机械设计课程设计圆锥圆柱齿轮减速器.docx
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机械设计课程设计圆锥圆柱齿轮减速器
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目带式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器
学院：
机械工程学院
班级
学号
设计者
指导老师顾峰
2010-12-31
目录
一、设计任务书
二、系统传动方案分析选择选择
三、电动机的选择.
四、传动装置及运动参数
五、齿轮的设计计算
六、联轴器的选择
七、轴承的选择
八、轴的设计计算
九、键的选择与校核
一十、箱体设计
一十一、端盖设计
一十二、润滑与密封
一十三、参考资料
一十四、心得体会
一、课程设计任务书
1.要求：
设计用于带式运输机的圆锥-圆柱齿轮减速器（图一）
图一
2.已知条件：
（1）工作条件：
两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35oc;
（2）使用折旧期：
8年；（3）检修间隔期：
四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；（4）动力来源：
电力，三相交流，电压380/220V；（5）运输带速度允许误差：
；（6）制造条件及生产批量：
一般机械厂制造，小批量生产。
3.已知参数：
运输带的工作拉力F（N）：
2500
4.运输带的工作速度V（m/s）：
1.1
运输机卷筒直径D（mm）:
400
4.设计任务：
（1）圆锥-圆柱齿轮减速器装配图一张
（2）零件工作图1~3张
（3）编写设计计算说明书一份
二、系统传动方案分析选择选择
如任务书布置图所示采用圆锥圆柱齿轮减速器圆锥齿轮置于高速级。
系统总体方案图如图二：
图二
三、电动机的选择
1、类型：
Y系列三相异步电动机；
2、电动机容量
1）功率的选择
Pd=P/η
－弹性联轴器的传动效率：
0.99
－滚动轴承的传动效率：
0.98
－圆锥齿轮的传动效率：
0.98
－圆柱齿轮的传动效率：
0.97
-卷筒的传动效率：
0.96
得：
Pd=3.59KW
查设计手册选取电动机额定功率为11KW
2）转速的确定
卷筒的转速n=60*1000*V/π*D=52.5r/min
由设计手册查得圆锥齿轮传动比范围为2-3，圆柱齿轮传动比为3-5，故总传动比范围为6-15
由手册选取电动机满载转速为960r/min
3）确定型号
由上可确定电动机型号为Y132M1-6
电动机型号
额定功率
额定转速
r/min
重量
Y132M1-6
4KW
960
73Kg
四、传动装置及运动参数
1、传动比分配
i=nw/n=970/52.5=18.29考虑到大锥齿轮与大圆柱齿轮直径不能相差太大，故取圆锥齿轮传动比为i1=4.57,圆柱齿轮传动比为i2=4
2、各轴的转速转矩计算
1）高速轴：
P1=Pd*
=3.59*0.98*0.99=3.48KW；
n1=nm3=960r/min
T1=9550000*P1*
/n1=34.62N·m
2）中间轴：
P2=P1*
*
=3.3KW
n2=n1/i21=210r/min
T2=9550000*P2*
/n2=150.07N·m
；
3）低速轴：
P3=P2*
*
=3.15KW
n3=n/i=52.5r/min
T3=9550000*P3*
/n3=573N·m
轴名
功率PKW
转矩TNm
转速r/min
高速轴
3.48
34.62
960
中间轴
3.3
150.07
210
低速轴
3.15
573
52.5
五、齿轮的计算
1斜齿轮的计算
将参数输入计算机，根据要求选择齿轮，然后将所得数据输出，如下：
设计传递功率/kW3.5897
小轮计算转速/（r/min）960.00
小轮计算转矩/（N.mm）35710.00
预期工作寿命/h38400
齿轮传动精度等级7
小轮齿数z125
小轮齿宽b1（mm）52.00
小轮分度圆直径（mm）62.500
轮齿大端模数m（mm）2.500
锥距R（mm）145.886
名义传动比4.57
实际传动比4.60
使用系数1.00
动载系数1.11
接触强度齿间载荷分配系数1.20
接触强度齿向载荷分配系数1.50
弯曲强度齿间载荷分配系数1.49
弯曲强度齿向载荷分配系数1.50
小轮材料及热处理方式合金铸钢调质
小轮齿面硬度/HV10360.00
小轮计算接触应力（MPa）405.03
小轮接触疲劳许用应力（MPa）584.65
小轮接触疲劳极限应力/MPa765.00
小轮计算弯曲应力（MPa）93.67
小轮弯曲疲劳许用应力（MPa）356.52
小轮弯曲疲劳极限应力/MPa255.00
大轮齿数z2114
