一级圆锥齿轮减速器课程设计说明书

1、机 械 设 计课程设计说明书 设计题目： 带式运输机传动装置的设计 课程名称： 一级圆锥齿轮减速器 院 系： 机电工程学院 专业班级： 机械制造及其自动化（高分子方向） 学生姓名： 明伟程 学 号： 1005090222 指导教师： 王宪伦 目录任务书4一、电动机的选择4二、计算总传动比和分配各级传动比6三、运动参数及动力参数计算6四、传动零件的设计计算8五、轴的设计计算及轴承的设计14六、减速器结构设计26七、键联接的选择及校核计算30八、联轴器的设计31九、密封和润滑的设计33十、设计小结34参考资料34设计任务：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器：已知运输带工作拉力F=6.5KN，运

2、输带工作速度V=1.2m/s，卷筒直径D=400mm。（工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，灰尘较大，环境最高温度35 0C使用折旧期8年，大修期4年，中修期2年，小修期半年，一般机械厂制造，小（大）批量生产，运输带速度允许误差5%）。传动方案（已给定）： 电动机联轴器运输带FV 计算过程及计算说明一、电动机选择电动机类型的选择： 选择Y系列三相异步交流电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 电动机功率传动装置的总效率：由电动机至运输带的转动总功率为 式中：，分别为

3、开式齿轮，闭式齿轮，联轴器，轴承,轴承和卷筒效率。取 =0.96则 电机所需的工作功率： 确定电动机的转速 计算滚筒工作转速： 按书2表1-8锥齿轮单级传动比i1不大于3，开式圆柱齿轮传动比不大于8；且由书2 p196得圆锥-圆柱齿轮减速器传动比 i1=0.25i2。总传动比最大值ia小于16。故电动机转速的可选范围为小于nd=ian滚筒=1657.3=916.8r/min。符合这一范围的同步转速有750r/min。根据容量和转速，由有关手册查适用的电动机型号。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择型号为Y180L-8的电动机，其主要性能如表一：型号额定功率（k

4、w）满载转速（r/min）堵转转矩最大转矩质量（kg）额定转矩额定转矩Y180L-8117301.72.0184电动机外形和安装尺寸如下：分配各级传动比 总传动比：i总=i开i闭 i闭=i开0.25 i总=i开i闭=12.74(1) 锥齿轮，取齿轮i闭=1.8 (2) i总=i开i闭 运动参数及动力参数计算计算各轴转速（r/min）轴： 卷筒轴：2、计算各轴的输入功率（KW） 轴： 轴： 轴: 卷筒轴： 3、各轴输入转矩（Nm）电动机轴输出转矩为： 轴： 轴： 轴：T = T=205.480.990.99=201.39Nm 滚筒轴输入轴转矩：=201.390.957.10.99=1344.83

5、Nm4、计算各轴的输出功率：由轴的输出功率分别为其输入功率乘以轴承效率： 故： 5、计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则： 综合以上数据，得表三如下：轴名效率P（kw）转矩T（Nm）转速n r/min 传动比 i 输入输出输入输出电动机轴9.37122.67309.289.18121.4120.187308.728.63205.48203.42405.551.88.558.46201.39199.37405.557.1卷筒轴8.127.791344.83129157.21.0四、传动零件的设计计算 1、闭式齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级机器为一般

6、工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10098-88）考虑减速器传递功率不大，所以锥齿轮采用软齿面，选用45钢调质，齿面硬度为250HBS。 直齿轮因存在磨粒磨损选用45钢表面淬火，齿面硬度450HBS。锥齿轮：根据书1表6.2可得： ，根据P145可得 ，； 由教材P135图6.12查得节点区域系数ZH，P136表6.3得材料系数ZE，各数据如下： ,书3 p35 (2)因为是闭式软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳强度设计查图P138 6.14b可知： ；则应力循环次数： 又查图可知：，由表6.5知SHmin=1.3 则： （3）、计算小齿轮最小直径. (4)、由书3 p35得 ，其中c=1

7、4，d2=i1d1取45那么z1=25。m=5.5，d1=137.5，d2=247.5 （5）、校核齿轮弯曲疲劳强度 查表可知： ； 根据、查表取：， 又 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。（6）、数据整理 名称符号公式直齿圆锥小齿轮直齿圆锥大齿轮齿数2545模数mm5.5传动比ii1.8分度圆锥度，分度圆直径137.5247.5齿顶高5.55.5齿根高6.8756.875h12.37512.375齿顶圆直径，147.12(大端)252.83（大端）齿根圆直径，125.47240.83齿距p17.28 17.28齿厚s 8.648.64齿槽宽e8.648.64顶隙c 0.8 0

