1、第 1 页 共 47 页湖南工业大学科技学院课程设计资料课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 二级锥形圆柱齿轮减速器 专 业： 机 械 设 计 班级： 1101 学生姓名: 李炎奎 学 号: 1112110110 指导教师: 邱 显 焱 材 料 目 录序号 名称 数量1 课程设计任务书 12 课程设计报告书 13 课程设计其它资料 14 CAD 图纸5第 2 页 共 47 页课 程 设 计 说 明 书课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 二级锥形圆柱齿轮减速器 专 业： 机 械 设 计 班级： 1101 学生姓名: 李炎奎 学 号: 1112110110 指导教师: 邱 显 焱 湖南工业大
2、学科技学院教务部 制年 月 日第 3 页 共 47 页第 4 页 共 47 页第 5 页 共 47 页目录第 1 章 选择电动机和计算运动参数 .31.1 电动机的选择 .31.2 计算传动比： .41.3 计算各轴的转速： .41.4 计算各轴的输入功率： .51.5 各轴的输入转矩 .5第 2 章 齿轮设计 .52.1 高速锥齿轮传动的设计 .52.2 低速级斜齿轮传动的设计 .13第 3 章 设计轴的尺寸并校核。 .193.1 轴材料选择和最小直径估算 .193.2 轴的结构设计 .203.3 轴的校核 .243.3.1 高速轴 .243.3.2 中间轴 .273.3.3 低速轴 .30
3、第 4 章 滚动轴承的选择及计算 .344.1.1 输入轴滚动轴承计算 .344.1.2 中间轴滚动轴承计算 .364.1.3 输出轴滚动轴承计算 .37第 5 章 键联接的选择及校核计算 .395.1 输入轴键计算 .395.2 中间轴键计算 .395.3 输出轴键计算 .40第 6 章 联轴器的选择及校核 .406.1 在轴的计算中已选定联轴器型号。 .406.2 联轴器的校核 .41第 7 章 润滑与密封 .41第 8 章 设计主要尺寸及数据 .41第 9 章 设计小结 .43第 10 章 参考文献： .43第 6 页 共 47 页机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机圆锥圆柱齿轮减
4、速器设计内容：（1）设计说明书（一份）（2）减速器装配图（1 张）（3）减速器零件图（不低于 3 张系统简图： 联 轴 器联 轴 器输 送 带 减 速 器 电 动 机滚 筒原始数据：运输带拉力 F=2900N，滚筒转速 60r/min，滚筒直径 D=340mm,使用年限10 年 工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，两班制。常温下连续工作，空载启动，工作载荷平移，三相交流电源，电压源 380v 220v。设计步骤：传动方案拟定第 7 页 共 47 页由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带型运输设备。减速器为两级展开式圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。联轴器
5、2、8 选用弹性柱销联轴器。第 1 章 选择电动机和计算运动参数1.1 电动机的选择1 计算带式运输机所需的功率：P = =3.09749kww10VF2 各机械传动效率的参数选择：一对滚轴承 1=0.99，锥齿轮传动效率 2=0.96，圆柱齿轮传动效率 3=0.97,联轴器效率 4=0.99所以总传动效率： =1234=0.861. 计算电动机的输出功率： = =3.56kwdPw2. 确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围 =840 。则电动机同i min/r24086048niwd ）（）（步转速选择可选为 750r/min，1000r/min，1500r/min。
6、考虑电动机和传第 8 页 共 47 页动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和 满足锥齿轮传动比关系（） ，故首先选择 1000r/min，电动机选择如表所示3i25.0i且表 1启动转矩 最大转矩型号 额定功率/kw满载转速r/min轴径D/mm伸出长E/mm 额定转矩 额定转矩Y132M1-6 4 960 42 110 2.0 2.01.2 计算传动比：2. 总传动比： 1609niwm3. 传动比的分配： = ，i25.i 4.5i1.3 计算各轴的转速：轴 r/min960n轴 /i24i轴 轴 n4=n3=48r/minr/in850in1.4 计算各轴的输入功率：轴 kwP06.3轴 1轴
