二级圆锥圆柱齿轮减速器设计(就这个).doc
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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：
原始数据：
运输带拉力F=2100N，运输带速度，滚筒直径D=400mm
工作条件：
连续单向运转，载荷较平稳，两班制。
环境最高温度350C；允许运输带速度误差为±5%，小批量生产。
设计步骤：
一、选择电动机和计算运动参数
（一）电动机的选择
1.计算带式运输机所需的功率：
P===3.36kw
2.各机械传动效率的参数选择：
=0.99（弹性联轴器），=0.98（圆锥滚子轴承），=0.96（圆锥齿轮传动），=0.97（圆柱齿轮传动），=0.96（卷筒）.
所以总传动效率：
=
=
=0.808
3.计算电动机的输出功率：
==kw4.16kw
4.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=8~25（华南理工大学出版社《机械设计课程设计》第二版朱文坚黄平主编），工作机卷筒的转速==76.43r/min，所以电动机转速范围为。
则电动机同步转速选择可选为750r/min，1000r/min，1500r/min。
考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和满足锥齿轮传动比关系（），故首先选择750r/min，电动机选择如表所示
表1
型号
额定功率/kw
满载转速r/min
轴径D/mm
伸出长E/mm
启动转矩
最大转矩
额定转矩
额定转矩
Y160M2-8
5.5
720
42
110
2.0
2.0
（二）计算传动比：
1.总传动比：
2.传动比的分配：
，=<3，成立=4
（三）计算各轴的转速：
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
（四）计算各轴的输入功率：
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴=3.874×0.98×0.97=3.683kw
卷筒轴
（五）各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩
故Ⅰ轴5.462
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
二、高速轴齿轮传动的设计
（一）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级精度。
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10—1选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：
表2
齿轮型号
材料牌号
热处理方法
强度极限
屈服极限
硬度（HBS）
平均硬度（HBS）
齿芯部
齿面部
小齿轮
45
调质处理
650
360
217~255
236
大齿轮
45
正火处理
580
290
162~217
189.5
二者硬度差约为45HBS。
4.选择小齿轮齿数25，则：
，取。
实际齿比
5.确定当量齿数
，。
（二）按齿面接触疲劳强度设计
1.确定公式内的数值
1）试选载荷系数
2）教材表10—6查得材料弹性系数（大小齿轮均采用锻钢）
3）小齿轮传递转矩5.462
4）锥齿轮传动齿宽系数。
5）教材10—21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；10—21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限。
6）按式（10—13）计算应力循环次数
；
7）查教材10—19图接触疲劳寿命系数，。
8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，
则=
=<1.23
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）
=
=87.470mm
2）计算圆周速度
3）计算齿宽b及模数
36.992mm
mm
4）齿高
5）计算载荷系数K由教材10—2表查得：
使用系数使用系数=1；根据v=3.296m/s、8级精度，由10—8图查得：
动载系数=1.18；由10—3表查得：
齿间载荷分配系数=；取轴承系数=1.25，齿向载荷分布系数==
所以：
6）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径
7）就算模数：
mm
（三）按齿根弯曲疲劳强度设计
m
1.确定计算参数
1）计算载荷
2）查取齿数系数及应了校正系数由教材10—5表得：
，；，。
3）教材10—20图c按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限；教材10—20图b按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限。
4）教材10—18图查得弯曲疲劳寿命系数。
5）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4。
6）计算大小齿轮的并加以比较，
=，，大齿轮的数值大。
2.计算（按大齿轮）
=
=2.901mm