8、.8锥距R141.57141.57齿顶角，齿根角 齿顶圆锥角，齿根圆锥角，齿宽42.542.52、开式齿轮的设计 （1）开式齿轮传递功率较大，所以齿轮采用硬齿面。大，小齿轮均选用45钢淬火，齿面硬度为5862HRC。用圆柱直齿轮。 查取书1表6.2可得： ， ， ，； 。 （2）按齿根弯曲疲劳强度设计查表得，YFa1=2.8, Ysa1=1.55,Ysa2=,取Y=0.7，考虑齿面磨损模数加大10%：m=2.99 取m=3名称符号公式齿1齿2齿数zz20142分度圆直径dd=mz60426齿顶高haha=ha*m33齿根高hfhf=(ha*+c*)m3.753.75齿顶圆直径dada=d+2h

9、a66432齿根圆直径dfdf=d-2hf52.5418.5标准中心距aa=m(z1+z2)/2243齿宽bb=d18五、轴的设计计算 一输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度250HBS根据教材P232表11.3，取C=110由式（11.2） 考虑有键槽，将直径增大5%，则选d=27.04mm2、确定轴各段直径和长度 （1）从联轴器开始左起第一段，联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表取KA=1.3 则 Tca=1.3121400=157820 Nmm 选用弹性柱销联轴器，型号为LX2，其公称转矩为560000 Nmm半联轴器的孔径=28mm，故取=28mm，查表得联轴器轴

10、孔长度选用L=62， =44mm。（2）左起第二段取=34mm。 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度=50mm （3）左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，（轴承有相当的轴向力），选用30207型轴承，其尺寸为dDB=357217，那么该段的直径为=35mm，长度为=16mm。左起第四段选用轴肩定位da=42，即=42mm, 由书上公式要求得：,取，根据齿轮与内壁的距离要求，取 ，取轴段长度为=60mm。左起第五段同第三段=35mm 长度为=17mm。左起第六段取=34mm，长度取=16mm。左起

11、第七段为齿轮轴段，齿轮宽为L=1.1d=30.8mm取31mm，为了保证定位的可靠性，=28mm,取轴段长度为mm 3、键、倒角 为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合H7/k6。齿轮与轴的联接处的平键截面 书2表4-1，键槽用键槽铣刀加工，长为l1=32mm,l2=25 书2表4-2。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。由各标准件及轴尺寸得：取轴端倒角为245轴肩处的圆角半径R=14、求轴上的载荷及其校核根据轴的结构图，做出轴的计算简图：（齿轮取齿宽中点处的分

12、度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。轴承1和轴承2之间的距离为78mm，轴承2和锥齿轮间的距离为54mm（1）计算作用在齿轮上的力圆锥小齿轮 圆锥大齿轮（2）求作用在轴上的支反力,所以所以（3）、校核轴承寿命：查书2表6-7得30207型圆锥滚子轴承参数查书1表8.6得(4)、计算轴承所承受的轴向载荷因为轴承1固定，轴承2游离，结合受力分析图可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。由表8.7得S=R/2y 、 ，由此可得,1）计算当量动负荷轴承1：由表6-7，用线性插值法可求得：由查书2表6-7：，由此可得轴承2： 2）轴承寿命计算因为,所以按轴承2计算轴承的寿命所选轴承202

13、07圆锥滚子轴承合格（5）做弯矩根据上述的图，求出总的弯矩和做出弯矩图由图可知弯矩最大在轴承2点（6）扭矩扭矩图如图11.2（机械设计课本）所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把T这算成的含义见前面，并且取(7)作出计算弯矩图根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图，的计算公式为mmmm(8)、校核轴的强度只需校核轴上最大弯矩截面的强度：，故安全。二、减速器低速轴II的计算1.求输出轴上的功率，转速和转矩由前面的计算可得2.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取于是得同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩：取K=1.3,选用弹性柱销联轴器，型号为LX2，其公称转矩为5

