二级圆锥圆柱齿轮减速器-设计说明书

机械设计课程设计说明书机械设计——减速器课程设计说明书课程名称：机械设计（课程设计）设计题目：二级圆锥圆柱齿轮减速器院系：专业：09机械姓名：学号：指导教师：2012年6月14日至7月3日目录一、设计任务书二、传动方案拟定3三、电动机的选择4四、运动、动力学参数计算5五、传动零件的设计计算7六、轴的设计14七、轴承的选择和计算28八、键连接的校核计算31九、联轴器选择32十、箱体设计33十一、减速器附件34十二、密封润滑34十三、设计小结35十四、参考文献35计算过程及计算说明设计任务书1、设计题目：带式运输机传动装置的设计2、已知条件工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有风尘，环境最高温度35°；使用折旧期：8年；检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；运输带速度误差：5％制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计数据运输带拉力F=3300N,运输带工作速度V=1.2m/s,卷筒直径D=350mm。二、传动方案编号方案a带——单级斜齿圆柱齿轮减速器b锥齿轮减速器——开式齿轮c二级展开式圆柱齿轮减速器d二级同轴式圆柱齿轮减速器e圆锥圆柱齿轮减速器f单级蜗杆减速器根据老师要求，选择方案e,传动方案见图如图所示：三、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）工作机所需功率：P=FV=3300×1.2=3960W=3.96kW,因为V=πDn/60000,工作机轴工作转速:nw=65.5r/min（2）传动装置的总效率查【3】表1—7得：滚筒效率效率η滚筒=0.96圆锥滚子轴承效率η轴承=0.98闭式直齿圆柱齿传动效率η圆柱齿轮=0.98弹性联轴器的效率η联轴器=0.99闭式直齿圆锥齿传动效率η圆锥齿轮=0.97η总=η滚筒×η4轴承×η圆柱齿轮×η联轴器×η圆锥齿轮=0.96×0.98×0.98×0.99×0.97=0.82（3）电动机的输出功率：Pd=P/η总=3.96/0.82=4.8kW3、确定电动机转速：按【3】表13—2推荐的传动比范围，取圆锥齿轮和圆柱齿轮传动的一级减速器传动比范围分别为2~3和3~5，则总传动比范围为I’d=6~15。故电动机转速的可选范围为nd=I’d×nw=（6~15）×65.5=393~982.5r/min符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。4、确定电动机型号按【3】表12—1，电动机同步转速可选750和1000r/min,可得到两种不同的传动比方案方案电动机型号额定功率P/kW同步转速满载转速电动机重量/kg总传动比1Y160M-67.5100097011914.82Y160L-87.575072014511根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y160L-8型电动机。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速(r/min)中心高mm轴伸尺寸Y160L-87.572016042*110四、运动参数及动力参数计算1、计算总传动比及分配各级的传动比（1)总传动比：i总=nm/nw=720/65.5=11(2)分配各级传动比:由【3】P196推荐的传动比分配方法：圆锥—圆柱齿轮减速器i锥=0.25i总可知，取圆锥齿轮啮合的传动比：i锥=0.25×11=2.75则圆柱齿轮啮合的传动比：i直=i总/i锥=11/2.75=4i锥=2~3i直=3~5符合推荐的传动比范围。2、计算各轴转速（r/min）nI=nm=720r/minn=2\*ROMANII=nI/i锥=720/2.75=261.8r/minn=3\*ROMANIII=n=2\*ROMANII/i直=261.8/4=65.45r/minnIV=n=2\*ROMANIII=65.45r/min3、计算各轴的功率（kW）P=1\*ROMANI=Pd·η联轴器=4.8×0.99=4.752kWP=2\*ROMANII=P=1\*ROMANI·η轴承·η圆锥齿轮=4.752×0.98×0.97=4.52kWP=3\*ROMANIII=P=2\*ROMANII·η轴承·η圆柱齿轮=4.52×0.98×0.98=4.3kWPIV=PⅢ*η轴承*η联轴器=4.3×0.98×0.99=4.2kW4、计算各轴扭矩（N·m）Td=9550*Pd/nm=9550×4.8/720=63.7N·mT=1\*ROMANI=Td·i0·η联轴器=63.7×1×0.99=63.1N·mT=2\*ROMANII=T=1\*ROMANI·i锥·η轴承·η圆锥齿轮=63.1×2.75×0.98×0.97=165.0N·mT=3\*ROMANIII=T=2\*ROMANII·i直·η轴承·η圆柱齿轮=165.0×4×0.98×0.98=633.9N·mTW=9550*PW/nW=9550×3.96/65.45=N·mTd、T=1\*ROMANI、T=2\*ROMANII、T=3\*ROMANIII、TW依次为电动机轴，Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ和工作机轴的输入转矩。