围困二级圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书

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1、目 录摘要2绪论4一、设计任务书8 一、设计题目8 二、原始数据8 三、设计内容和要求8二、传动方案的拟定9三、电动机的选择9 1.选择电动机的类型9 2.选择电动机功率9 3.确定电动机转速10四、传动比的计算 1. 总传动比10 2. 分配传动比10五、传动装置运动、动力参数的计算1.各轴的转速102.各轴功率计103.各轴转矩11六、 传动件的设计计算一、高速级锥齿轮传动的设计计算111.选择材料、热处理方式和公差等级112.初步计算传动的主要尺寸113.确定传动尺寸124.校核齿根弯曲疲劳强度135.计算锥齿轮传动其他几何尺寸14二、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算1.选择材料、热处理方式

2、和公差等级142.初步计算传动的主要尺寸153.确定传动尺寸164.校核齿根弯曲疲劳强度175.计算锥齿轮传动其他几何尺寸18七、齿轮上作用力的计算191.高速级齿轮传动的作用力192.低速级齿轮传动的作用力19八、减速器装配草图的设计19九、轴的设计计算20 一、高速轴的设计与计算20 1.已知条件21 2.选择轴的材料21 3.初算轴径22 4.结构设计22 5.键连接23 6.轴的受力分析23 7.校核轴的强度24 8.校核键连接的强度24二、中间轴的设计与计算25 1.已知条件25 2.选择轴的材料25 3.初算轴径26 4.结构设计26 5.键连接28 6.轴的受力分析28 7.校核

3、轴的强度29 8.校核键连接的强度30三、低速轴的设计与计算30 1.已知条件30 2.选择轴的材料30 3.初算轴径30 4.结构设计31 5.键连接32 6.轴的受力分析32 7.校核轴的强度33 8.校核键连接的强度34十、减速器箱体的结构尺寸35十一、润滑油的选择与计算36十二、装配图和零件图37致谢38参考文献39一、设计任务书一、设计题目：设计圆锥圆柱齿轮减速器设计卷扬机传动装置中的两级圆锥-圆柱齿轮减速器。该传送设备的传动系统由电动机减速器运输带组成。轻微震动，单向运转，在室内常温下长期连续工作。 （图1）1电动机；2联轴器；3减速器；4卷筒；5传送带二、原始数据：运输带拉力F(

4、KN)运输带速度V(m/s)卷筒径D（mm）2500N1.6m/s280mm.三、设计内容和要求：1. 编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面：（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（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（如除了传动，蜗杆传动，带传动等）；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（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）校核；（10）轴承寿命校核；（11）设计小结；（12）参考文献；（13）致谢。2. 要求每个学生完成以下工作：（1）减速器装配图一

5、张（0号或一号图纸）（2）零件工作图二张（输出轴及该轴上的大齿轮），图号自定，比例11。（3）设计计算说明书一份。二、传动方案的拟定运动简图如下：（图2）由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。减速器为两级展开式圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。联轴器2选用凸缘联轴器，8选用齿形联轴器。三、电动机的选择电动机的选择见表1计算项目计算及说明计算结果1.选择电动机的类型根据用途选用Y系列三相异步电动机 2.选择电动机功率 运输带功率为 Pw=Fv/1000=2500*1.6/1000 Kw=4.17Kw 查表P86，取一对轴承效率轴承=0.99，锥齿轮

6、传动效率锥齿轮=0.97，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联=0.99，得电动机到工作机间的总效率为总=4轴承锥齿轮齿轮2联=0.994*0.97*0.97*0.992=0.88 电动机所需工作效率为 Pd= Pw/总=4.17/0.89 Kw=4.68Kw 根据表8-2选取电动机的额定工作功率为Ped=5.5KwPw=4.17Kw总=0.89 P0=4.68KwPed=5.5Kw 3.确定电动机转速输送带带轮的工作转速为 nw=(1000*60V)/d=1000*60*1.6/*280mm r/min=109.19r/min由表2-2可知锥齿轮传动传动比i锥=3，圆柱齿轮传动传

7、动比i齿=4.39，则总传动比范围为 i总=i1i2=13.18 由p193知，最接近的同步转速为1500r/min，所以本例选用1500r/min的电动机，其满载转速为1440r/min,其型号为Y132S-4nw=109.19r/minnm=1440r/min四、传动比的计算及分配传动比的计算及分配见表2计算项目计算及说明计算结果1.总传动比i=nm/nw=1440/109.19=13.18i=13.182.分配传动比高速级传动比为 i1=3为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3，取i1=3低速级传动比为 i2=i/i1=13.18/3=4.39取i2=4.39i1=3i2=4.39