大轮齿宽b2（mm）52.00
大轮分度圆直径（mm）285.00
大轮材料及热处理方式结构钢正火
大轮齿面硬度/HBW210.00
大轮计算接触应力（MPa）405.03
大轮接触疲劳许用应力（MPa）384.14
大轮接触疲劳极限应力/MPa485.00
大轮计算弯曲应力（MPa）94.44
大轮弯曲疲劳许用应力（MPa）290.77
大轮弯曲疲劳极限应力/MPa195.00
装配条件一个齿轮悬臂
接触斑点检查方式满载逐件检查
传动方式闭式传动
齿面粗糙度Rz/μm3.2000
是否允许有少量的点蚀允许
润滑油运动粘度V40/（mm^2/s）22.0000
极限传递功率（kW）3.2290
1直齿轮的计算
将参数输入计算机，根据要求选择齿轮，然后将所得数据输出，如下：
设计传递功率/kW:
3.30000
小轮最高转速/（r/min）:
210.00
小轮最大扭矩/（N.mm）:
150071.43
预期工作寿命/h:
38400
第Ⅰ公差组精度（运动精度）:
7
第Ⅱ公差组精度（运动平稳性）:
7
第Ⅲ公差组精度（接触精度）:
7
名义传动比:
4.00
实际传动比:
4.00
使用系数:
1.00
动载系数:
1.05
接触强度齿间载荷分配系数:
1.75
接触强度齿向载荷分布系数:
1.38
弯曲强度齿间载荷分配系数:
1.75
弯曲强度齿向载荷分布系数:
1.34
支承方式:
对称支承
传动方式:
闭式传动
齿面粗糙度Rz/μm:
3.20
润滑油运动粘度V40/（mm^2/s）:
22.00
小轮齿数z1:
23
小轮齿宽b1/mm:
76
小轮变位系数x1/mm:
0.0000
螺旋角（°）:
14.0002
小轮分度圆直径/mm:
71.11
齿轮法向模数mn/mm:
3.00
小轮计算接触应力/MPa:
577.21
小轮接触疲劳许用应力/MPa:
387.20
小轮接触疲劳极限应力/MPa:
485.00
小轮计算弯曲应力/MPa:
113.01
小轮弯曲疲劳许用应力/MPa:
204.59
小轮弯曲疲劳极限应力/MPa:
195.00
小轮材料及热处理方式:
结构钢正火
小轮齿面硬度/HBW:
210.00
大轮齿数z2:
92
中心距/mm:
177.781
大轮齿宽b2/mm:
71
大轮变位系数x2/mm:
0.0000
大轮分度圆直径/mm:
284.45
大轮计算接触应力/MPa:
577.21
大轮接触疲劳许用应力/MPa:
417.84
大轮接触疲劳极限应力/MPa:
485.00
大轮计算弯曲应力/MPa:
112.35
大轮弯曲疲劳许用应力/MPa:
211.13
大轮弯曲疲劳极限应力/MPa:
195.00
大轮齿面硬度/HBW:
210.00
大轮材料及热处理方式:
结构钢正火
极限传递功率（kW）:
1.48496
六、联轴器的选择
高速级电动机轴与减速器高速轴连接用的联轴器，由于轴的转速较高，为减小起动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器。
根据Tca=Kca*T1=1.3*35.71=47N·m，选择LX1型联轴器
低速级减速器低速轴与工作机轴连接用的联轴器，由于轴的转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但因传递转矩较大，因此常需选用无弹性的挠性联轴器。
根据Tca=Kca*T3=1.3*1425.05=1852.57N·m，选择GICL3型联轴器
七．轴的设计计算
一）、直径的初步确定（d≥A0
）
1、高速轴dmin=A0
=16.5mm（P=3.48KW,n=960r/min）根据联轴器选取dmin=25mm,
2、中间轴dmin=A0
=23.3mm（P=3.3W,n=210r/min）具体尺寸根据计算过程确定
3、低速轴dmin=A0
=37.2（P=23.15KW,n=52.5r/min）根据联轴器选择dmin=42mm
二）、轴承的初选
高速轴根据受力特点和工作环境选30208型
中间轴根据受力特点和工作环境选30207型
低速轴根据受力特点和工作环境选30214型
三）、轴的详细计算
材料：
选用45号钢调质处理。
查课本表15-1取σb=640MPa
σ-1=275MPaτ-1=155MPa[σ-1]=60MPa
1、高速轴
1）、设计参数
P1=Pd*
=3.48KW；
n1=960r/min
T1=9550*P1/n1=34.62N·m
2）作用与齿轮上的力
Ft1=2T1/dm1=1106N
Fr1=Ft1*tan20°*cos12.26°=81N
Fa1=Ft1*tan20°*sin12.26°=393N
3）高速轴的结构设计
①Ⅰ-Ⅱ段，半联轴器与轴的配合长度为60mm，半联轴器采用轴肩轴向固定，故轴的长度略小于配合长度，取LⅠⅡ=36mm,dⅠⅡ=25mm.
