圆锥齿轮减速器说明书.docx

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圆锥齿轮减速器说明书

机械设计课程设计说明书

设计题目

机械工程学院机械设计制造及其自动化专业

班级机英101学号

设计人

指导教师

完成日期

一、设计任务书2

二、传动方案的拟定及说明3

三、电动机的选择3

四、传动装置的总传动比及其分配5

五、传动装置的运动和动力参数5

六、传动零件的设计计算7

七、轴的设计计算及校核12

八、键连接的选择及校核21

九、轴承寿命校核21

十、联轴器的选择和校核25

十一、减速器附件的选择25

十二、润滑和密封的选择，装油量计算26

十三、铸铁减速器箱体结构尺寸27

十四、设计小结28

一、设计任务书

设计一个带式运输机用单级圆锥齿轮减速器，其传动简图如图1-1所示。

单班工作，每班8小时，载荷平稳，大修期4年，使用年限8年（每年工作300天）。

立轴的速度允许误差±5%,小批量生产。

以方案1的数据进行设计

原始数据

方案

1

2

3

4

传递带所需功率

P（KW）

3.5

3.5

4.5

4.5

卷筒转速n

（r/min）

140

150

160

170

结果

设计计算及说明

二、传动方案的拟定及说明

1•机构类型

采用单级圆锥齿轮减速器

2•传动布置

如图所示

三、选择电动机

1.电动机的类型

按工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机

2.选择容量

（1）工作机所需功率化即卷筒轴输出功率

95500

（2）电动机输出功率什

P=3.5Kw

设计计算及说明

传动装置总效率

7/«0.85

V带传动效率=0.95；滚动轴承传动效率〃2=0.99；

圆锥齿轮传动效率7/3=0.96:

弹性联轴器效率774=0.99；卷筒轴滑

动轴承效率〃5=0.96

则〃=0.95x0.992x0.96x0.99x0.96«0.85

p35

故卩厂訂忘K—4.12聘

（3）确定电动机额定功率巴〃

山表20-1选取Ped=5.5KW

3・选择转速心

为了便于电机转速的选择，先推算电机转速范HoIII表2-1查的V带传动常用传动比/；=2-4,单级圆锥齿轮传动比范围i；=2-3,

电机转速范围可选为=nwi[ir2=560-1680/min

4.确定电动机型号

根据电机的转速范圉必，可选同步转速为1500/7min或1000/7min

的电机，现就两种电机方案进行比较，列表如下：

方案

电机型号

额定功率（kw）

电机转速

质量（KG）

总传动比

V带传动比

级速单减器

同步

满载

1

Y132S-4

5.5

1500

1440

68

10.2

9

3.5

2.94

2

Y132M-6

5.5

1000

960

84

6.86

2.5

2.744

Pd=4.12Kw

Hj=560~

1680r/min

方案2传动比较小，传动尺寸较小所以选用型号Y132M-6

设计计算及说明

结果

四、传动装置的总传动比及其分配

1.总传动比i

・叫“960

i=—-=$6.86

i总=686

仏140

2.分配传动比

i\=2.5

分配传动比：

取V带传动比Z,=2.5,则圆锥齿轮传动比

i、=2.744

■

•

/；=-=2.744厶•

符合单级圆锥齿轮减速传动比常用范围。

五、传动装置的运动和动力参数

%=3”=

960r/min

1•各轴转速n（r/min）

电动机为0轴，减速器高速轴为I轴，低速轴为1【轴

nl=

384r/min

=9607minn.=—«3847minnu=—«140/min

"n=

2.各轴输入功率P（Kw）

140r/min

按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率

&=5.5Kw

^0=Ped=5.5加

片=5.225Kw

P、=乙“]=5・5x0・95kw=5・225bv

Pn==5.225x0.99x0.96^vv=4.97kw

4=4.97Kw

3•各轴输入转矩T（Nm）

几=547IN加

7>129.94N•川

Tq=339N・m

0轴：

％=955庖

I轴：

T}=9550^-

II轴：

7；!

=955（A

项目

电动机轴0轴

高速轴1轴

低速轴II轴

转速r/min

960

384

140

功率kw

5.5

5.225

4.97

转矩丸1

51.71

129.94

339

六、传动零件的设计计算

（-）锥齿轮设计

1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数

1）此题LI选用工=90°的标准直齿锥齿轮

2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度

3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40r（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质）硬度240HBS,两者硬度差40HBS

4）选小齿轮齿数Z=25,则大齿轮齿数为Z?

