单级圆锥齿轮减速器说明书

1、机械设计课程设计说明书目 录一、设计任务书. 1二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、运动参数及动力参数计算.4五、传动零件的设计计算.7六、轴的设计计算.12七箱体结构设计.21八、键联接的选择及计算.23九、滚动轴承的选择及计算. 24十、密封和润滑的选择.24十一联轴器的选择.25十二、课程设计小结.26十三、参考文献.27课程设计任务书一、设计任务：设计胶带输送机的传动装置（见下图）工作条件如下表工作年限8工作班制2工作环境清洁载荷性质平稳生产批量小批动力来源电力，三相交流电，电压380/220检修间隔四年一次大修，两年一次中修二、原始数据：滚筒圆周力F (N)

2、2500带速V（m/s）1.4滚筒直径D（mm）300滚筒长度（mm）450三、主要设计内容1. 选择电动机；2. 设计链传动和直齿轮传动；3. 设计轴并校核；4. 设计滚动轴承并校核；5. 选择联轴器；6. 选择并验算键；7. 设计减速器箱体及附件；8. 确定润滑方式。计算过程及计算说明二、电动机选择1.电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，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，具有适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2.电动机容量选择：电动机所需工作功率为：由 d/a (kw) V/1000 (KW)得 Pd

3、=FV/（1000） (KW)传动装置的总效率为：a=23式中：1=0.93 链传动效率；2=0.99 圆锥滚子轴承效率3=0.95 齿轮传动效率（齿轮精度8级）4=0.99 联轴器传动效率 5=0.96 卷筒传动效率则：a=0.93×0.993×0.95×0.99×0.96=0.815所以：电机所需的工作功率：Pw= FV/1000总 =(2500×1.4)/(1000×0.815) =4.29 kw3.确定电动机转速 卷筒轴工作转速：n=60×1000v/D=60×1000×1.4/×300

4、 r/min=89.13 r/min根据17表1推荐的传动比，取圆锥齿轮传动比i1，=23再取链传动比i2=26，则总传动比合理的范围为ia=418故电动机转速的可选范为 nd= ia.n =(418) ×89.13 r/min =356.51604.3 r/min则符合这一范围的同步转有750、 1000 和1500r/min额定功率大于4.12Kw的有：Y132M2-6.其主要性能见下表：电动机型号额定功率(Kw)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Y132M2-6.5.59602.02.084电动机主要外形和安装尺寸列于下表结果中心高H外形尺寸L&

5、#215;(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸 A×B地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸D×E装键部位尺寸 F×GD132515×（270/2+210）×315216×1781238×8010×33 三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1.可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=960/89.13=10.77（nm为电动机满载转速， n为卷筒轴工作转速）分配传动装置传动比ia= i×i（式中i、i分别为减速器和链传动的传动比） 2.分配各级传动装

6、置传动比： 取链传动传动比i=4.31则：iii=10.77/4.31=2.5四、计算传动动装置的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，将卷筒轴定位轴，以及定i0，i1，.为相邻两轴间的传动比.；01，12.为相邻两轴间的传动效率；n,n,.为各轴的输入转速 （r/min）；P，P，.为各轴的输入功率 （KW）；P，P，.为各轴的输出功率 （KW）；T，T，. .为各轴的输入转矩 （N·m）；T，T .为各轴的输出转矩 （N·m）。可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1.运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转速： 轴：n=nm

7、/ i0=960/1=960 r/min 轴：n = n/ i1 =960/2.5=384 r/min卷筒轴： n=n=89.13 r/min（2）计算各轴的输入功率：轴： P=Pd×01 =5.5×0.99=5.445 Kw (01 =4=0.99)轴： P= P×12= P×2×3 =5.445×0.99×0.95=4.865 KWp= P×23= P×1×4.685×0.97×0.99=4.494 kw计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550·

8、Pd/nm=9550×5.5/960=54.71 N·m轴： T= Td·i0·4=54.71×1×0.99=54.17 N·m 轴： T= T·i1·2·3 =54.17×2.5×0.99×0.95=127.37N·m卷筒轴：T= T×i3×1× =127.37×3.6×0.97×0.99 =505.4N·m计算各轴的输出功率： 轴 ： P，= P·2=5.39 kw 轴 ：

9、 P，= P·2=4.82 kw 卷筒轴： p，= p·2=4.494×0.99=4.45 kw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：T，= T×2=54.17×0.99=53.63 N·mT = T×2 =127.37×0.99=126.1 N·m 卷筒轴：T= T×5=505.4×0.96=485.18N·mn=960r/minn=384 r/minn=89.13 r/minP=5.445KwP=4.865Kwp=4.494 kwTd=54.