②为了保证端盖的便利拆装取LⅡⅢ=50，且为保证半联轴器的轴向固定，根据设计手册，查得dⅡⅢ=27mm。
③Ⅲ-Ⅳ为与轴承配合段，根据轴承的有关参数，确定dⅢⅣ=30mm，
LⅢⅣ=20mm，右端为轴承的轴向固定端，根据设计手册表6-7确定
dⅤⅥ37mm，保证两轴承的合理间距和轴的受力平稳过渡LⅢⅣ=117mm，ⅤⅥ段同Ⅲ-Ⅳ段尺寸大致相同，宽度略小于轴承宽度LⅤⅥ=19mm.
④ⅥⅦ段为齿轮轮毂宽度加上轴套的长度，取LⅥⅦ=70mm
4）轴上荷载
①垂直支反力FMY=407N
FNY==1513N
②水平支反力FMZ=29.8N
FNY=110.8N
③根据受力作出弯矩图好转矩图
由图可知N点为危险截面故有
σ=M/0.1d3=65.56MPa
τ=T/0.2d3=34.62MPa
④校核
σca=
取α=0.6
得σca=25.47MPa＜＜[σ-1]=60MP
故，满足要求。
4）轴承校核
①轴承径向荷载Fr1=
=827N
同理Fr2=1864N
②轴承派生轴向力Fd=Fr/2Y查设计手册表6-7得Y=1.6
Fd1=258N,Fd2=583N
1压紧，2放松，
Fa1=Fa+Fd2=699NFa2=583N
③当量动荷载（e=0.37）
Fa1/Fr1=0.84>eFa2/Fr2=0.31取fp=1.5,则有
P1=fp*（0.4Fr1+0.9Fa1）=2436NP2=fp*Fr2=2342N
取较大值计算：
LH’=106*
/60*n
=106/60*960
=537837h>24000h
故满足要求。
2、中间轴
1）、设计参数
P2=P1*
*
=3.3KW
n2=n1/i21=210r/min
T2=9550*P2/n2=150N·m
2）作用与齿轮上的力
由受力平衡得
Ft1=4227N
Fa2=1575N
Fr2=919N
3）中间轴的结构设计
①Ⅰ-Ⅱ段，与轴轴承配合，根据轴承宽度确定配合段长度L=18mm，轴的长度略小于配合长度,直径为dⅠⅡ=30mm.轴套长度为20mm，LⅠⅡ=55mm。
根据手册，查得轴套最小半径为42mm，故取轴套外直径为45mm.
②ⅡⅢ段为与大锥齿轮配合段，根据齿宽确定LⅡⅢ=35mm，略小于轮毂宽度，结合齿轮直径取dⅡⅢ=35mm且为保证轴向固定右侧轴的直径dⅢⅣ=42mm，LⅢⅣ=10mm。
③Ⅳ-Ⅴ齿轮轴，根据齿轮的有关参数，确定dⅣ-Ⅴ=35mmm，长度为轮毂宽度71mm。
④ⅥⅦ段为与轴承配合段，根据轴承参数，取LⅥⅦ=53mm，dⅥⅦ=30mm，
4）轴上荷载
①垂直支反力FMY=（449N
FNY=556N
②水平支反力FMZ=1678N
FNY=1578N
③根据受力作出弯矩图好转矩图
由图可知N点为危险截面故有
σ=M/0.1d3=133.89MPa
τ=T/0.2d3=150MPa
④校核
σca=
取α=0.6
得σca=69MPa＜＜[σ-1]=70MP
故，满足要求。
5）轴承校核
①轴承径向荷载Fr1=
=516N
同理Fr2=3423N
②轴承派生轴向力Fd=Fr/2Y查设计手册表6-7得Y=1.6
Fd1=161N,Fd2=1070N
1压紧，2放松，
Fa1=Fa+Fd2=1418NFa2=1070N
③当量动荷载（e=0.37）
Fa1/Fr1=2.7>eFa2/Fr2=0.31取fp=1.5,则有
P1=fp*（0.4Fr1+0.9Fa1）=2234NP2=fp*Fr2=5135N
取较大值计算：
LH’=106/60n*
=106/60*320*
=134347h>24000h
故满足要求。
3、低速轴
1）、设计参数
P3=P2*
*
=3.15KW
n3=n2/i=52.5r/min
T3=9550*P3/n3=573N·m
2）作用与齿轮上的力
根据受力平衡得：
Ft3=4028Fr3=1511
3）低速轴的结构设计
①Ⅰ-Ⅱ段，半联轴器与轴的配合长度为60mm，半联轴器采用轴肩轴向固定，故轴的长度略小于配合长度，取LⅠⅡ=82mm,dⅠⅡ=42mm.