=25x2.744=68.6"9

1

2.按齿而弯曲疲劳强度设计

可=25

z2=69

叽＞a/%厶5

NE］丿①/I-0.5町”

（1）确定式中各计算数值

Kt=1.2

1）试选定载荷系数K,=1.2

2）计算小齿轮传递的转矩

95.5xlOx5.225

Tt=N・mm=129940V・mm

1384

设计计算及说明

8）计算接触疲劳许用应力取是小槪率为1%,安全系数S二1

［（7/,］,=人"'"Eimi=6825MP"

S

［b〃L=SEm2=60（1叭

s

⑵计算

1）计算小齿轮分度圆直径（带入［b〃］中较小的值）

n292.『189•吓1.2x129940

_Q600JJ/（l-0.5x^2.744

=84///m

dx=84/7/77

2）计算圆周速度

3）计算锥距和齿宽

R=d、

=173.47/?

?

//?

B=R①r=57.82/z?

in

cot"=tancr2=2.7445=20.02°cr2=69.98°

大端模数

m——=3.36mm

fz

齿高h=2.25tnt=7.56mm

4）计算载荷系数

根据v=l.99m/s,7级精度由图10-8查得动载荷系数（,=1.06

由表10-9查得轴承系数K〃阳=1.25

=1.875

载荷系数K=KAKvKHaKufJ=1.9875

5）按实际载荷系数校正所算分度圆直径d严厶圧=97.0

6）计算模数m=—=3.87//?

/n

z

3•按齿根弯曲强度设计

山公式10-24得弯曲强度设计公式

4皿

①尺（1—0.5①J^5二+1

KT

（1）确定公式中个参数数值

1）山图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度极限b阳=45QMPa

大齿轮弯曲疲劳強度极限b陆2=3S0MPa

2）曲图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFm=0.9KrN1=0.95

3）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S二1.4[crF1]=心2』=289.29MPa

S

[cr,2]=S%257.86MPds

4）计算载荷系数

K=KAKvKFaKF/3

5）查取齿形系数

32.57

丫皿2=2.06

6）查取应力校正系数

心=1.60

乙=1・97

7）

汁算大小齿轮

并比较

=0.00914

[bj

=0.0107

（2）设计计算

mt=2.97mm

in>3

4x1.9875x129.94

1/3x（1-0.5x173）2x252V2.7442+1

x0.0107=2.97

对比计算结果，山齿面接触疲劳强度的模数m大于山齿根弯曲疲劳强度计算的模数，山于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲強度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取山弯曲强度算得的模数m=2.91nun,并就近圆整为标准值川=3・0〃加

按接触疲劳強度算的分度圆直径/=10切"

算得小齿轮齿数可=色=35

in

大齿轮齿数=97

这样计算的齿轮传动即满足接触疲劳强度，乂满足齿根弯曲疲劳強度并且做到结构紧凑，避免浪费。

4•几何尺寸计算

d、=1067/772

m=3mm

（1）

计算分度圆直径

J,=106mmd2=291mm

（2）

计算锥距

（3）

字"666中呦

计算尺宽

b、=<>#・％=51mm=b2

大小齿轮的相关参数

齿轮

小齿轮

大齿轮

分度圆直径

=1O&nm

d2=29Vnm

齿数

Z,=35

Z2=97

大端模数

m=3mm

m=3mm

节锥角

=19.84°

6=70.16°

锥距

R=号Jz；+z；=154.68/wn

/?

=号Jz；+z；=154.68mm

齿宽

b=①尺x7?

=5l.56inm

h=①尺xR=51.5to/77

变位系数

X{=-X2=0.4/77/?

?

-X2=0.4/77/7/

齿顶高

hal=m（\+x）=4.2/77/?

?

hal=m（\+x）=1.8mm

齿根高

hf{=.2—x）=2.4/7?

m

h八=加（1・2—兀）=4.8〃〃"

齿根角

&门=arctan（j/7?

）=0.89s

0]=arctan如//?

）=1.78°

齿顶角

為=21.26°

0aX=71.05°

齿顶圆直径

da{=113.9mm

=2922mm

七、轴的设计计算及校核

（-）高速轴的设计计算及校核

1.算出I轴的功率、转速、转矩

P、=5.225Kw

nx=384r/min

Tx=129.94/V"

2•作用在齿轮上的力

Frl=FatanOcosb]=936/V

Fa}=斥itan^sin=34W

代=±=2912/V

其中d,”=d（l—0.5x£）

R

0=20°、6=19.84。

3.初步确定轴的最小值径

选取轴的材料为45钢，调质处理

根据表15-3,取人）=115

<.n=A）^=28mm

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件装配方案如图所示

（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度

最细处与皮带轮相连

1）I段直径为28mm,为满足轴端要求II段为36mm

2）初步选择滚动轴承，因轴承同时受到径向和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据【I段直径36mm,初步选择0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承33108其尺寸

