二级直齿圆锥斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书(共35页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上设计计算及说明结果一、设计任务书1.1传动方案示意图 图一、传动方案简图 1.2原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）25001.6280 1.3工作条件 三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的。1.4工作量 1、传动系统方案的分析； 2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； 3、传动零件的设计计算； 4、轴的设计计算； 5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核； 6、键联接和联轴器的选择及校核； 7、减速器箱体，润滑及附件的设计； 8、装配图和零件图的设计； 9、设计小结； 10、参考文献；二、传动系统方案的分析传动方案见图一，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的传动。三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 设计计算及说明结果3.1 电动机的选择 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。 2、电动机容量选择： （1）工作机所需功率=FV/1000 F-工作机阻力 v-工作机线速度 -工作机效率可取0.96 (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 =0.833 -滚动轴承传动效率取0.99 -圆锥齿轮传动效率取0.95 -圆柱齿轮传动效率取0.97 -联轴器效率取0.99 -卷筒效率取0.96 = （3）确定电动机的额定功率 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为5.5Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 =60×1000V/D=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15，故电动机的转速的可选范围为 =(8-15） =873.61638r/min。 可见同步转速为1000r/min ，1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。 设计计算及说明F=2500NV=1.6m/s=0.833=5kw=5.5kw=109.2r/min 结果 表2 电动机方案比较表（指导书 表19-1）方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置总传动比同步满载1Y132M2-65.51000960738.792Y132S-45.5150014404313.19 由表中数据可知，方案1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用方案1，选定电动机型号为Y132M2-63.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1、传动装置总传动比 =960/109.2=8.79 2、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取 =2.2 =43.3计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） =960r/min =960/202=436.36r/min  /=436.36/4=109.2r/min =109.2r/min 2、各轴输入功率 =4.95kw . =4.655kw =4.47kw =.=4.38kw 3、各轴转矩 =49.24N.m 设计计算及说明选Y132M2-6型电动机 =2.2 =4=960=436.36=109.2r/min=4.95 kw=4.65 kw=4.47 kw=4.38 kw 结果 =101.88N.m =390.92N.m =383.04N.M 将计算结果汇总列表如下表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III工作机轴IV转速（r/min）960960436.36109.2109.2功率（kw）54.954.6554.474.382转矩()49.7649.24101.88390.92383.04传动比12.24.01效率0.990.940.960.98 四、传动零件的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为=4.655kw、小齿轮转速为=436.36r/min、齿数比为4。工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 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），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,则大齿轮齿数 初选螺旋角。 2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 设计计算及说明小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮： 45钢（调质） 240 HBS7级精度结果 （1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.62） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.4353） 查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8 4） 查教材图表（图10-26）得 =0.765 =0.88 =1.6455） 由教材公式10-13计算应力值环数N=60nj =60×436.36×1×（3×8×300×10）=1.885×10h N=0.471X10h6） 查教材10-19图得：K=0.9 K=0.957） 查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550Mpa 8） 由教材表10-7查得齿宽系数=19） 小齿轮传递的转矩=95.5×10×=9550X4655/436.36=101.88N.m10） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.9×650=585 =0.95×550=522.5 许用接触应力为 （2） 设计计算1） 按式计算小齿轮分度圆直径 =2） 计算圆周速度1.27m/s3） 计算齿宽b及模数 设计计算及说明=1.6=2.435=189.8=1.645K=0.9 K=0.95650Mpa 550Mpa=1T=101.88N.m=553.75 MPaV=1.27m/ 结果 b=1.5567=55.67mm =4) 计算齿宽与高之比 齿高h= =2.25×2.455=5.24 = =10.625) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318X1X22tan=1.7446) 计算载荷系数K 系数=1，根据V=1.27m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.08 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由教材图表(表10-4）查得=1.420 查教材图表（图10-13）得=1.32 所以载荷系数 =2.1477) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =8) 计算模数 = 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式设计（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =1.992） 根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.883） 计算当量齿数 =24.08 设计计算及说明=2.455 =10.62=1.744 =1.4=1.420=1.32=61.4mm=2.7 mm=24.08 结果 =96.334） 查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2.6476 ，=2.187345） 查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.5808 ，=1.786336） 查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=400MPa 。7） 查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.88 8） 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 = =9） 计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大.选用.（2） 设计计算1） 计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=61.4来计算应有的齿数.2）计算齿数 z=29.78 取z=30 那么z=4×30=120 设计计算及说明=96.33=2.6474=2.187=1.5808=1.7863 =0.85=0.88=315.7=251.4m=2mmz=30z=120 结果 4、几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=155（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改变不多,故参数,等不必修正.（3） 计算大.小齿轮的分度圆直径 d=62 d=248（4） 计算齿轮宽度 B= （5） 结构设计 小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为66mm 采用实心结构大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为252mm 采用腹板式结构其零件图如下 图二、斜齿圆柱齿轮 设计计算及说明 a=155mm=d=62d=248 结果4.2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为=4.95kw、小齿轮转速为=436.36r/min、齿数比为2.2由电动机驱动。工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，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 小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： （1） 、确定公式内的各计算值1） 试选载荷系数=1.82） 小齿轮传递的转矩=95.5×10×=49.24KN.Mm3） 取齿宽系数4） 查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限550Mpa 5） 查表10-6选取弹性影响系数=189.8 6） 由教材公式10-13计算应力值环数 N=60nj =60×960×1×（3×8×300×10=4.1472×10h N=0.471×10h7) 查教材10-19图得：K=0.89 K=0.98) 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得: =0.89×650=578.5 设计及设计说明=1.8 K=0.9=578.5 结果 =0.9×550=495 （2） 设计计算1） 试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得 2） 计算圆周速度V 4.28m/s3） 计算载荷系数 系数=1，根据V=4.28m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.15 查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.875 得载荷系数 =2.1564） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 5）计算模数M 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =1X1.15X1X1.875=2.1592） 计算当量齿数 =27.4 设计及设计说明=495=85.22mmV=4.28m/sK=2.156=3.62mmK=2.159 结果 =133.53） 由教材表10-5查得齿形系数 应力校正系数 4) 由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限5) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.83 K=0.856) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得 = =7) 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.