10、71N·mT=54.17 N·mT=127.37 N·mT=505.4N·mP，=5.39 kwP，=4.82 kwp，=4.45kwT，=53.63 N·m T，=126.1 N·mT=485.18 N·m综合以上数据，将运动和动力参数整理得下表：轴名功率/kw转矩/ N·m转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴5.52.096010.99轴5.4455.3954.1753.639602.990.95轴4.8654.82127.17126.103843.60.93五、传动零件的的设计计算1、减速器外

11、传动链的设计(1)选择链齿数取小链轮齿数z1=19,则大链轮齿数z2=i2·z1=4.31×19=81.9 则取大链轮齿数z2=82；（2）确定计算功率由【3】P178表9-6查得工况系数KA=1.0，由图9-13得主动链轮齿数系数KZ=1.40,单排链，则计算功率Pca=KAKZP=1.0×1.40×4.82=6.75 KW(3)选择链条型号和节距据Pca=6.75 kw及n=384 r/min 查【3】P176图9-11选16A,查【3】P167表9-1取链条节距；（4）计算链节数和中心距初选中心距a=（30 50）×25.4=762 12

12、70r/min，取a=1000mm则链长节距Lpo=+（）2=+（）2×=131.79,则取链长节数LP=132节，查【3】p180 表9-7得中心距系数f1=1024222则链传动的最大中心距为：a=f1p2LP-(z1-z2)=0.24222×25.4×2×132-(19+82)=993mm（5）计算链速v，确定润滑方式V= =3.08m/s由【3】P181图9-14查得润滑方式为油池润滑或油盘飞溅润滑。(6)计算压轴力Fp有效圆周力Fe=1000p/v=1000×4.82/3.08=1565N,链水平布置时压轴力系数KFp=1.15,则压

13、轴力Fp=1.15×1565=1800N（7）几何尺寸计算1)分度圆直径d1=p/sin（1800/z1）=25.4/sin(1800/19)= 154mm d2=p/sin（1800/z2）=25.4/sin(1800/82)=663mm 2)轮毂宽B=30mm2、减速器内部传动零件(锥齿轮)的设计（1）选择齿轮材料、精度等级及齿数传送带为一般工作机，速度不高，故可选用8级精度；材料的选择：根据要求查【3】P191表10-1可选大小齿轮的材料均为40Cr（调质后表面淬火），硬度为HRC4855初选小齿轮齿数z1=20，则大齿轮齿数z2=20×2.5=50 （2）按齿轮弯曲

14、强度设计由【3】P226设计计算公式（10-240m31)确定公式内个参数的数值初选K=1.3,; T1=54170 N·mm,R=0.33由【3】P200表10-5查得YFa1=2.80, YSa2=1.55;YFa2=2.32, YSa2=1.70;由【3】P208图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳寿命强度极限FE1=FE2= 620 Mpa;由【3】P206图10-18查得齿轮弯曲疲劳寿命系数KFN1=KFN2=0.88,取安全系数S=1.4；计算弯曲疲劳许用应力【F】1=【F】2= =389.7MPa计算大小齿轮的YFa YSa【F】并比较小齿轮= =0.0111大齿轮= =0

15、.0101由以上可知小齿轮的数值大2）计算计算模数 3 =3=2.382计算节锥距Rt=mt /2=2.382×/2=62.68mm计算分度圆直径d1t=mtz1=2.328×20=46.56 mm;计算齿高h、齿宽b、宽高比h/bh=2.2m=2.2×2.382=5.13mm;b=R·R=0.33×62.68=20.89;b/h=20.89/5.13=4.08计算圆周速度v=d1tn/60×1000= =2.34 m/s计算载荷系数据v=2.34m/s,齿轮精度为8级， 查【3】P194图10-8取动载系数Kv=1.15；查【3】P