dxDxT=40mmx75mmx26mm故III段直径选为

40mm

III段和IV段长度定为26mm

两端轴承采用轴肩定位，山设讣手册上查得定位轴肩高度h=3.5mm,因此IV段直径取47mm

3）右端齿轮与右轴承用套筒定位，齿轮左侧距内壁a=10m已知齿轮轮毂宽度62mm,暂取69mm

4）轴承端盖

轴承端盖总宽度为20mmo根据端盖的装卸及便于对轴承添加润滑脂取II段长度为50mm

ucOR50”QC

（3）轴上零件的周向定位

山表6-1选择普通半键键宽bx键高h=10mmx8mm（左）

键宽bx键i§jh=8mmx7mm（6）

左键槽用铳刀加工长为40mm,右键槽用铳刀加工长为50mm

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为1x45°,轴肩圆角R1.2

5・求高速轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。

在确定轴承支点位置时，从设计手册上查得a值为18mm,并计算岀L1二98L2=64L3=88

轴I载荷

载荷

水平面H

垂直面v

支反力F

為=3762N

仏=1026N

仏=1063N

F^=1999N

弯矩

M

Mh=24076$・mm

Mv=6803取mm

总弯矩

M=Jm-+Mjr=250195N•mm

扭矩T

T[=12994（N・mm

设计计算及说明

6.按弯扭合成校核轴的强度

山受力分析，只校核危险截面的强度即可。

根据式15-5及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取。

二0.6,轴的计算应力

Jm2+（cxT）2J25019^+（0.6xl299402“…

6,==.MPa=40.IMpa

VV0.1x4tf

因已选定轴的材料为45钢，调质处理。

查表15-1得

[bJ=6OM亿。

因此bg<[b-i],故安全。

（二）低速轴的设计计算及校核

1.算出II轴的功率、转速、转矩

Pn=4.97Kw

nu=140/min

7；i=339N•也

2.作用在齿轮上的力

匸2T2x339000斥2==—=2736V

血2312x（1-0.5x1）

Fr2=^=34W

Fu2=Fr,=93W其中血=〃（1-0.5x$

R

6=20°、5=70.16。

3•初步确定轴的最小值径

选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3,取观=110

低速轴的最小直径显然是安装在联轴器处的直径。

为使所选轴与联轴器孔相互适应，故需同时选取联轴器的型号。

设计计算及说明结果

联轴器的计算转矩（取心=1.5）

Tca==50&5N・m

计算转矩7；“应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，

选用LX3弹性柱销联轴器，其公称转矩7；=125QV.m,许用转速4750r/min,轴径在30-48mm之间。

半联轴器孔直d=40mm,故取dz=40mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度Lj=84mm。

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度

1）为了满足半联轴器的定位要求，1段右侧需要制出一个轴肩，故取I【段直径为45mm,为了保证轴端挡圈不压在轴上，现取I段长度为82mm。

2）初步选择滚动轴承

因为轴承同时受到轴向力和径向力的作用，所以选择圆锥滚子轴承，参照工作要求病根据【I段直径为45mm,选择轴承型号为32010其尺寸为=左端轴承采用

轴肩定位，山机械F册查得32010轴承轴肩定位高度为5mm,取IV段直径为60mmo

3）取安装齿轮处的轴段直径为55mm,齿轮右端与轴承采用套筒定位，已知齿轮宽度为57mm,此轴段应该略短于齿

轮宽度，故取V段长度为55mm,齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07〃故取/?

=4mm。

4）轴承端盖的总宽度为20mm（山减速器及轴承盖结构设计而定）。

5）取齿轮距离箱体内壁的距离a=15mm,在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s,取s=4mm,故先取VI段长度为39mmo

（3）轴上零件的周向定位

均采用普通平键联接，按表6-1査得平键截面键宽bx键高h=10mmx8mm键槽用铳槽铳刀加工，长为40mm,同时保证齿轮与轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为耳；同样，半联轴器与轴联接选用平键为n6

bxhx1=12mmx8mmx70mm,半联轴器与轴的配合为兰,kb滚动轴承与轴定位是有过度配合保证的，此处轴的直径尺寸公差为m6o

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为1x45°,轴肩圆角R1.2

5.求低速轴上的载荷

根据结构图画出计算简图。

从设计手册上查得轴承支点位置，对于32010型轴承&二18mm・

Ft

FNHlFNH2

Fr

八厂、M&二aFrFNV

FNV1

FNV2

MV1

Mv2

载荷

水平面H

垂直面v

支反力F

Fnh.=2140N

Fnv.=794N

%=596N

F时=-453N

弯矩

M

Mh=261086Nmm

MV1=96868Nmm

=-154O2Nmm

总弯矩

M|=+M;

=27847IN・mm

M2=7M^+Mv>=261533Nmm

扭矩T

Tn=33900CN-mm

6•按照弯扭合成应力校核强度

='胁+（如二暨空…皿山加MPa“9.9MP°caa

进行校核时只需要校核危险截面处即D=55mm处，根据上表中的数据，以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取a=0・6轴的计算应力：