7、 kw8.2轴 k34P第 9 页 共 47 页1.5 各轴的输入转矩轴 mNT.503轴 819轴 2.74轴 56NT轴的运动动力参数项目 电动机 高速转轴 1 中间转轴 2 低速转轴 3 工作轴 4转速(r/min）960 960 240 48 48实际功率（kw）3.63 3.06 3.01 2.88 2.83转矩（N.M） 31.44 30.50 119.58 574.21 562.79传动比 1 4 5第 2 章 齿轮设计2.1 高速锥齿轮传动的设计(二) 选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2. 输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 8
8、级精度。第 10 页 共 47 页3. 材料选择 由机械设计第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材 表 101 选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：表 2硬度（HBS）齿轮型号材料牌号热处理方法强度极限 Pa/MB屈服极限 a/S齿芯部 齿面部平均硬度（HBS）小齿轮 45 调质处理 650 360 217255 240大齿轮 45 正火处理 580 290 162217 200二者硬度差约为 40HBS。4. 选择小齿轮齿数 19，则： ，取 。实际齿1z 1.50964.2zi12 50z2比 63.2950u125. 确定当量齿数 63.2tancou1178.6982.01，
9、 。30.2947.0cosz1v1 .45.cosz2v2(三) 按齿面接触疲劳强度设计3 2121 u5.0.2dRRHEt KTZ1. 确定公式内的数值1) 试选载荷系数 .1t2) 教材表 106 查得材料弹性系数 （大小齿轮均采用锻钢）21a8.9MPZE3) 小齿轮传递转矩 4.387Tm04N4) 锥齿轮传动齿宽系数 。3.035.b25. RR， 取5) 教材 1021d 图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；1021c 图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限a570lim1MPH。39li26) 按式(10 13)计算应力循环次数；9h1 10682.5382160jn6
10、0 LN第 11 页 共 47 页8912 104.63.82uN7) 查教材 1019 图接触疲劳寿命系数 ， 。91.HNK96.02HN8) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，H则 =1Ha7.51809.lim1MPSKN4.36.li22Ha4.37MPH取2. 计算1) 计算小齿轮分度圆直径 （由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）1d3 221t u5.09.2dRRHEKTZ= 3 242 6313.0874.78. =86.183 mm2) 计算圆周速度 mdRtmt 256011/s68.309.734.6n vt 3) 计算齿宽 b 及模数39.
11、654mm21401.52udt1RRmm4.350.8zm1tnt4) 齿高 m617.52.2.hnt 7661.39b5) 计算载荷系数 K 由教材 102 表查得：使用系数使用系数 =1；根据AKv=3.68m/s 、8 级精度按第一级精度，由 108 图查得：动载系数第 12 页 共 47 页=1.22；由 103 表查得：齿间载荷分配系数 = ；取轴VK K1FH承系数 =1.25，齿向载荷分布系数 = =beH HK875.1e所以： 287512.HVAK6) 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径m046.3.8751.86d3tt17) 就算模数：mm47.5190.zmn(四
12、) 按齿根弯曲疲劳强度设计m 3 a21uz5.0FSRRYKT1. 确定计算参数1) 计算载荷 287512.FVA2) 查取齿数系数及应了校正系数 由教材 105 表得： ，78.2a1FY； ， 。53.1aSY148.2FaY8.2SaY3) 教材 1020 图 c 按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限 ；教材 1020 图 b 按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度401MPFE极限 。a324) 教材 1018 图查得弯曲疲劳寿命系数 。8.085.021FNFNK，5) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 。 a243.108511 MPSKFENF 122FF6)