16、193表10-2得使用系数KA=1.0；由于是直齿圆锥齿轮，故齿间载荷分配系数KH=KF=1；由【3】P212表10-4得8级精度，小齿轮相对支承对称布置时齿向载荷系数KH=1.19，查【3】图10-13得 齿向载荷分布系数KF=1.191，KF=1.612；则载荷系数K=KAKv KFKF=1.0×1.05×1.0×1.612=1.854按实际载荷系数校正模数 m=mt3=2.382×=2.62;3)按齿面接触强度校核由【3】P227强度校核计算公式10-25 H=5ZE【H】（1） 计算公式中各参数值 K= KAKv KHKH=1.0×1.

17、15×1.0×1.19=1.37; d1=46.56 mm;其余参数与齿根弯曲疲劳强度设计公式相同； 查【3】P201表10-6得弹性影响系数ZE=188; 查【3】P206式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×960×1×(2×8×300×8)=2.212×109N2= N1i1=2.212×1092.5=8.848×108 查【3】P207图10-19得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95， KHN2=0.90，取安全系数S=1； 计算接触疲劳许用应力=KHN1Hl

18、im1s= =1140a;【H】2= KHN2Hlim2s = =1080Mpa(2)计算H=5ZE【H】H=5×188 =999.6Mpa【H】min（3）校核结果：由以上校核可知设计满足要求！所以之前设计的齿轮模数符合要求，圆整取最近的标准值m=2.75 4）几何参数计算计算大端分度圆直径 d1=mz1=2.75×20=55mm ; d2=mz2=2.75×50=137.5mm 小齿轮大端分度圆直径大于弯曲强度设计的46.56mm,符合要求，不必在对齿数进行修改。节锥距 R=m分锥角1=arctan(1/i1)=arctan(1/2.5)=210485 2=

19、arctan i1=arctan2.5=6801154 齿根角f=arctan= arctan=2.550顶锥角 a1=1+f=24.30, a2=2+f=70.750根锥角f1=1-f =19.25 0 f2=2-f=65.650大端齿顶圆直径 da1= d1+2mcos1=60.12mm da2= d2+2mcos2=139.51mm齿根圆直径 df1 =d1 - 2.2mcos1=49.38mm df2= d2 - 2.2mcos2=135.25mm 齿宽 b=RR=0.33×74.046=24.043mm,取整24mm; 分度圆厚度 s=4.3mm小齿轮毂宽度B1=35mm大

20、齿轮毂宽度B2=1.6×24=38.4mm六、轴的计设计、输入轴的设计 1、按扭转强度初步确定轴的直径已知：轴的输入功率为P=5.445 Kw 转速为n=960r/min1）选材：45(调质)，硬度217255HBS2)查【3】P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=120，则dA0 =120×=21.4 mm, 联轴器的计算转矩,由于轴的转矩变化小取KA=1.3,则Pca=KAT1=1.3×54.170=70.421N·mm2、轴的结构设计1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将输入轴的圆锥齿轮做成悬臂结构，安排在箱体一侧，有螺纹固定在输

21、入轴的左起第六段；两轴承正装在齿轮的右侧，两轴承外圈分别以套杯和套筒定位，内圈以轴肩定位；齿轮、联轴器与轴周向用平键连接。草图如下所示2）确定轴各段直径和长度左起第一段，由于轴通过联轴器与电动机轴联接，已知取已知电动机轴直径D=38mm，查【2】P89选用YLD7联轴器轴孔直径30、32、35、38，轴孔长度60联轴器的直径D=60,L0=168，螺栓M10数量4个，则第一段轴直径D1=30mm,长度L1=70mm；左起第二段直径取D2=37mm根据轴承端盖端面距机座臂的距离l3=28及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度L2=35mm左起第三段，该段装有圆锥滚动轴承，选用圆锥