WO.lx553

因已选定轴的材料为45钢，调质处理。

查表15-1得

[6]]=60M几。

因此

八、键连接的选择及校核

键的材料均选用钢。

山机械设计•书表6-2[oj二100'120MP/取中间值二110MP&。

据式5=斗泸<&,]校核各处键连接。

Kk<

其中20.oh,h为建的高度。

圆头平键l=L-b,L为键的公称长度,b为键的宽度。

1.高速轴上与带轮联接的普通平键的校核bxhx1=8mmx7mmx40mm

2X129.94X103

0.5x7x40x28

=66.3MPa<

2.高速轴上与齿轮联接处键的校核

bxhx1=8mmx7mmx40mm

2xl29.94xl03

0.5x8x50x36

=36.09MPa<

3•低速轴上与齿轮联接处键的校核

bxhx1=16mmx10mmx40mm

2X399X103

0.5x10x40x55

=6\.6MPa<

4.低速轴上与联轴器联接处键的校核

bxhx1=12mmx8mmx70mm

2x399x10，

0.5x8x70x40

=60・5MPaS

九、轴承寿命校核

由机械设计书式13-5知，轴承的寿命计算公式为4=—仝60/订p丿对于滚子轴承£二10/3。

乂查手册知,33108型圆锥滚子轴承基本额定动载C产8.48xlO“N,

32010型圆锥滚子轴承基本额定动载C2=8.9x104No

1•校核高速轴轴承33108

1）求两轴承受到的径向载荷Frl和Fr2

Fr2

Frl=JF血]+略=V37622+10632N=3909N

Fr2=Jf蟲+F為2=x/10262+19992N=2247N

2）求两轴承的计算轴向力

先从机械设计手册上查得e二0.36Y二1.7

Fr\3909

F6/l=—=^—-==115QV

2Y1.7x2

F「2

Fd2=——=66LV

2Y

Fae+Fd2

Fal=Fdl=1150V

Fa2=Fd\-Fae=809N

3）求轴承的当量动载荷

—=0.361>0.36Frl

—=0.294<0.36

Frl

对轴承1,x,=1y,=o

对轴承2,X]=0.4Y2=\.l

因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6,取fp=i.5

叶=fp（X{Fr\+Y{Fa\）=5863V

P1=/；,（X2Fr2+Y2Fa2）=337QV

Pl>P2,按照Pl进行演算校核

丫_106

z84800）

丿60x384

5863

10

■=319980>L；r

19200?

故所选轴承满足寿命要求

2•低速轴轴承寿命校核

1）求两轴承受到的径向载荷Frl和Fr2

Fae__^_

p^FdlFd2「

I\

FrlFr2

Frl=J%+略=J714$+21402N=2283N

Fr2=JF爲+F爲=a/4532+5962N=749N

2）求两轴承的计算轴向力

先从机械设计手册上查得e二0.42¥=1.4

Frl2283

Fd\===815N

2Y1.4x2

Fr2

Fcl2=——=267・5N2Y

Fae+Fd\>Fd2,判断2轴承为紧端轴承

Fal=Fdl=815N

Ft/2=174W

3）求轴承的当量动载荷

Fa\exFu2小"

=0.36eFr\Frl

对轴承1,X,=1乙=0

对轴承2,X1=0.4Y2=\A

因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6,取/„=1.5片=（X{Fr\+Y{Fa\）=34245A^

P1=fr（X2Fr2+Y2Fa2）=41055?

/

Pl

106

106

89000"

T

60n

60x140

〔41015丿

Ll,=

>L；=19206

十、联轴器的选择和校核

1.类型的选择

为隔离震动与冲击，选择弹性柱销联轴器

2.载荷的计算

公称转矩T=339Nm

由表14-1查得心=1.5计算转矩7；“=K』=5085N•也

3.型号的选择

从机械设计手册上查得LX3弹性柱销联轴器

许用转矩1250Nm,许用转速4750r/min,轴径在30-48mm之间。

故合用。

十一、减速器附件的选择

1.放油孔和螺塞

为了换油及清洗箱体时排岀油污，排油孔螺塞材料一般采用Q235,排油孔螺塞的直径可按箱座壁厚的倍选取。

排油孔应设在便于排油的一侧，必要时可在不同位置两个排油孔以适应总体布局之需。

根据机械设计图册，选用M16X1.5的螺塞。

2.油标

根据机械设计图册，选用M12型游标尺（管状油标）。

3.通气器

为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。

从机械设计图册上查得通气器尺寸M27X1.5。

4.起盖螺钉

箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装与其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖。

起盖螺钉材料为35号钢，起盖螺钉的尺寸定位M8。

5.定位销

为确定箱座与箱盖的相互位置，保证