14、60000 Nmm半联轴器的孔径=32mm，查表得联轴器轴孔长度选用L=82， =60mm。3、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图：（1）由联轴器尺寸确定由联轴器的毂孔长度L 和直径d及相关要求，可确定（2）左起第二段取=38mm。 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度=50mm（3）初步选择滚动轴承。轴承同时承载径向力和轴向力，选用圆锥滚子轴承，（轴承有相当的轴向力），选用30208型轴承，其尺寸为dDB=408018。套筒的长取8+12=20mm，为了利于固定，一般取比（b+20）小1mm（

15、如图3所示），故可确定。（4）取取mm（5）轴肩定位，则取 。（6）取。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度4、轴上的零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm（标准键长见）。 为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6。齿轮与轴的联接处的平键截面 ()， 键槽用键槽铣刀加工，长为36mm（标准键长见）。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。滚动轴承与轴 的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。5、确定轴上圆角和倒角尺

16、寸取轴端倒角为，除下图标注外，各轴肩处的圆角半径，均为R1，如图：6、求轴上的载荷根据轴的结构图（图3）作出轴的计算简图（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。轴承1和轴承2之间的距离为210mm，轴承2和锥齿轮间的距离为153mm大锥齿轮：所以所以7、校核轴承寿命：查书2表6-7得30208型圆锥滚子轴承参数查书1表8.6得因为轴承1固定，轴承2游离，结合受力分析图可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。由表8.7得S=R/2y 、 ，由此可得,计算当量动负荷轴承1： 由表6-7，用线性插值法可求得：由查书2表6-7：，由此可得轴承2： （2）轴承寿命计算因

17、为,所以按轴承1计算轴承的寿命所选轴承20208圆锥滚子轴承合格8、做弯矩图根据上述的图，求出总的弯矩和做出弯矩图由图可知弯矩最大在齿轮点9、扭矩扭矩图如图11.2（机械设计课本）所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把T这算成的含义见前面，并且取10、作出计算弯矩图根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图，的计算公式为mmmm11、校核轴的强度只需校核轴上最大弯矩截面的强度：，故安全减速器结构设计 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔， 以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来

18、。 2、 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。 3、 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。 4、 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。 5、 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向

19、调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。 6、 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。 7、 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。 8、 环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。 9、 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。 名称符号减速器型式及尺寸关系箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度b1

20、12箱座凸缘厚度b12箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df12地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d110盖与座连接螺栓直径d26连接螺栓d2的直径l轴承端盖螺钉直径d38视孔盖螺钉直径d46定位销直径d5df，d1，d2至外箱壁距离C118df，d2至凸缘距离C216轴承旁凸台半径R116凸台高度h30外箱壁至轴承底座端面距离l140铸造过渡尺寸x、y3、15大齿轮顶圆与内箱壁距离112齿轮端面与内箱壁距离212箱盖、箱座肋厚m1、m8、8轴承端盖外径D2120轴承旁连接螺栓距离s120 七、键联接的选择及校核计算 1、联轴器与I（输入）轴的联接 轴径d1=28mm,L1=32mm 查手册P

21、53选用A型平键，得： GB/T 1096 键 8732 (A型） 根据教材P77（3.1）式得 2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接 轴径d2=28mm, L2=25mm GB/T 1096 键 8725 (A型） 根据教材P77（3.1）式得 3、（1）输出轴与悬臂平键联接轴径d3=32mm , L3=45mm 查手册P53 选用两个单圆头普通平键（A型），对称布置，得：GB/T 1096 键 10845根据教材1P77（3.1）式得 （2）输出轴与齿轮2之间的联接轴径d4=42mm , L4=36mm 查手册P53 选用A型平键，得：GB/T 1096 键 10836(A型）根据教材P77

22、（3.1）式得 八、联轴器的设计1、类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。 2、载荷计算 计算转矩查表取KA=1.3，则： TCa1=KAT1 =157.82 3、型号选择 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件， 查标准GB/T 50142003：轴1选用LX2型梅花型弹性联轴器，其额定转矩T=560N.m, 许用转速n=6300r/min ,半联轴器的孔径d1=28mm，轴孔长度为L=44mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm，故符合要求。轴2选用LX2型梅花型弹性联轴器，其额定转矩T=560N.m, 许用转速n=6300r/min ,半联轴器的孔径d1=32mm，轴孔长度为L=60mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为58mm，故符合要求。九、密封和润滑的设计 1. 密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以