13、计算大小齿轮的 并加以比较，FSYa第 13 页 共 47 页= ， ，大齿1aFSY01783.2435.78.01946201842aFSY轮的数值大。2. 计算（按大齿轮）3 a21t uz5.0mFSRRYKT= 3 22401946.63.93 0874=3.286mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模 m 大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数 m 的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。所以可取弯曲强度算得的模数 2.698 mm 并就近圆整为标准值 mm（摘自机械原理教程第二版清华大学出版社 4.11 锥齿轮模数（摘自 GB/
14、T123681990） ）5n，而按接触强度算得分度圆直径 =104.046mm 重新修正齿轮齿数，1d,取整 ，则 ，为了使各个相92.0546.1mdzn1 z4.5216.zi12啮合齿对磨损均匀，传动平稳， 一般应互为质数。故取整 。12与 6z2则实际传动比 ，与原传动比相差 1.2%，且在 误差范围内。67.1zi21 %5(五) 计算大小齿轮的基本几何尺寸1. 分度圆锥角：1) 小齿轮 56.20zarcot112) 大齿轮 4.9.92 2. 分度圆直径：1) 小齿轮 m1052zd1n12) 大齿轮 8623. 齿顶高 hna4. 齿根高 652.01cf 5. 齿顶圆直径：
15、第 14 页 共 47 页1) 小齿轮 m36.149.0521cosh2da1a 2) 大齿轮 5288226. 齿根圆直径：1) 小齿轮 764.93.0615coshdf1f 2) 大齿轮 m82512822ff27. 锥距 .zmsinz1R8. 齿宽 ， （取整）b=45mm。m56.40.93.b则：圆整后小齿宽 ，大齿宽 。1B42B9. 当量齿数 ，9.936.02cosz1v1 49.153.06cosz2v10. 分度圆齿厚 m85.7411. 修正计算结果：1) 由教材 105 表查得： ， ； ，0.2a1FY572.1aSY138.2FaY。837.12SaY2) ，
16、再根据 8 级精度按教材 108m/s27.56094.60nd v图查得：动载系数 =1.25；由 103 表查得：齿间载荷分配系数 =VK K；取轴承系数 =1.25， 齿向载荷分布系数 =1FHKbeH =875.beH3) 34.2.12VA4) 校核分度圆直径 3 2121t u5.09.2dRRHEKTZ= 3 242 67.3.3.1084.748. =98.780第 15 页 共 47 页5) = ， 1aFSY01758.243.708.019526.4.2018372aFSY，大齿轮的数值大，按大齿轮校核。6) 3 a21n uz5.0mFSRRKT= 3 22401952
17、6.67.3 084=3.08mm实际 ， ，均大于计算的要求值，故齿轮的强度足够。 m105d5n(六) 齿轮结构设计 小齿轮 1 由于直径小，采用实体结构；大齿轮 2 采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，见下表；大齿轮 2 结构草图如图。高速级齿轮传动的尺寸见表大锥齿轮结构 草图表 3 大锥齿轮结构尺寸 名称 结构尺寸及经验公式 计算值锥角 12zarctn 4.69锥距 R 149.520mm轮缘厚度 m043en16mm第 16 页 共 47 页大端齿顶圆直径 ad283.511mm榖空直径 D 由轴设计而定 50mm轮毂直径 1 D6.180mm轮毂宽
18、度 L 2L 取 55mm腹板最大直径 0由结构确定 188mm板孔分布圆直径 2D210D134mm板孔直径 0d由结构确定 24mm腹板厚度 Cm107.0R18mm表 4 高速级锥齿轮传动尺寸名称 计算公式 计算值法面模数 n 5 mm锥角 21 4.6920齿数 21z 2156传动比 1i 2.667分度圆直径 2d105mm280mm齿顶圆直径 2a2a11cosh 114.363mm283.511mm齿根圆直径 2f2f 11d93.764mm275.787mm锥距 1zmsinzR149.520mm齿宽 2B45mm45mm第 17 页 共 47 页2.2 低速级斜齿轮传动的设
19、计(七) 选定齿轮类型精度等级材料及齿数1. 按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。2. 经一级减速后二级速度不高，故用 8 级精度。3. 齿轮材料及热处理小齿轮选用 45 钢调质，平均硬度为 240HBS，大齿轮材料为 45 刚正火，平均硬度为 200HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4. 齿数选择选小齿轮齿数 ，根据传动比 ，则大齿轮齿数 ，193z4i276419234iz取 =76。2z实际传动比 42u5. 选取螺旋角。初选螺旋角 =14 。（二） 按齿面接触强度设计 2131 )(HEdtt ZuTK1. 确定各参数的值:1) 试选载荷系数 =1.3t2) 计算小齿轮传递的扭矩。mN
