确定传动尺寸

4.4.1实际传动比

89

u二­Z2—=2.78

Z132

大端分度圆直径：

由=Zim=32x2.5=80.00mm

10

d2=z2m=89x2.5=222.50mm

4.4.2计算分锥角

=arctan(M)=arctan(邕)=19.7761°

S2=90-19.7761°=70.2239°

4.4.3齿宽中点分度圆直径

dml=d1(l—0.5(pR)=80x(1—0.5x0.3)=68mm

dm2=d2(l—0.5(PR)=222.5x(1—0.5x0.3)=189.125mm

4.4.4锥顶距为

d]r-----80/---------

R=yVu2+1=y42.782+i=118.18mm

4.4.5齿宽为

Vu2+1A/2.782+1

b=q)Ra-------=0.3x80----------=35.453mm

取b=35mm

4.4.6锥齿轮主要设计结论

表4-1齿轮主要结构尺寸

代号名称计算公式小齿轮大齿轮

模数mm2.52.5

齿数Z3289

齿宽B3535

分度圆直径dd80222.5

分锥角519°46'33"70°1326”

锥距R118.175118.175

11

第五节斜圆柱齿轮传动设计计算

5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1）根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为a=20°,初选螺旋角B=14°。

2）参考表10-7选用7级精度。

3）材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBW,大齿轮45（调

质），硬度为240HBW

4）选小齿轮齿数zi=23,则大齿轮齿数Z2=ziXi=21X4.01=92o

5.2按齿面接触疲劳强度设计

5.2.1由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即

32

2KHtTu+1/ZHZEZ£Zp\

ditN

J<Pdu1[oH])

1)确定公式中的各参数值

①试选Knt=1.3

②计算小齿轮传递的扭矩：

P3.61

T=9550x-=9550x——-=102.17N・m

n351.45

③由表10-8选取齿宽系数6d=1

④计算区域系数ZH

/tana\/tan20°\

a=arctanI-------nI=arctan-------I=20.562°

t\cosp/\cos14°/

0b=arctan(tan0xcosat)=arctan(tan14xcos20.562)=13.14°

2xcosBb2xcos13.14

ZH=--------------=------------------------------------------=2.43

JcosatxsinatJcos20.562°xsin20.562°

⑤由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。

⑥由式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数Z£o

Zi(tana-tana)+z(tana-tana)

£„=------------a-t-l------------t-------2----------a-t2-------------t--=1.63

a2n

12

4=L4—%（1』）+4—1.63QT667）+奇1.667=。.7。4

⑦由公式可得螺旋角系数Zp。

Zp=Jcos，=Vcos14=0.985

⑧计算接触疲劳许用应力［。田

由图10-21C查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为

0HlimI=600Mpa，aHiim2=550Mpa

由图10-19查取接触疲劳系数

KHN1=0.86,KHN2=0.93

取失效概率为1%,安全系数S=l,由式（10-14）得

0Hlim1KHNI_60°义0.86

［同1==516MPa

0Hlim2KHN2550X0.93

［。用2==511.5MPa

取［0川和［OH］中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

［。H］=511.5MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

3

2KHtTu+1，ZHZEZgZp

dit2

2x1.3x95820万+12.43x189.8x0.704x0.985

=49.524mm

185

H

522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圆周速度v

13

ITdnTTX49.524x351.45

ltv=-------------=0.9m/s

60x100060x1000

②齿宽b

b=cpddit=1x49.524=49.524mm

2）计算实际载荷系数KHO

①由表10-2查得使用系数KA=1.25

②根据v=0.9m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=L04

③齿轮的圆周力。

T102170

Ft=2X—=2x=3869.64N

di49.524

KAXFt/b=1.25X3869.64/49.524=98N/mm<100N/mm

查表10-3得齿间载荷分配系数KH“=1.4

由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系

数KHP=1.317

由此，得到实际载荷系数

KH=KAKVKHaKHp=1.25x1.04x1.4x1.317=2.397

3)由式(10-12),可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

3KH32.397

dt=dlt——=49.524x—60.728mm

JKHtqi.3

4）及相应的齿轮模数

dixcosB60.728xcos14°

m=--------------=---------------------=2.81mm

nnZi21

5.3按齿根弯曲疲劳强度设计

1）由式（10-20）试算模数，即

32KFtT丫£YBCOS20YFaYsa

Hint>

、(PdZ1即］

2）确定公式中的各参数值。

14

/tana\/tan20\

a=arctan-------n=arctan-------=20.562°

t\cosp/\cos14°/

①试选载荷系数KFt=1.3

②由式(10-18),可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数YEo

Zi(tanaatl-tanat)+z2(tanaat2—tanat)