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2.901mm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/T12368—1990）），而按接触强度算得分度圆直径=93.705mm重新修正齿轮齿数，,取整，则，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，一般应互为质数。
故取整。
则实际传动比，与原传动比相差2.2%，且在误差范围内。
（四）计算大小齿轮的基本几何尺寸
1.分度圆锥角：
1）小齿轮
2）大齿轮
2.分度圆直径：
1）小齿轮
2）大齿轮
3.齿顶高
4.齿根高
5.齿顶圆直径：
1）小齿轮
2）大齿轮
6.齿根圆直径：
1）小齿轮
2）大齿轮
7.锥距
8.齿宽，（取整）b=41mm。
则：
圆整后小齿宽，大齿宽。
9.当量齿数，
10.分度圆齿厚
11.修正计算结果：
1）由教材10—5表查得：
，；，。
2），再根据8级精度按教材10—8图查得：
动载系数=1.18；由10—3表查得：
齿间载荷分配系数=；取轴承系数=1.25，齿向载荷分布系数==
3）
4）校核分度圆直径
=
=94.065
5）=，，大齿轮的数值大，按大齿轮校核。
6）
=
=2.426mm
实际，，均大于计算的要求值，故齿轮的强度足够。
（五）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
锥距
R
125.660mm
轮缘厚度
11mm
大端齿顶圆直径
233.363mm
榖空直径D
由轴设计而定
50mm
轮毂直径
80mm
轮毂宽度L
取55mm
腹板最大直径
由结构确定
160mm
板孔分布圆直径
120mm
板孔直径
由结构确定
12mm
腹板厚度
18mm
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
3mm
锥角
齿数
33
77
传动比
2.333
分度圆直径
99mm
231mm
齿顶圆直径
104.515mm
223.363mm
齿根圆直径
92.382mm
228.164mm
锥距
125.660mm
齿宽
45mm
40mm
三、低速级圆柱齿轮传动的设计
（一）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235HBS，大齿轮材料为45刚正火，平均硬度为190HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4.齿数选择
选小齿轮齿数，根据高速级传动比，得低速级传动比，则大齿轮齿数，取=97。
实际传动比
传动比误差％=0.099％<5％，在允许误差范围内。
5.选取螺旋角。
初选螺旋角β=14。
（二）按齿面接触强度设计
1.确定各参数的值:
1）试选载荷系数=1.6
2）计算小齿轮传递的扭矩。
3）查课本表10-7选取齿宽系数。
4）查课本表10-6得材料的弹性影响系数。
5）教材10—21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；10—21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限。
6）按式（10—13）计算应力循环次数
7）；；
8）查教材10—19图接触疲劳寿命系数，。
9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，
则=
=<1.23
10）查课本图10-30选取区域系数Z=2.433。
11）查课本图10-26得，，则=0.788+0.865=1.653。
2.计算
1）试算小齿轮分度圆直径d，由计算公式得
=
=65.367mm
2）计算圆周速度
3）计算齿宽b和模数
b=
=
4）齿高
=
5）计算纵向重合度
6）计算载荷系数K
已知使用系数，根据v=1.056m/s，8级精度，查课本图10-8得动载系数；查课本表10-4得K=1.46；查课本图10-13得K=1.35；查课本表10-3得。
故载荷系数
7）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
8）计算模数
=
（三）按齿根弯曲强度设计
≥
1.确定计算参数
1）计算载荷系数
2）小齿轮传递的扭矩
3）根据纵向重合度，查课本图10-28得螺旋角影响系数=0.88。
4）计算当量齿数
5）查取齿形系数和应力校正系数
查课本表10-5得。
6）计算弯曲疲劳许用应力
查课本图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限。
查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则
7）计算大﹑小齿轮的并加以比较
大齿轮的数值大，选用大齿轮。
2.设计计算
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，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1.977mm并就近圆整为标准值（摘自《机械原理教程》第二版清华大学出版社4.3标准模数（摘自GB/T1357—1987）），而按接触强度算得分度圆直径=71.626mm重新修正齿轮齿数，,取整，则，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，一般应互为质数。
故取整。