22、滚子轴承选用30208型轴承，其安装尺寸尺寸为d×D×T=40×80×19.75，那么该段的直径为D3= 40mm，长度为L3=18mm;左起第四段，为光轴段为滚动轴承定位的轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4= 48mm，长度取L4= 54mm 左起第五段为圆锥滚动轴承段，则此段的直径为D5= 40mm，长度为L5=18mm；左起第六段，为小齿轮接入段取D6=30mm,由于小齿轮齿根圆距键槽的距离x=3<1.6m=4.4故做成齿轮轴，根据小齿轮轮毂宽度及套筒和挡油板的长度，选该段长度取L6=47mm 。 3)轴上零件的定位齿轮、联轴器与轴

23、周向用平键连接，按D1,D6查【3】P106表6-1得平键截面b1×h1×l1=10×8×33,b6×h6×l6=12×8×58,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为,半联轴器与轴的配合为。4）确定轴上的圆角和倒角尺寸（见输入轴的结构设计图）3、按弯曲合成强度条件计算1）做出轴的计算简图（即力学模型）求齿轮上作用力的大小、方向 已知：小齿轮分度圆直径：d1=55mm，作用在齿轮上的转矩为：T1 =54.17 N·m 圆周力：Ft1= ； 求径向力Fr1=Ft·tan=19

24、69.8×tan200=716.9N 轴向力Fa1=Fr2=673.1NFt1，Fr1，Fa1的方向如下图所轴承支反力的计算根据轴承支反力的作用点A、B以及轴承和齿轮在轴上的安装位置D，建立力学模型(如下图(a)所示)。水平面内的支反力(如图b所示)：FNH1=Ft+FNH2=4054.9N FNH2=2085.1 N 垂直面的支反力（如图c所示）： FNV1+FNV2 =Fr1FNV2L2+Ma=Fr1L1则可得FNV1=1669.9 N ; FNV2=953.0 N画弯矩图 由图(b)(c)可知： 水平面的弯矩：MH=1969.8×59.7=11759.1 N·

25、;mm 垂直面的弯矩：MV1= 716.9×59.7=42798.9 N·mm MV2=953.0×56.4=53749.2 N·mm 合成弯矩： M1=N·mm M2=N·mm 画转矩图： T= Ft×d1/2=84.59 N·m=84590 N·mm 判断危险截面并验算强度坐起起第五段剖面处承受最大弯矩和扭矩，所以该剖面为危险截面C。由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0·6，再根据以上计算的数据由【3】P373式15-5得轴的计算应力由【3】P363表15-1查得45钢的-1=

26、60Mpa ，因此-1，故确定轴的尺寸是是安全的。 、输出轴的设计 1、按扭转强度初步确定轴的直径已知：轴的输入功率为P=5.445 Kw 转速为n=384r/min,输入转矩T2=127.17N·m1）选材：2)查【3】P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=120，则dA0 =120×=27.97 mm, 2、轴的结构设计1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将输出轴的圆锥齿轮安排在小锥齿轮一侧，由套筒和轴肩定位；两轴承正装在齿轮的两侧，两轴承外圈以套杯定位，内圈以轴肩和套筒定位；齿轮、小链轮与轴周向用平键连接。草图如下所示2）确定轴各段直径和长度右起第一

27、段，由于轴通过联轴器与小链轮联接，要开键槽将直径增大5%并圆整为30小链轮轮毂宽为30，则第一段轴直径D1=30mm,长度L1=45mm；右起第二段直径取D2=37mm根据轴承端盖端面距机座臂的距离l3=28及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度L2=35mm右起第三段，该段装有圆锥滚动轴承，选用圆锥滚子轴承选用30208型轴承，其安装尺寸尺寸为d×D×40×80×19.75，那么该段的直径为D3= 40mm，长度为L3=18mm;右起第四段为安装大齿轮段，则此段的直径为D5= 42mm，由于大齿轮轮毂宽度为38.4，取长度为L5=36m

28、m；右起第五段，为光轴段为滚动轴承定位的轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4= 48mm，根据小齿轮的齿顶圆直径da1=60.12mm,及齿顶圆距内机臂的距离为16，初选光轴长度L4= 78mm右起第六段，为轴承接入段并安装套筒，已知大齿轮端面与内机臂的距离2=15mm，轴承T=24.75，则取该段直径D6=40mm,长度为L6=38mm3)轴上零件的定位齿轮、链轮与轴周向用平键连接，按D1,D5查【3】P106表6-1得平键截面b1×h1×l1=10×8×40,b6×h6×l6=12×8×35,为了保证齿