参数轴名电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴工作机轴转速r/min720720327.365.565.5功率P/kW4.84.7524.524.34.2转矩/n*m63.763.1165.0633.9577.4传动比12.75411效率0.990.950.960.995、验证带速V=nⅢ=1.199m/s误差为=-0.0008<5%,合适五、传动零件的设计计算圆锥齿轮的设计计算已知输入功率P1=PⅠ=4.752kW,小齿轮的转速为720r/min，齿数比为u=2.75，由电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作300天），两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。（1）选定齿轮材料和精度等级1）根据【1】表10—1，选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），硬度为241～286HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为217～255HBS2）根据【1】表10—8，该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度3）试选小齿轮齿数z1=21，则z2=uz1=21×2.75=57.75，取z2=58，调整后u=z2/z1=58/21=2.76按齿面接触疲劳强度进行设计计算查【1】公式（10—26）有齿面接触疲劳强度设计公式试选载荷系数：计算小齿轮产生的扭矩：取齿宽系数：确定弹性影响系数：查【1】表10—6得，确定区域系数，查【1】图10-30标准直齿圆锥齿轮传动：根据循环次数公式，【1】公式（10-13），计算应力循环次数：查【1】图10-19得接触疲劳寿命系数：,按齿面硬度中间值，查【1】图10-21（d）得：σHlim1=600MpaσHlim2=550Mpa由【1】公式（10-12）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=SH=1：由接触强度计算出小齿轮分度圆直径，将，中较小的代入设计公式：=84.8mm齿轮的圆周速度：计算载荷系数：齿轮使用系数，查【1】表10-2得动载荷系数，查【1】图10-8得齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数，查【1】表10-9得，所以接触强度载荷系数：按载荷系数校正分度圆直径，由【1】公式（10-10a）得：查【2】表8-10，取标准值4.5计算齿轮的相关参数分度圆直径：分度圆锥角：齿顶高:齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：锥距：齿宽：，查【2】表8-11得：圆整取校核齿根弯曲疲劳强度载荷系数2.72当量齿数查【1】表10-5得取安全系数查【1】图10-18得弯曲疲劳寿命系数，按齿面硬度中间值查【1】图10-20（c）得：许用应力校核强度，由【1】公式（10-23）和公式（10-22）得：计算得：有以上计算可知，弯曲疲劳强度满足，参数合理。圆柱斜齿轮的设计计算设计基本参数与条件：齿数比u=4,传递功率P=2\*ROMANII=4.52kW，主动轴转速n=2\*ROMANII=261.8r/min，采用两班制工作，寿命8年（一年以300天计算）。（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数1）根据【1】表10—1，选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），硬度为241～286HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为217～255HBS2）根据【1】表10—8，该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度3）试选小齿轮齿数z1=23，则z2=uz1=23×4=92，4）初选螺旋角（2）按齿面接触疲劳强度设计查【1】公式（10-21）有齿面接触疲劳强度设计公式初选载荷系数：小齿轮传递的扭矩：取齿宽系数：确定弹性影响系数：查【1】表10-6，确定区域系数