8、五、传动装置运动、动力参数的计算传动装置运动、动力参数的计算见表3计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速n0=1440r/minn1=n0=1440r/minn2=n1/i1=1440/3r/min=480r/minn3=n2/i2=480/4.39r/min=60r/minnw=n3=109.34r/minn1=n0=1440r/minn2=480r/minnw=n3=109.34r/min2.各轴功率p1=p0联轴承=4.68*0.99*0.99kw=4.59kwP2=p11-2=p1轴承锥齿=4.59*0.99*0.97kw=4.41kwP3=p22-3=p2轴承直齿联=4.41*0.9

9、9*0.97*0.99*0.99kw=4.19kwp1=4.59kwP2=4.41kwP3=4.19kw3.各轴转矩T0=9550p0/n0=9550*4.59/1440Nmm=30.44NmT1=9550p1/n1=9550*4.41/480Nmm=87.74NmT2=9550p2/n2=9550*4.19/109.34Nmm=365.96NmT0=30.44NmT1=87.74NmT2=365.96Nm六、 传动件的设计计算 一、高速级锥齿轮传动的设计计算锥齿轮传动的设计计算见表4 计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，小锥齿轮选用40Cr

10、(调制)，大锥齿轮45钢，小齿轮调质处理，大齿轮调制处理，由表10-1得齿面硬度240HBS 40Cr小大 齿轮调质处理7级精度2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为d11) 小齿轮传递转矩为T1=30.442) 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.33) 由表10-5，查得弹性系数ZE=189.84) 直齿轮，由图10-20查得节点区域系数ZH=2.55) 齿数比=i=36) 取齿宽系数=0.37) 许用接触应力可用下式公式 由图10-25e查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=6

11、0*1440*1*2*8*300*15=6.22*109N2=N1/i1=6.22*109/3=2.07*109由图10-23查得寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95；由表10-24取安全系数SH=1，则有取 初算小齿轮的分度圆直径d1t,有 d1t82.90mm3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 由表10-2查得使用系数KA=1.0，齿宽中点分度圆直径为 dm1t=d1t(1-0.5)=58.516*(1-0.5*0.3)mm=49.739mm故vm1=dm1tn1/60*100 =*49.739*1440/60*1000m/s=3.748m/s 由图10-8降低1级精度，按8级精

12、度查得动载荷系Kv=1.18，由图10-4查得齿向载荷分配系数K=1.350，则载荷系数K=KAKvK=1.0*1.180*1.350=1.593(2） 对d1t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正 ，即 d1=58.516=62.618mm（3） 确定齿数 选齿数Z1=24，Z2=uZ1=3*24=72，大端模数m ，(6) 锥齿距为 R=（7） 齿宽为 b=0.3*100mm=30mm 取b=30mm d1=62.618mm Z1=24 Z2=72R=158.11mmb=30mm4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 （1） 试选KFt=1.3（2）

13、 齿形系数YFa和应力修正系数YSa 即当量齿数为 由图10-17查得YFa1=2.65,YFa2=2.14，由图10-18查得YSa1=1.60，YSa2=1.90（3） 许用弯曲应力 由图10-24c查得弯曲疲劳极限应力为 由图10-22查得寿命系数YFN1=0.85,YFN2=0.88,由表10-24查得安全系数SF=1.7，故 试算模数 =1.274m=2.圆周速度1. d1=mt*z1=1.274*24=30.575mm2. dm1=d1(1-0.5)=30.575*(1-0.5*0.3)=25.990mm3. Vm=(3.14*26.103*1440)/(60*1000)=1.95

14、9m/s按实际算得齿数模数为4,m= 取得m=2。 分度圆1、d1=62.618 Z1=62.618/2=31.309 Z2=3*32=96 取Z1=32；Z2=952、d1=Z1*m=32*2=64mm ;d2=Z2*m=95*2=190mm m=2满足齿根弯曲强度5.计算锥齿轮传动其他几何尺寸ha=m=5mmhf=1.2m=1.2*5mm=6mmC=0.2m=0.2*5mm=1mda1=d1+2mcos=64+2*5*0.949mm=67.79mmda2=d2+2mcos=190+2*5*0.316mm=191.26mmdf1=d1-2.4mcos=64-2.4*5*0.949mm=59.