”=“

得?a=1.63

Pb=arctan(tan0xcosat)=13.14°

0.750.75

YE=0.25+——=0.25+——=0.686

Eav1.719

③由式(10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YR。

B14

YR=1-£g-^―=1-1.667x——=0.806

''120°120°

④计算YFaXYsa/[OF]

小齿轮当量齿数：

Zi21

Z=----=--------„=22.988

V1cos3Pcos314

大齿轮当量齿数：

z85

Z=----2==----=93.048

v2cos3pcos314

由表10-5查得齿形系数

YFal=2.69,YFa2=2.19

查得应力修正系数

Ysai=1.58,YSa2=1.78

由图10-20c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为

oFiiml=500MPa、aFiim2=320MPa

由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数

KFNI=0.88,KFN2=0.92

取弯曲疲劳安全系数S=1.25,由式(10-14)得

15

i^FlimlKFNI500X0.88

[aF1]=弋=—=352MPa

CTp|jm2KFN2320x0.92

[aF2]=W"=-=235.52MPa

YpaiYsaiYFa2YSa2

=0.01207,=0.01655

[。可][。印2

两者取较大值，所以

YFaYSa

7.=0.01655

3)试算齿轮模数

2

32KTYYPcospYY

Ft-eIF；aFSa=1.695mm

m>

nt<Pdzf

5.3.1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：

m21

由=nt:=1.695x———=36.685mm

cospcos14°

7rdinITx36.685x351.45

v=----------=----------------------=0.668m/s

60x100060x1000/

齿宽比b/h：

bq)d由36.685

-=-------------------=-------=9,619

h(2h*a+c*)xmnt3.814

2)计算实际载荷系数KF

根据v=0.668m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.063

查表10-3得齿间载荷分配系数KF..=1.2

由表10-4用插值法查得KH@=L317,查图10-13,得。=1.062。

则载荷系数为

KF=KAKVKFttK印=1.25x1.063x1.2x1.062=1.693

3)由式(10-13),按实际载荷系数算得的齿轮模数

16

3KF31.693

m=m--=1.695x_-=1.851mm

1n1ntjKFtJ1.3

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，可取由并就近圆

整为标准值m=3mm,按di=60.728mm来计算小齿轮的齿数，取z1=23,则Z2=92。

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。

5.4确定传动尺寸

5.4.1计算中心距

(Zi+z)xm(23+92)x3

a=---------2--------n=—----------=177.78mm

2xcosp2xcos14

圆整为a=178mm

/(+z)xm\((23+92)x3、

B=aC0S[一Z12—n尸aC°S[2X178尸142802

542计算小、大齿轮的分度圆直径

mZd3x23

di=---n----=------..=71.20mm

cospcos14.2802

mz3x92

d=---n----2=-----------——-二284.80mm

2cosPcos14.2802

5.4.3计算齿宽

b=0d由=71.20mm

考虑到不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略为加宽

取Bl=72mm,B2=67mm

主要设计结论

齿数zi=23,Z2=92,模数m=3mm,压力角a=20°,螺旋角B=14.2802°=14°

467",中心距a=178mm,齿宽Bi=72mm、B2=67mm

17

5.4.5齿轮参数和几何尺寸总结

表5-1齿轮主要结构尺寸

名称和代号计算公式小齿轮大齿轮

中心距a178178

齿数Z2392

模数m33

齿宽B7267

螺旋角B右旋14°46'7"左旋14°46'7"

第六节链传动设计计算

1）选择链轮齿数

取小链轮齿数zi=21,链轮齿数为Z2=iXzi=67.2,所以取Z2=69。

实际传动比i=Z2/zi=3.29

2）确定计算功率

/19\108/19\108

"（3=（五）及皿

由表9-6查得工况系数KA=1,主动链轮齿数系数K,=0.898,单排链，则计算功率为

Pea=KAKZP=1x0.898x3.28=2.945kW

3）选择链条型号和节距

根据Pca=2.945kW,m=87.64r/min,查表可选O8A-1,链条节距p=12.7mm。

4）计算链节数和中心距

初选中心距

a0=（30〜50）xp=（30〜50）x12.7=381~635mm

18

取ao=5O8mm,相应的链长节数为

Lp=2x%+^+?（匚丫=126.459节

°P2a0\2n/

取链长节数Lp=126节

查表9-7,得至ljfi=0.24532,则链传动的最大中心距为

amax=flP（2Lp-（Z1+z2））=504.72mm

5）计算链速v,确定润滑方式

Zinp21x86.74x12.7

v=---------=-----------------=0.386m/s

60x1000