：查【1】图10-30，根据应力循环次数公式【1】公式（10-13）查【1】图10-19得接触疲劳寿命系数：按齿面硬度中间值，查【1】图10-21（d）得：σHlim1=600MpaσHlim2=550Mpa由【1】公式（10-12）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=SH=1：许用接触应力由【1】图10-26查得：，则带入数值计算得：圆周速度：齿宽b及模数：计算纵向重合度：计算载荷系数：齿轮使用系数，查【1】表10-2得动载系数，查【1】图10-8得齿间分配系数，查【1】表10-3得齿向载荷分布系数，查【1】表10-4得，查【1】图10-13得接触疲劳强度载荷系数：按载荷系数校正分度圆直径，由【1】公式（10-10a）计算模数：按齿根弯曲强度设计查【1】公式（10-17）计算载荷系数：根据纵向重合度，从【1】图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数：由【1】图10-20c得弯曲疲劳强度极限由【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数，由【1】公式（10-12）得：由【1】表10-5查得齿形系数，应力校正系数，计算大、小齿轮并加以比较：大齿轮的数值大。设计计算，由公式得：对比此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5mm，已可满足弯曲强度，但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来计算应有的齿数。于是由取，则（4）几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为186mm。按圆整后的中心距修正螺旋角因β值改变不多，故参数等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取B2=75mm；B1=8Omm。六、轴的设计计算输入轴的设计计算1．已知：PⅠ=4.752kw,nⅠ=720r/min,TⅠ=63.1N·m2．选择材料并按扭矩初算轴径选用45#钢调质，硬度217～255HBS，=650Mpa，根据【1】表15-3取A0=110，由【1】公式（15-2）得：考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则d=20.6×(1+5%)mm=22mm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.3.初步选择联轴器联轴器的计算转矩，查【1】表14-1得,所以：考虑I轴与电动机伸轴用联轴器联接，并考虑用弹性柱销联轴器，因为电动机的轴伸直径，查【3】表8-7，选择型号：LX3联轴器GB/T5014-2003主动端：Z型轴孔、C型键槽、，轴配长度。从动端：J型轴孔、A型键槽、，轴配长度。轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案如下图：（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位轴段1-2，由联轴器型号直径为30mm，所以取，轴向长度应该略小于轴配长度60mm，取。为了定位半联轴器，1-2轴右端应有轴肩，在确定轴段2-3的轴径时，应同时考虑密封圈的尺寸，该处轴的圆周速度小于，选用毡圈油封，查【3】表7-12，选用毡圈35。则。选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用系列圆锥滚子轴承。参考查【3】表6-7.选取型号30208圆锥滚子轴承，尺寸：故，由于与轴承配合的轴的长度应略小于轴承宽度的2~3mm，所以取。此两对轴承均系采用轴肩定位，查【3】表6-7得：，所以轴承轴肩定位高度h=3.5mm，因此取。查【3】表11-10，取固定轴承端盖的螺钉为M8，则直径，轴承端盖的宽度，取端盖，则轴承端盖总宽度为25.6mm，取25mm。由于装拆及添加润滑油的要求，轴承端盖外端面与半联轴器右端面的距离，故取安装齿轮处的直径，查【3】表11-7得圆锥齿轮：，轮毂宽度，取，齿轮端面与轴承间距取10mm，故。取，所以输入轴的总轴长为：轴上零件的周向定位半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。查【3】表4-1得：左端半联轴器与轴连接的键剖面公称尺寸，键长略小于轴段，取，半联轴器与轴的配合选用；右端齿轮与轴连接的键剖面公称尺寸，键长略小于齿轮轮毂长度，取，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮的轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。