15、45mmdf2=d2-2.4mcos=190-2.4*5*0.316mm=188.48mmha=5mmhf=6mmC=1mda1=67.79mmda2=191.26mmdf1=59.45mmdf2=188.48mm 二、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 斜齿圆柱齿轮的设计计算见表5计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等 小斜齿轮均选用40Cr，小齿轮调质处理，大齿轮45钢,调制处理，小齿轮齿面硬度280HBS.大齿轮齿面硬度280HBS。选用7级精度。大齿轮45钢小齿轮40Cr小，大齿轮调质处理7级精度2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计

16、。其设计公式为1) 小齿轮传递转矩为T2=877402) 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.33) 由表10-5，查得弹性系数ZE=189.84) 初选螺旋角，由图10-20查得节点区域系数ZH=2.455) 齿数比=i=4.396) 查表10-7，取齿宽系数=17) 初选Z3=24，则Z4=uZ3=4.39*24=105.36=106，则端面重合度为 = =1.657轴向重合度为由图8-13查得重合度系数8） 由图10-23查得螺旋角系数Z=0.9859） 许用接触应力可用下式计算 由图10-25查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3=60n2aL

17、h=60*480*1*2*8*300*10=5.76*109N4=N3/i2=5.76*108/4.39=1.44*109由图10-23查得寿命系数KHN3=0.9，KHN4=0.95；由表10-24取安全系数SH=1.0，则有 取初算小齿轮的分度圆直径d3t，得 =45.629mmZ3=24Z4=106d3t45.629mm3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.0因=1.146m/s，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.08，由图10-4查得齿向载荷分配系数K=1.491，由表10-3查得齿向载荷分配系数K=1.4，则载荷系数为 K=KAKvKK=1.0*1.

18、08*1.4*1.419=2.146（2） 对d3t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d3t进行修正，即 =53.927mm(3) 确定模数mn mn=K=2.1464.校核齿根弯曲疲劳强度1） 许用弯曲应力为 由图10-24c、b查得弯曲疲劳极限应力由图10-22查得寿命系数KFN3=0.85；KFN4=0.88，由表10-24查得安全系数SF=1.4，由图10-18得知Y=0.679，10-19得Y=0.078 Zv1=Z1/cos3=26.27；Zv2=116.04 查图10-171=2.62；1=2.18 查图10-182=1.6；2=1.82故 3、mnt=1.48

19、4;d1=mnt*Z1/cos14=36.706;V=3.14*36.706*480/60*1000=0.922;B=*d1=1*36.706=36.7064、h=3.339mm ;b/h=10.99Kf=ka*kv*kfa*kfb=1*1.05*1.2*1.34=1.6884实际模数mn=1.619;d1=53.927mm;Z1=53.927*cos14=26.16mm5、Z2=4.39*27=118.53 Z1=27;Z2=1196、中心距离a=150.47,取整a=150mm=arcos(Z1+Z2)*mn/2*a=13.267、d1=27*2/cos13.26=55.479mm;d2=

20、244.519mm8、b=1*55.479=55.479mm；b1=61mm；b2=56mm强度校核1、mn=2Z1=27;Z2=119a=150mm=13.26d1=55.479mmd2=244.519mmb1=61mm；b2=56mm满足齿面接触齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数齿顶高 ha=ha*mn=1*4mm=4mm齿根高 hf=(ha*+c*）mn=（1+0.25）*4mm=5mm全齿高 h=ha+hf=4+5mm=9mm顶隙 c=c*mn=0.25*4mm=1mm齿顶圆直径为 da3=d3+2ha=55.48+2*2mm=59.48mm da4=d4+2ha=2

21、44.52+2*2mm=248.52mm齿根圆直径为 df3=d3-2hf=55.48-2*2.5mm=50.48mm df4=d4-2hf=244.52-2*2.5mm=239.52mmm1=4.2mmha=4mm hf=5mmh=9mmc=1mmda3=59.48mmda4=248.52mm df3=50.48mmdf4=239.52mm七、 齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算过程见表6计算项目计算及说明计算结果1.高速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 高速轴传递的转矩T1=30440mm，转速n1=144r/min，

22、小齿轮大端分度圆直径d1=64mm，=0.949，=0.316，（2）锥齿轮1的作用力 圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端法向力为 Ft1=1119NFr1=380.9NFa1=128.7NFN1=1190N 2.低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 中间轴传递的转矩T2=87740Nmm，转速n2=480r/min，低速级斜齿圆柱齿轮的螺旋角。为使斜齿圆柱齿轮3的轴向力与锥齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为 d3=55.48mm（2） 齿轮3的作用力

23、圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为 其方向可用右手法则来确定，即用右手握住轮3的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为（3） 齿轮4的作用力 从动齿轮4的各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反Ft3=3162.94NFr3=1182.74NFa3=745.36NFn3=3458.13N八、 减速器转配草图的设计一、 合理布置图面该减速器的装配图一张A0或A1图纸上，本文选择A0图纸绘制装配图。根据图纸幅面大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定位1：1，采用三视图表达装配的结构。二

