二级圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书

设计说明书目录第一部分设计任务书..............................................4第二部分传动装置总体设计方案.....................................5第三部分电动机的选择............................................53.1电动机的选择............................................53.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6第四部分计算传动装置的运动和动力参数.............................7第五部分齿轮传动的设计..........................................85.1高速圆柱齿轮传动设计计算.................................85.2低速圆锥齿轮传动设计计算................................15第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................236.1输入轴的设计...........................................236.2中间轴的设计...........................................276.3输出轴的设计...........................................33第七部分轴承的选择及校核计算....................................417.1输入轴的轴承计算与校核...................................417.2中间轴的轴承计算与校核...................................427.3输出轴的轴承计算与校核...................................42第八部分联轴器与离合器的选择......................................438.1输入轴处联轴器...........................................438.2输出轴处离合器...........................................44第一部分设计任务书一、初始数据设计二级圆锥圆柱齿轮减速器，初始数据F=50N，V=0.2355m/s，D=150mm，设计年限（寿命）：15年，每天工作班制（8小时/班）：1班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。二.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.齿轮的设计6.滚动轴承和传动轴的设计7.键联接设计8.箱体结构设计9.润滑密封设计10.联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案一.传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：选择电动机-联轴器-圆柱齿轮传动-离合器-圆锥齿轮传动-工作机。二.计算传动装置总效率a=60.994×0.97×0.99×0.96×0.97×0.99=0.851为轴承的效率,2为圆锥齿轮传动的效率,3为联轴器的效率,4为工作装置的效率，5为圆柱齿轮传动的效率，6为离合器的效率。第三部分电动机的选择3.1电动机的选择圆周速度v:v=0.2355m/s工作机的功率Pw:P电动机所需工作功率为:P工作机的转速为:n=50r经查表按推荐的传动比合理范围，圆柱齿轮传动比范围i=8左右，圆锥齿轮传动比范围i=5左右。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y180L-6的三相异步电动机，额定功率为15W,满载转速nm=200r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G180mm710×430279×27915mm48×11014×42.53.2确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:i（2）分配传动装置传动比:取增速级圆柱齿轮的传动比为:i减速器锥齿轮的传动比为:i第四部分计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：n中间轴：n输出轴：n工作机轴：n（2)各轴输入功率:输入轴：P中间轴：P输出轴：P工作机轴：P则各轴的输出功率：输入轴：P中间轴：P输出轴：P工作机轴：P(3)各轴输入转矩:电动机轴输出转矩：T输入轴：T中间轴：T输出轴：T工作机轴：T各轴输出转矩为：输入轴：T中间轴：T输出轴：T工作机轴：T第五部分齿轮传动的设计5.1高速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）材料选择：由表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS，大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数Z1=26，大齿轮齿数Z2=26×3=72，取Z2=72。（4）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩T③选取齿宽系数φd=1。④由图查取区域系数ZH=2.5。⑤查表得材料的弹性影响系数Z⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。端面压力角：αα端面重合度：ε重合度系数：Z⑦计算接触疲劳许用应力[H]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：NN查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.87、KHN2=0.89。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:σσ取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σ2）试算小齿轮分度圆直径d（2）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vv=②齿宽bb=2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1.25。②根据v=0.1225m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.12。③齿轮的圆周力FK查表得齿间载荷分配系数KH=1.2。④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.452。由此，得到实际载荷系数K=3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d及相应的齿轮模数m=模数取为标准值m=1mm。3.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径dd（2）计算中心距a=（3）计算齿轮宽度b=取b2=26、b1=30。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件σ1）确定公式中各参数值①计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.58YFa2=2.17YSa1=1.61YSa2=1.83③计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KF=1.2根据KH=1.452，结合b/h=11.56查图得KF则载荷系数为K=④计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83、KFN2=0.85取安全系数S=1.4，得σσ2）齿根弯曲疲劳强度校核σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论齿数Z1=26、Z2=72，模数m=1mm，压力角=20°，中心距a=141mm，齿宽b1=30mm、b2=26mm。齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m1mm1mm齿数z2672齿宽b30mm26mm分度圆直径d26mm72mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha1mm1mm齿根高hfm×(ha+c)1.25mm1.25mm全齿高hha+hf2.25mm2.25mm齿顶圆直径dad+2×ha28mm74mm齿根圆直径dfd-2×hf23.5mm69.5mm5.2低速级圆锥齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）材料选择：由表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS，大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数Z1=26，大齿轮齿数Z2=26×4=104，取Z2=104。（4）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式(10-29)试算小齿轮分度圆直径，即d1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩T③选取齿宽系数R=0.3。④由图10-20查取区域系数ZH=2.5。⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥计算接触疲劳许用应力[H]由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。由式（10-15）计算应力循环次数：NN由图10-23查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.87、KHN2=0.89。取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-14得:σσ取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H]=[H]2=489.5MPa2）试算小齿轮分度圆直径d（2）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vdv②当量齿轮的齿宽系数b=φ2）计算实际载荷系数KH①由表10-2查得使用系数KA=1.25。②根据Vm=0.28m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.14。③直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KH=KF=1。④由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数KH=0.929；于是KF=0.859。由此，得到实际载荷系数K3）由式（10-12）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径为d及相应的齿轮模数m=模数取为标准值m=0.5mm。3.按齿根弯曲疲劳强度校核（1）由式（10-26），即σ1）确定公式中的各参数值①计算载荷系数K②计算分锥角δδ③计算当量齿数ZZ④由图10-17查得齿形系数YFa1=2.56YFa2=2.15⑤由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.62YSa2=1.84⑥计算弯曲疲劳强度许用应力由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由图10-22取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83、KFN2=0.85取弯曲疲劳安全系数S=1.7，由式（10-14）得σσ2）齿根弯曲疲劳强度校核σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径dd（2）计算分锥角δδ（3）计算齿轮宽度b=取b1=b2=4mm。主要设计结论齿数Z1=26、Z2=104，模数m=0.5mm，压力角=20°，分锥角δ1=21°13′12″、δ2=68°46′48″，齿宽b1=b2=4mm。齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小锥齿轮高速级大锥齿轮模数m0.5mm0.5mm齿数z26104齿宽b4mm4mm分度圆直径d13mm728mm分锥角δ21°13′12″68°46′48″锥距R107.802mm107.802mm齿顶高ham×ha0.5mm0.5mm齿根高hfm×(ha+c)0.625mm0.625mm全齿高hha+hf1.125mm1.125mm齿顶圆直径dad+2×ha×cosδ113.97mm52.243mm齿根圆直径dfd-2×hf×cosδ211.787mm51.697mm齿根角θfθf=arctan(hf/R)1°54′50″1°54′50″顶锥角δaδa=δ+θf23°8′2″70°41′38″根锥角δfδf=δ-θf19°18′22″66°51′58″第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计6.1输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=0.01371KWn1=200r/minT1=0.6546525Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径为:d1=72mm则:FF3.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45钢，调质处理，根据表，取:A0=112，于是得d输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与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Tca=KAT1，查表，考虑转矩变化小，故取KA=1.5，则:T按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，同时兼顾电机轴直径38mm，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT5型联轴器。半联轴器的孔径为32mm故取d12=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足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d23=37mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=42mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12=58mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=37mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×T=40×80×18mm，故d34=d78=40mm，取挡油环的宽度为15，则l34=l78=18+15=33mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6208型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=47mm。3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=B=30mm，d56=d1=72mm4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c=12mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知低速小齿轮的宽度b3=92mm，则l45=b3+c+Δ+s-15=92+12+16+8-15=113mml67=Δ+s-15=9mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据6208型轴承查手册得T=18mm输入轴第一段中点距左支点距离L1=58/2+50+18/2=88mm齿宽中点距左支点距离L2=30/2+33+113-18/2=165.5mm齿宽中点距右支点距离L3=30/2+9+33-18/2=61.5mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FF垂直面支反力（见图d）：FF3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：M截面C处的垂直弯矩：M分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M=作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取=0.6，则有：σ故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：6.2中间轴的设计1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=0.01317KWn2=600r/minT2=0.2096225Nm2.