查【1】表15-2，轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径为1.6mm。轴强度的计算及校核求平均节圆直径：已知，则锥齿轮受力分析：已知，查【1】公式（10-22）得圆周力：径向力：轴向力：轴承的支反力绘制轴受力简图（如下图）轴承支反力查【3】表6-7得轴承的支撑作用点，齿轮对轴力的作用点，所以由受力图可求得做、平面的弯矩，轴的扭矩图如上图。内力分析：由内力图看见，轴的危险截面可能发生在截面B处。由于通过圆轴轴线的任一平面都是纵向对称平面，所以可将同一横截面上两相互垂直的弯矩按矢量和求其合成弯矩，即：扭矩：，查【1】公式（15-5）则轴的弯扭合成强度条件为：查【1】表15-1得45#钢的,因为单向回转，视扭矩为脉动循环，取，所以，而作用在B点的轴的直径，并且由于各轴段的最小直径为30mm，所以整个轴满足强度要求。中间轴的设计1.已知：2．选择材料并按扭矩初算轴径选用45#钢调质，硬度217～255HBS，=650Mpa，根据【1】表15-3取A0=110，由【1】公式（15-2）得：轴的结构设计1)拟定轴的装配方案如下图2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位该轴不长，故采用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。轴段1-2及轴段5-6上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮上承受较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。根据，暂取轴承30206，查【3】表6-7得轴承尺寸：,内圈宽度，内圈定位直径，外圈定位直径，轴承对轴上力作用点与外圈大端的距离，故取。取安装大锥齿轮和圆柱斜齿轮轴的直径，则锥齿轮轮毂长度为，取，为了使套筒可靠的压紧锥齿轮的左端面，取，根据圆柱斜齿轮的齿宽B1=80mm，取。以箱体—小圆锥齿轮的中心线为对称轴，大锥齿轮的右端面应该与圆柱斜齿轮的左端面关于对称轴对称。查【3】表11-7，大圆锥齿轮的右端面到中心对称轴的距离，而，取，，，则，取10mm。因为齿轮靠轴肩轴向定位轴，所以3-4段的轴径略大于齿轮的安装轴径，取锥齿轮的右端面和圆柱斜齿轮的左端面与箱体内壁的距离均取，查【3】表11-1可得，由于轴承采用油润滑，故轴承内端面与箱体内壁的距离取为，所以轴上零件的周向定位齿轮定位用平键，查【3】表4-1，锥齿轮选择键圆柱斜齿轮选择键4）查【3】表1-27，取轴端倒角为1.6mm，圆角为1.6mm。4.轴强度的计算及校核1）求平均节圆直径：已知大圆锥齿轮，则，圆柱斜齿轮的节圆直径2)锥齿轮受力分析：已知，查【1】公式（10-22）得圆周力：径向力：轴向力：圆柱斜齿轮受力分析：圆周力径向力：轴向力：3）轴承的支反力绘制轴受力简图（如下图）轴承支反力查【3】表6-7得轴承的支撑作用点，所以由受力图可求得做、平面的弯矩，轴的扭矩图如上图。内力分析：由内力图看见，轴的危险截面可能发生在截面B处。由于通过圆轴轴线的任一平面都是纵向对称平面，所以可将同一横截面上两相互垂直的弯矩按矢量和求其合成弯矩，即：扭矩：，查【1】公式（15-5）则轴的弯扭合成强度条件为：查【1】表15-1得45#钢的,因为单向回转，视扭矩为脉动循环，取，所以所以满足弯扭强度要求。查【1】表15-3得45#钢,满足扭转强度要求。由以上可知，轴设计合理。输出轴设计（Ⅲ轴）1.已知：2．选择材料并按扭矩初算轴径选用45#钢调质，硬度217～255HBS，=650Mpa，，根据【1】表15-3取A0=110，由【1】公式（15-2）得：，考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则。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【1】表14-1得,所以：为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，考虑用弹性柱销联轴器，查【3】表8-7，选择型号：LX3联轴器GB/T5014-2003,即J型轴孔、A型键槽、.相应的轴段，长度略小于联轴器轴孔长度，取。3.轴的结构设计拟定轴的装配方案如下图：轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位轴段2-3与密封圈的设计。在确定轴段2-3的轴径时，应同时考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度：轴段2-3的轴径，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于，选用毡圈油封，查【3】表7-12，选用毡圈55。则。取轴承端盖的右端面到联轴器的左端面的距离为30mm，轴承盖的宽度为25mm，则。