20、T52109.3) 查课本 表 10-7 选取齿宽系数 。2P1d4) 查课本 表 10-6 得材料的弹性影响系数 。01 218.9aEMPZ5) 教材 1021d 图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；a570lim1PH1021c 图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限 。3li26) 按式(10 13)计算应力循环次数7) ；8h1 1037.658216.30jn6 LN；82 05947.u8) 查教材 1019 图接触疲劳寿命系数 ， 。9.1HNK9.2HN9) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，H则 =1Ha.52709.lim1MPSKN第
21、 18 页 共 47 页 a2.3890.lim22 MPSKHNH= 33.6mm，取联轴器孔直径为 35mm，轴孔长度 L 联 =82mm，Y 型轴孔，A 型键，联轴器从动端代号 LX3 33*82GB/T50142003，相应的轴段 的直径 d1=35mm。其长度略小于孔宽度，取 L1=80mm 半联轴器与 1轴的配合为 。67kH（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 3 5 3及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，其值最终由密封圈确定该处轴的圆周速度第 25 页 共 47 页均小于 3m/s，可选用毡圈油封，查表初选毡圈。考虑该轴为悬臂梁，且有轴
22、向力的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承 33010，由表得轴承内径 d=50mm，外径 D=90mm，宽度 B=20mm，内圈定位直径 da=58mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离故 d3=50mm，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L3=24mm。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 d5=50mm，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L5=24mm，轴的配合为公差为 k6。（4）由箱体结构，轴
23、承端，装配关系，取端盖外端面与联轴面间距 L=30,故去 L2 =45mm,又根据大带轮的轴间定位要求以及密封圈标准，取 d2 =40mm。（5）齿轮与轴段的设计，轴段上安装齿轮，小锥齿轮处的轴段采用悬臂结构，d 6 =40mm，L 6 =63mm。选用普通平键 14 9 45mm,小锥齿轮与轴的配合为 。7nH（6）因为 d4 为轴环段，应大于 d3 ，所以取 d4 =60mm，又因为装配关系箱体结构确定L4 =110mm。列表轴段 d L1 35mm 80mm2 40mm 40mm3 50mm 24mm4 60mm 110mm5 50mm 24mm6 40mm 63mm3.2.2 中间轴直
24、径长度确定第 26 页 共 47 页(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，此段设计应与轴承的选择设计同 1 5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 1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=45mm， 5取轴承 30209，由表得轴承内径 d=45mm，外径 D=85mm，宽度 B=19mm，故 d1=45mm，=42mm。通常一根轴上的两个轴承取
25、相同的型号，则)(4311LbBLd5=45mm， =40mm。轴的配合为公差为 m6。)2(1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。为于 2 4 2 4齿轮的安装，d 2和 d4应略大于 d1和 d5，选 d2=50mm，d 5 =60mm。由于齿轮的直径比较小，采用齿轮轴，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）d 4=7290mm，取其轮毂宽度 ，其左端采用轴肩定位，右端ml74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， 2故 L2 =55mm。选用普通平键 14 9 45mm