29、轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为,半联轴器与轴的配合为。4）确定轴上的圆角和倒角尺寸（见输入轴的结构设计图）3、按弯曲合成强度条件计算1）做出轴的计算简图（即力学模型）求齿轮上作用力的大小、方向 已知：大齿轮分度圆直径：d1=137.5mm，作用在齿轮上的转矩为：T1 =127.17 N·m 圆周力：Ft2= ； 求径向力Fr2=Ft·tan=1850×tan200=673.3N 轴向力Fa2=Fr1=719.9NFt2，Fr2,Fa2的方向如下图所轴承支反力的计算根据轴承支反力的作用点A、B以及轴承和齿轮在轴上的安装位置D，建立力学模型(如下图

30、所示)。水平面内的支反力：FNH1= FNH2= Ft2-FNH1=1850-369.4=1479.9N 垂直面的支反力：根据图（c）可得；FNV1+FNV2 =Fr2FNV2L2+Ma=L1带入数据解得：FNV1=331.8N , FNV2=341.3N 画弯矩图 如图（b）(c)所示，由图可知：水平面的弯矩：MH=FNH1×99.9=369.4×99.9=73846.2 N·mm 垂直面的弯矩：MV1= FNV1×99.9=331.8×99.9 =33096.9N·mm MV2=FNV2×49.9=341.3×

31、49.9=17030.9 N·mm 合成弯矩： M1=N·mm M2=N·mm 画转矩图： T= Ft×d2/2=1850×137.5/2=127187.5 N·mm 判断危险截面并验算强度坐起起第五段剖面处承受最大弯矩和扭矩，所以该剖面为危险截面C。由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0·6，再根据以上计算的数据由【3】P373式15-5得轴的计算应力由【3】P363表15-1查得45钢的-1=60Mpa ，因此-1，故确定轴的尺寸是是安全的。绘制轴的工艺图（见图纸）初选z1=19,z2=82Pca=6.75

32、KWP=25.4Lpo=131.79a=993mmV=3.08m/sFp=1800Nd1= 154mmd2=663mmB=30mm初选z1=20z2=50试选K=1.3R=0.33【F】1=389.7MPa【F】2=389.7MPa=0.0111=0.101m2.382Rt=62.68mmd1t=46.56 mm;b/h=4.08v=2.34 m/sKv=1.15KA=1.0KH=KF=1KH=1.19KF=1.612KF=1.854校正后的模数m=2.62;KH=1.37ZE=188;N1=2.212×109N2=8.848×108KHN1=0.95KHN2=0.90【H

33、】1=1140Mpa【H】2=1080MpaH =1040Mpa模数圆整取最近的标准值m=2.75d1=55mmd2=137.5mmR=74.146mm 1=2104852=6801154a1=24.30a2=68.750f1=19.25 0f2=65.650da1=60.12mmda2=139.51mmdf1 =49.38mmdf2=135.25mmb=24mms=4.3mm B1=35mmB2=38.4mmd21.4 mmPca=21.4N·mm,D1=30mmL1=70mmD2= 37mmL2=35mmD3=40mmL3=18mmD4=48mmL4=54mmD5=40mmL5=

34、18mmD6= 38mmL6= 47mmFt1=1969.8NmFr1=716.9NmFNH1=4054.9NFNH2=2085.1 NFNV1=1669.9 N ; FNV2=953.0 NMH=11759.1 N·mmMV1=42798.9 N·mmMV2=53749.2 N·mmM1=125143.1N·mmM2=84590N·mm材料：45钢(调质)，硬度217255HBSd27.97 mm,D1=30mmL1=45mmD2= 37mmL2=35mmD3=40mmL3=18mmD4=48mmL4=78mmD5=42mmL5=36mmD6=40mmL6= 30mmFt= Fr=673.3NFNH1=369.4NFNH2=1479.9NFNV1=331.8N , FNV2=341.3NMH=738