（2） 设计计算 取M=2.75mm 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承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.75mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=90.50来计算应有的齿数. 设计及设计说明K=0.83K=0.85M=2.75mm 结果 计算齿数 z=33 取z=33 那么z=2.2×33=73 4、计算几何尺寸（1） d=90.75 （2） d=200.75（3） =24.（4）（5） mm（6） =38.37圆整取=36mm =41mm（7） 机构设计 小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆直径为95.76mm 采用实心结构其零件图如下 大锥齿轮（齿轮2）大端齿顶圆直径为203mm 采用腹板式结构 图三、直齿锥齿轮z=33 =33d=90.75d=200.75R=109.65mm=41mm=36mm设计计算及说明结果五、 轴的设计计算5.1输入轴（I轴)的设计 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 =4.95 kw =960r/min =49.24N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示 图四、输入轴载荷图 3、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），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 设计计算及说明Ft=1315.35NFr=436.25NFa=197.19N结果 mm 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径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，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 =1.3X49.24=64012N.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，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。取=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五） 图五、输入轴轴上零件的装配（2） 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，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=58mm2） 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，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30308，其尺寸为 40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm 设计计算及说明=30mm=58mm=25.25mm结果这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表13-1查得30308型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=24mm，4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与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k5。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 5、求轴上的载荷（30308型的a=19.5mm。所以俩轴承间支点距离为109.5mm 右轴承与齿轮间的距离为54.25mm。）（见图四）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=.1N.mm扭矩T =49.24N.M 设计计算及说明=24mm，=50mm结果 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为= 16.44Mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。5.2输出轴（轴）的设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 =4.47 kw =109.2r/min =390.92N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 而 圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示 3、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），根据机械设计（第八版）表15-3，取，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，查机 设计计算及说明M=2.0mmFt=3152.58NFr=1185.69NFa=820.74N 结果械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 图六、输出轴的载荷图 =13390.92=508.196N.M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半联轴器的孔径，所以取40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。 4、轴的结构设计（1) 拟定轴上零件的装配方案（见图七） 图七、输出轴轴上零件的装配（2） 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，1段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的 设计计算及说明40mm 结果直径，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长 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1-2段的长度应比略短些，现取。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，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30310，其尺寸为，因而可以取。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表13-1查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取60mm。3） 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为62mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取58mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。4） 轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故5） 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。可求得57.25mm 86mm （3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 设计计算及说明50mm50mm60mm58mm55mm57.25mm86mm 结果 ；同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与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m5。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，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30310型的支点距离a=23mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=61.25mm，L2=131.25mm。做出弯矩和扭矩图（见图六）。由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F弯矩M 总弯矩=N.mm扭矩T =390.92N.M 6、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旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=16.9mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。 7、精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面 设计计算及说明结果 由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。（2） 截面右侧校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=390.92N.M 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得 又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为设计计算及说明结果轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数为 计算安全系数值故可知安全。（3） 截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=390.92N.M 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力 设计计算及说明结果过盈配合处取 则故有效应力集中系数为又取碳钢的特性系数为计算安全系数值 故可知安全。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 kw =436.36r/min =101.88N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 设计计算及说明 结果 圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图八所示 图八、中间轴受载荷图 3、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，得，中间 计计算及说明 结果轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图九） 图九、中间轴上零件的装配（2）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。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，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30306，其尺寸为，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.1查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，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，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。3）已知圆柱直齿轮齿宽，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。4）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。则取 （3）轴上的周向定位 设计计算及说明 结果圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