实际传动比，与原分配传动比4.038基本一致，相差0.2%。
3.几何尺寸计算
1）计算中心距
将中心距圆整为181mm。
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因值改变不多,故参数,,等不必修正。
3）计算大﹑小齿轮的分度圆直径
4）计算齿轮宽度
圆整后取b=72mm
小齿轮，大齿轮。
4.校核，同高速级齿轮一样，（略）。
5.齿轮结构设计
小齿轮3由于直径小，采用齿轮轴结构；大齿轮5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，大斜齿圆柱齿轮见下表5；大齿轮4结构草图如上图。
低速级圆柱斜齿轮传动尺寸见下表。
大斜齿轮结构草图
表5斜齿大圆柱齿轮结构尺寸
名称
结构尺寸经验计算公式
计算值
榖空直径d
由轴设计而定d=d轴
50mm
轮毂直径
80mm
轮毂宽度L
75mm（取为与齿宽相等）
腹板最大直径
268mm
板孔分布圆直径
174mm
板孔直径
（47~65.8）mm
腹板厚度C
18mm
表6低速级圆柱斜齿轮传动尺寸
名称
计算公式
计算值
法面模数
2.5mm
法面压力角
螺旋角
齿数
28
113
传动比
4.036
分度圆直径
72.006mm
290.113mm
齿顶圆直径
77.006mm
295.113mm
齿根圆直径
65.756mm
283.863mm
中心距
181mm
齿宽
80mm
75mm
四、设计轴的尺寸并校核。
（一）轴材料选择和最小直径估算
轴采用材料45钢，进行调质处理。
则许用应力确定的系数103，取高速轴，中间轴，低速轴。
按扭转强度初定该轴的最小直径，即：
。
当轴段截面处有一个键槽，就将计数值加大5%~7%，当两个键槽时将数值增大到10%~15%。
1.高速轴：
，因高速轴安装联轴器有一键槽，则：
24.110mm。
对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减少启动转矩，其联轴器应具有较小的转动惯量和良好的减震性能，故采用LX型弹性柱销联轴器（GB/T5014—2003）。
1）联轴器传递的名义转矩=9550
计算转矩（K为带式运输机工作系数，K=1.25~1.5,取K=1.5）。
2）根据步骤1、2和电机直径d电机=42mm，则选取LX3型联轴器。
其中：
公称转矩
，联轴器孔直径d=（30、32、35、38、40、42、45、48）满足电机直径d电机=42mm。
3）确定轴的最小直径。
根据d轴=（0.8~1.2）d电机，所以。
取
2.中间轴：
。
该处轴有一键槽，则：
，另考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴颈处直径，取。
3.低速轴：
。
考虑该处有一联轴器和大斜齿圆柱齿轮，有两个键槽，则：
，取整：
。
（二）轴的结构设计
根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求，参考表4-1、图4-24（《机械设计课程设计》第3版哈尔滨理工大学出版社），初步设计轴草图如下
A.高速轴的结构设计
高速轴轴系的结构如图上图所示。
1）各轴段直径的确定
：
最小直径，安装与电动机相连联轴器的轴向外伸轴段，。
：
根据大带轮的轴向定位要求以及密封圈标准，取45mm
3.轴承处轴段，根据圆锥滚子轴承30210确定轴径50mm
4.轴环段取60mm
5.轴承处根据轴承取50mm
6.小锥齿轮处取40mm
2）轴各段长度
1.由选择的联轴器取60mm
2.由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定40mm
3.由圆锥滚子轴承确定20mm
4.由装配关系、箱体结构确定110mm
5.由圆锥滚子轴承确定20mm
6.由套筒及小锥齿轮确定63mm
B.中间轴直径长度确定
1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据=40mm，由课程设计表12.4轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30209，其主要参数为：
d=45㎜，D=85㎜，T=20.75mm,B=19mm,C=16mm,所以取其直径45mm。
2）因为安装小斜齿轮为齿轮轴，其齿宽为80mm，直径为77.006mm，所以长80mm直径77.006mm。
3）轴的轴环段直径60mm，长10mm。
C.输出轴长度、直径设置。
1）初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。
参照工作要求并根据=40mm，由课程设计表12.4轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30209，其主要参数为：
d=45㎜，D=85㎜，T=20.75mm,B=19mm,C=16mm,所以取其直径45mm。
2）因为安装大斜齿轮，其齿宽为75mm，所以长75mm直径50mm。
3）轴的轴环段直径60mm，长10mm。
4）过渡轴直径50mm长度58mm
5）轴承端直径45mm，长度42mm
6）箱盖密封轴直径40，长度35mm
7）选择联轴器的直接35mm，长度60mm。
五、轴的校核（中间轴）
（一）轴的力学模型建立
（二）计算轴上的作用力
大锥齿轮2：
圆周力
径向力
轴向力
斜小圆齿3：
圆周力
径向力
轴向力
（三）计算支反力
1.计算垂直面支反力（XZ平面）
如图由绕支点A的力矩和则：
同理：
.