选取轴承型号。根据，选取轴承型号为30212，,内圈宽度，内圈定为高度，外圈定位高度，轴承受力作用点。所以，略小于轴承内圈宽度，取。因为轴承的内圈定为高度，所以取。由于斜齿轮要对称啮合，所以斜齿轮的左端面到箱体内壁的距离为+2.5=10.5mm，箱体内壁到轴承右端面的距离为，轴承内圈宽度为22mm，因为6-7段的长度应小于齿轮长度2mm，所以，，。取安装齿轮的轴径为，则。中间轴和输出轴的两侧的轴承应安装在同一平面内，中间轴两轴承中心平面间的距离为，取输出轴，则。6）轴上零件的周向定位齿轮定位用平键，查【3】表4-1，圆柱斜齿轮选择键7）查【3】表1-27，取轴端倒角为3mm，圆角为3mm。轴的强度校核1）求平均节圆直径：圆柱斜齿轮的节圆直径2)圆柱斜齿轮受力分析：圆周力：径向力：轴向力：3）轴承的支反力绘制轴受力简图，如下图所示；查【3】表6-7得轴承的支撑作用点，所以由受力图可求得做、平面的弯矩，轴的扭矩图如下图。内力分析：由内力图看见，轴的危险截面可能发生在截面B处。由于通过圆轴轴线的任一平面都是纵向对称平面，所以可将同一横截面上两相互垂直的弯矩按矢量和求其合成弯矩，即：扭矩：，查【1】公式（15-5）则轴的弯扭合成强度条件为：查【1】表15-1得45#钢的,因为单向回转，视扭矩为脉动循环，取，所以所以满足弯扭强度要求。查【1】表15-3得45#钢,满足扭转强度要求。由以上可知，轴设计合理。轴承的选择与计算输入轴的轴承：30208圆锥滚子轴承求两轴承受到的径向载荷，由受力图可求得：所以求两轴承的轴向力查【3】表6-7得，则两轴承的派生轴向力因为，A处轴承被压紧，所以求当量动载荷因为由【1】表13-5查得径向载荷系数和轴向载荷系数为：对轴承1X1=0.4，Y1=1.6对轴承2X2=1，Y2=0因为轴承运转中有轻微冲击，查【1】表13-6取，则验算轴承寿命因为P2＞P1，所以按轴承2的受力大小验算2.中间轴轴承30206圆锥滚子轴承求两轴承受到的径向载荷，由受力图可求得：所以2)求两轴承的轴向力查【3】表6-7得，则两轴承的派生轴向力因为，A处轴承被压紧，所以3)求当量动载荷因为由【1】表13-5查得径向载荷系数和轴向载荷系数为：对轴承1X1=0.4，Y1=1.6对轴承2X2=1，Y2=0因为轴承运转中有轻微冲击，查【1】表13-6取，则4)验算轴承寿命因为P1＞P2，所以按轴承1的受力大小验算3.输出轴轴承:30212圆锥滚子轴承1)求两轴承受到的径向载荷，由受力图可求得：所以2)求两轴承的轴向力查【3】表6-7得，则两轴承的派生轴向力因为，C处轴承被压紧，所以3)求当量动载荷因为由【1】表13-5查得径向载荷系数和轴向载荷系数为：对轴承1X1=1，Y1=0对轴承2X2=0.4，Y2=1.5因为轴承运转中有轻微冲击，查【1】表13-6取，则4)验算轴承寿命因为P2＞P1，所以按轴承1的受力大小验算八．键的计算校核1.输入轴上的键查【3】表6-2，取联轴器处：2）小锥齿轮处：3）大锥齿轮处：4）小斜齿轮处：5）大斜齿轮处：九．联轴器的选择1.输入轴联轴器：考虑I轴与电动机伸轴用联轴器联接，并考虑用弹性柱销联轴器，因为电动机的轴伸直径，查【3】表8-7，选择型号：LX3联轴器GB/T5014-2003，公称转矩，许用转速主动端：Z型轴孔、C型键槽、，轴配长度。从动端：J型轴孔、A型键槽、，轴配长度。输出轴联轴器：为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，考虑用弹性柱销联轴器，查【3】表8-7，选择型号：LX3联轴器GB/T5014-2003,公称转矩，许用转速。即J型轴孔、A型键槽、.相应的轴段，长度略小于联轴器轴孔长度，取。十．减速器箱体结构尺寸名称符号结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径=0.036a+12M20地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径M16盖与座连接螺栓直径M12联接螺栓d2的间距l=150~200180轴承端盖螺钉直径M8视孔盖螺钉直径M8定位销直径10到外机壁距离C126，22，18至凸缘边缘距离C224，16轴承旁凸台半径R1=C220凸台高度h=20mm外机壁至轴承座端面距离48大齿轮顶圆与内机壁距离12齿轮端面与内机壁距离8机盖、机座肋厚8轴承端盖外径120，90，160轴承旁联接螺栓距离S≈D2120，90，160十一．减速器附件的选择由《机械设计课程设计手册》选择通气塞M16×1.5,A型压配式圆形油压表A32JB/T7941.1-1995,外六角螺塞及封油垫M14×1.5,箱座吊耳，吊环螺钉M16（GB/T825-1988），启盖螺钉M8。十二.齿轮的密封与润滑齿轮采用润滑油润滑，由《机械设计基础课程设计》选名称为工业闭式齿轮油(GB-5903-1995)，代号为L-CKC220润滑剂。因为齿轮的速度小