26、大锥齿轮与轴的配合为 。67nH第 27 页 共 47 页轴段 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 3（0.070.1)d 2=3.55mm，所以可得 d3 =57mm， =20mm。31432bLBx轴段 d L1 45mm 42mm2 50mm 53mm3 57mm 20mm4 74mm 74mm5 45mm 40mm3.2.3 输出轴长度、直径设置。（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）由表查得 GB/T5014-2003 中的 L
27、X3 型联轴器符合要求：公称转矩为 1250Nmm，许用转速 4750r/min，轴孔范围为 3048mm。取联轴器孔直径为 45mm，轴孔长度 L 联第 28 页 共 47 页=112mm，J1 型轴孔，A 型键，联轴器从动端代号为 LX3 45*84GB/T50142003，相应的轴段 的直径 d1=45mm。其长度略小于孔宽度，取 L1=82mm。 ，半联轴器与轴的配合 1为 。67kH（3） 密封圈与轴段 的设计 在确定轴段 的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及 2 2密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度 h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*45mm=3.154.5
28、mm。轴段 的轴径 d2=d1+2*（3.154.5） 2mm，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，取 d 2=50mm， =40mm。BKLdt2（4） 轴承与轴段 和轴段 的设计 考虑齿轮油轴向力存在，但此处轴径较大，选 3 7用角接触球轴承。轴段 上安装轴承，其直径应既便于安装，又符合轴承内径 3系列。现取轴承为 30211 由表得轴承内径 d=50mm，外径 D=100mm，宽度B=21mm。所以取 d3 =55mm，由于该减速器锥齿轮的圆周速度大于 2m/s，轴承采用油润滑，无需放挡油环，取 L3=42mm。为补偿箱体的铸造误差，取轴承靠近箱体内壁
29、的端面与箱体内壁距离 。m5通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则 d7=55mm，轴段 的长度为 7=44mm。轴的配合为公差为 m6。)(647bBL（5） 齿轮与轴段 的设计 轴段 上安装齿轮 4，为便于齿轮的安装，d 6应略大于 6 6d7，齿轮 4 轮廓的宽度范围为（1.21.5）*57=68.485.5mm，所以取 d6 =70mm， ，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段 长度应比齿轮 4 的轮毂略短，取 L6=68mm 6轴段 和轴段 的设计 轴段 为齿轮提供轴向定位作用，定位轴肩的高度 5 4 5为 h=（0.070.1)d 6=4.97m
30、m，取 h=7mm,则 d5=80mm，L 5=1.4h=9.8mm，取L5=20mm。轴段 的直径可取轴承内圈定位直径，即 d4=70mm，则轴段 的长度 4 4=20mm。大斜齿轮与轴的配合为 。54LbBx 67nH轴段 d L1 45mm 82mm2 50mm 40mm3 55mm 42mm4 70mm 55mm5 80mm 20mm6 70mm 68mm7 55mm 44mm第 29 页 共 47 页3.3 轴的校核3.3.1 高速轴(一) 轴的力学模型建立(二) 计算轴上的作用力小锥齿轮 1：圆周力 NTFR 08.93.501387.425.01d24mt 第 30 页 共 47
31、 页径向力 NF 64.125.0sin2ta08.93sinta11r 轴向力 03cocotac mNda56072M1m1(三) 计算支反力1. 计算垂直面支反力（H 平面）如图由绕支点 1 的力矩和 则：01M72-4 t2NFH6.3则 。NH5.8012. 计算水平面支反力（V 平面）与上步骤相似，计算得： ，NF47.81NVNF5.1942V(四) 绘扭矩和弯矩图1. 垂直面内弯矩图如上图。弯矩 .m479012NH1FM2. 绘水平面弯矩图，如图所示 .VM弯矩： .52018NV3. 合成弯矩图 如图最大弯矩值 ： m.7023451847921 N4. 转矩图 Tm.3802N5. 弯扭合成强度校核进行校核时，根据选定轴的材料 45 钢调质处理。由所引起的教材 151 查得轴的许用应力 a61MP应用第三强度理论 由轴为单向旋转 取 =0.6122WT）（