则
，计算无误。
2.计算水平面支反力（XY平面）
与上步骤相似，计算得：
，
（四）绘扭矩和弯矩图
1.垂直面内弯矩图如上图。
C处弯矩左=
D处弯矩
2.绘水平面弯矩图，如图所示.
C处弯矩：
D处弯矩：
3.合成弯矩图如图
C处最大弯矩值：
D处最大弯矩值：
4.转矩图
5.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15—1查得轴的许用应力
应用第三强度理论
而C处采用的齿轮轴，D处直径50mm，远大于计算尺寸。
故强度足够。
（五）安全系数法疲劳强度校核
对一般减速器的转轴仅适用弯扭合成强度校核即可，而不必进行安全系数法校核。
1.判断危险截面
对照弯矩图、转矩图和结构图，从强度、应力集中方面分析，因C处是齿轮轴，故C处不是危险截面。
D截面是危险截面。
需对D截面进行校核。
2.轴的材料的机械性能
根据选定的轴的材料45钢，调质处理，由所引用教材表15—1查得：
。
取
3.D截面上的应力
因D截面有一键槽，。
所引：
抗弯截面系数
抗扭截面系数
弯曲应力幅，弯曲平均应力；
扭转切应力幅，平均切应力。
4.影响系数
D截面受有键槽和齿轮的过盈配合的共同影响，但键槽的影响比过盈配合的影响小，所以只需考虑过盈配合的综合影响系数。
由教材表3—8用插值法求出：
，取
，轴按磨削加工，由教材附图3—4求出表面质量系数：
。
故得综合影响系数：
5.疲劳强度校核
轴在D截面的安全系数为：
取许用安全系数，故C截面强度足够。
六、校核高速轴及输出轴
校核该轴与中间轴方法一样，故步骤省略。
经校核后，两轴强度足够。
七、滚动轴承的选择及计算
1.输入轴滚动轴承计算
初步选择滚动轴承，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为，，，
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
则
则
则
，
则
则
故合格。
2.中间轴和输出轴轴滚动轴承计算
初步选择滚动轴承，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为，，
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
则
则
则
，
则
则
故合格
八、键联接的选择及校核计算
1.输入轴键计算
校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：
，故单键即可。
2.中间轴键计算
校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：
，故单键即可。
3.输出轴键计算
校核圆柱齿轮处的键连接，该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：
，故单键即可。
九、联轴器的选择
在轴的计算中已选定联轴器型号。
1.输入轴选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。
2.输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。
十、润滑与密封
齿轮采用浸油润滑，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表16-1查得选用N220中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。
当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~60mm。
由于大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。
密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。
十一、设计主要尺寸及数据
表11-1铸铁减速器机体机构尺寸计算表
名称
符号
尺寸关系
结果mm
机座壁厚
0.0125（d1+d2）8
8
机盖壁厚
8
机座凸缘厚度
b
1.5
12
机盖凸缘厚度
b1
1.5
12
机座底凸缘厚度
P
2.5
20
地脚螺钉直径
12
地脚螺钉数目
n
4
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df
10
机盖机座连接螺栓直径
d2
（0.5～0.6）df
6
连接螺栓d2的间距
ｌ
150～200
180
轴承端盖螺钉直径
d3
（0.4～0.5）df
6
窥视孔盖螺钉直径
d4
（0.3～0.4）df
4
定位销直径
d
（0.7～0.8）d
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