24、、 绘出齿轮的轮廓尺寸在俯视图上绘出锥齿轮和圆柱齿轮传动的轮廓尺寸三、 箱体内壁 在齿轮齿廓的基础上绘出箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面线九、 轴的设计计算轴的设计和计算、轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算与轴联接的半联轴器的选择同步进行。一、 高速轴的设计与计算 高速轴的设计与计算见表7。 计算项目计算及说明计算结果1.已知条件 高速轴传递的功率p1=4.59kw,转矩T1=30440Nmm，转速n1=1440r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=64mm，齿宽中点处分度圆直径dm1=（1-0.5）d1=64mm，齿轮宽度b=30mm2.选择轴的材料 因传递的功率

25、不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表10-1选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调制处理3.初算轴径 查表9-8得C=106135，取中间值C=118，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径 d116.54mmdmin=116.54mm4. 结构设计 （1） 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计（2） 联轴器与轴段 轴段 上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8

26、-37，取载荷系数KA=1.5，计算转矩为 Tc=KAT1=1.5*44830Nmm=67245Nmm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX2型联轴器符合要求：公称转矩为560Nmm，许用转速6300r/min，轴孔范围为2035mm。考虑到d119.76mm，取联轴器孔直径为28mm，轴孔长度L联=62mm，Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX2 28*62GB/T50142003，相应的轴段 的直径d1=28mm。其长度略小于孔宽度，取L1=60mm(3) 轴承与轴段和的设计 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h=（

27、0.070.1）d1=（0.070.1）*30mm=2.13mm。轴段的轴径d2=d1+2*(2.13）mm=34.136mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表8-27初选毡圈35JB/ZQ46061997，则d2=35mm，轴承段直径为40mm，经过计算，这样选取的轴径过大，且轴承寿命过长，故此处改用轴套定位，轴套内径为28mm，外径既要满足密封要求，又要满足轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承30207，由表9-9得轴承内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm，T=18.25mm，内圈定位直径d

28、a=42mm，外径定位Da=65mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=15.3mm，故d2=35mm，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取L2=16mm。该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d4=35mm，其右侧为齿轮1的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L4=16mm（4） 轴段的设计 该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位轴肩直径，即d3=42mm，该处长度与轴的悬臂梁长度有关，故先确定其悬臂梁长度（5

29、） 齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段采用悬臂结构，d5应小于d4，可初定d5=32mm小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离M由齿轮的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得M=32.9mm，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚C=8mm，齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构需要取为56mm，齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定，为使挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差值为0.75mm，则 L5=56+C+T-L4-0.75=（56+10+8+18.25-16-0.75）m

30、m=75.5mm（6） 轴段与轴段的长度 轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承端盖等零件有关。由表4-1可知，下箱座壁厚=0.025a+3mm=0.025*250+3mm=9.25mm，取壁厚，R+a=179.65+250=329.65mm26.11+26.11*（0.030.05）mm=26.8927.42mmdmin=26.11mm4.结构设计轴的结构构想如图5所示(1) 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计(2) 轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，此段设计应与轴

31、承的选择设计同步进行。考虑到齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段及轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据dmin=26.11mm，暂取轴承30207，由表9-9得轴承内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm，内圈定位直径da=42mm，外径定位Da=62mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=15.3mm，故d1=35mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=35mm（3） 齿轮轴段与轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2。为便于齿轮的安装，d2和d4应略大于d1和d5，此时安装齿轮3处的轴径可选为38mm，经过验算，其

32、强度不满足要求，可初定d2=d4=42mm由于齿轮的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮廓的宽度范围为（1.21.5）d4=50.463mm，取其轮毂宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比齿轮2的轮毂略短，b3=110mm，故取L2=108mm，L4=50mm（4） 轴段的设计 该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1)d2=2.944.2mm，取其高度h=3mm，故d3=48mm齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体内壁的距离军取为，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量

33、得起宽度为Bx=193.92mm，取Bx=194mm，则轴段的长度为=194-53-2*10-110mm=12mm此时锥齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置（5） 轴段及轴段的长度 由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱体内壁距离取为，则轴段的长度为 轴段的长度为 （6） 轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=15.3mm，则由图12-7可得轴的支点与受力点间的距离为由装配图知d1=35mmd5=35mmd2=d4=42mmL2=108mmL4=50mmd3=48mmBx=194mmL3=12mmL1=34mmL5=34mm5.键连接 齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键12100 GB/T10961990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键12 GB/T109619906.轴的受力分析 （1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图5所示 （2）计算支承反力 在水平面上为 R2H=Fr3-R1H-Fr2=1162.4-1142.53-121