求作用在齿轮上的力已知小圆柱齿轮的平均分度圆直径为:d则:FFF已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=70.614mm则:FFF3.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45钢，调质处理，根据表，取：A0=115，得:d4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin=25mm由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为d×D×T=45×85×20.75mm，故d12=d56=45mm。2）取安装大锥齿轮处的轴段IV-V的直径d45=50mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。高速大锥齿轮轮毂的宽度范围L=(1～1.2)d45=50～60mm，取大锥齿轮轮毂宽度为L=57mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=55mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=50mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，则轴环处的直径d34=58mm。3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30209型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d23=50mm。4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为B=76mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23=74mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=20.75mm，则l12=T+Δ+s+2=20.75+16+8+2=46.75mml56=T2T+s+Δ+2=20.75+8+16+2=46.75mm6）轴环宽度b≥1.4h，同时保证轴承两侧对于中心轴线对称，取l34=31.1mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据30209轴承查手册得a=18.6mm高速大锥齿轮轮毂中点距右支点距离L1=(57/2-2+46.75-18.6)mm=54.6mm中间轴两齿轮齿宽中点距离L2=(57/2+31.1+76/2)mm=97.6mm低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L3=(76/2-2+46.75-18.6)mm=64.2mm2）计算轴的支反力：水平面支反力：FF垂直面支反力：FF右侧轴承1的总支承反力：F左侧轴承2的总支承反力：F3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：截面A处和B处的水平弯矩：M截面C右侧在水平面内弯矩：M截面C左侧在水平面内弯矩：M截面D右侧在水平面内弯矩：M截面D左侧在水平面内弯矩：M4）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：截面A处和B处的垂直弯矩：M截面C处的垂直弯矩：M截面D处的垂直弯矩：M5）计算合成弯矩并绘制弯矩图：截面A处和B处的合成弯矩：M截面C右侧合成弯矩：M截面C左侧合成弯矩：M截面D右侧合成弯矩：M截面D左侧合成弯矩：M6）绘制扭矩图T=7）计算当量弯矩并绘制弯矩图截面A处和B处的当量弯矩：M截面C右侧当量弯矩：M截面C左侧当量弯矩：M截面D右侧当量弯矩：M截面D左侧当量弯矩：M8）按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面D左侧）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴旋转方向，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，则轴的计算应力：σ故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：6.3输出轴的设计1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3=0.01264KWn3=200r/minT3=0.60356Nm2.求作用在齿轮上的力已知小锥齿轮的分度圆直径为:d4=13mm则:FFF3.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45钢，调质处理，根据表，取:A0=112，于是得d输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与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Tca=KAT3，查表，考虑转矩变化小，故取KA=1.5，则:T按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT8型联轴器。半联轴器的孔径为45mm故取d12=45mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度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d23=49mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm，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L略短一些，现取l12=82mm。2）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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=49mm，由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为d×D×T=50mm×90mm×21.75mm，故d34=d78=50mm，取挡油环的宽度为15，则l34=21.75+15=36.75mm左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30210型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=57mm。3）取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67=55mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B=71mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67=69mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d67=55mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，则轴环处的直径d56=67mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56=12mm。4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，根据中间轴的设计，低速小齿轮和高速大锥齿轮之间的距离为31.1mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=21.75mm高速大锥齿轮轮毂宽度B2=57mm，则l45=B2Δ+s+31.1+2.5-l56-15=57+16+8+31.1+2.5-12-15=87.6mml78=T+s+Δ+2.5+2=21.75+8+16+2.5+2=50.25mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图:根据30210轴承查手册得a=20mm齿宽中点距左支点距离L1=(71/2-2+50.25-20)mm=63.8mm齿宽中点距右支点距离L2=(71/2+12+87.6+36.75-20)mm=151.8mm第一段受力中点距右支点距离L3=(82/2+50+20)mm=111mm2）计算轴的支反力：水平面支反力：FF垂直面支反力：FF右侧轴承1的总支承反力：F左侧轴承2的总支承反力：F3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：截面A处和B处的水平弯矩：M齿轮所在轴截面C在水平面上所受弯矩：M截面D在水平面上所受弯矩：M4）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：截面A在垂直面上所受弯矩：M截面B在垂直面上所受弯矩：M齿轮所在