②为了保证端盖的便利拆装取LⅡⅢ=50，且为保证半联轴器的轴向固定，根据设计手册，查得dⅡⅢ=48mm。
③Ⅲ-Ⅳ为与轴承配合段，根据轴承的有关参数，确定dⅢⅣ=50mm，
L=29.25mm，右端为轴套的轴向固定端，根据设计手册表6-7确定
轴套外直径为52mm,长度为10mm，LⅢⅣ=29.25mm.，Ⅶ-Ⅷ段同Ⅲ-Ⅳ段尺寸大致相同，为保证与小齿轮啮合良好，轴套宽度L=16mm.故，该段长度LⅦ-Ⅷ=64mm。
④Ⅴ-Ⅵ段为齿轮轴肩轴向固定端，根据设计手册得宽度为LⅤ-Ⅵ=9mm
dⅤ-Ⅵ=76mm.Ⅳ-Ⅴ取LⅣ-Ⅴ=75mm.dⅣ-Ⅴ=62mm.与齿轮配合段取d=52mm
4）轴上荷载
①垂直支反力FMY=232N
FNY=2635N
②水平支反力FMZ=232N
FNY=989N
③根据受力作出弯矩图好转矩图
由图可知N点为危险截面故有
σ=M/0.1d3=188MPa
τ=T/0.2d3=573MPa
④校核
σca=
取α=0.6
得σca=18014MPa＜＜[σ-1]=60MP
故，满足要求。
6）轴承校核
①轴承径向荷载Fr1=
=1112N
同理Fr2=2224N
②
当量动荷载
取fp=1.2,则有
P1=fp*Fr1=1334.4NP2=fp*Fr2=2668.8N
取较大值计算：
LH’=106/60n*
=106/60*70*
=391502h>24000h
故满足要求。
八、键的选择和校核
1、高速轴上键的联接
半联轴器端根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=6mm*6mm*28mm载荷平稳故取[σp]=110MPa
σp1=2T1*103/k*l*d=2*30.2*1000/0.5*8*36*30=22.14MPa《[σp]=110MPa故符合要求
小锥齿轮端根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=8mm*7mm*50mm载荷平稳故取[σp]=110MPa
σp1=2T1*103/k*l*d=16.0MPa《[σp]=110MPa故符合要求
2、中间轴上键的联接
大锥齿轮端根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=10mm*8mm*22mm载荷平稳故取[σp]=110MPa
σp1=2T2*103/k*l*d=2*86.2*1000/0.5*8*25*40=43.1MPa《[σp]=110MPa故符合要求
3、低速轴上的键联接
半联轴器端根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=12mm*8mm*70mm载荷平稳故取[σp]=110MPa
σp1=2T3*103/k*l*d=2*378.7*1000/0.5*8*50*38=80.2MPa《[σp]=110MPa故符合要求
齿轮端根据轴的直径查课本表6-1，选择平键b*h*l=18mm*11mm*56mm载荷平稳故取[σp]=110MPa
σp1=2T3*103/k*l*d=90MPa《[σp]=110MPa故符合要求
九、箱体设计
根据手册表11-1得到下面数据
名称
符号
计算公式
结果
箱座厚度
δ
0.0125（dm1+dm1）+1≥8
8.5
箱盖厚度
δ1
0.01（dm1+dm2）+1≥8
8
箱盖凸缘厚度
1.5δ1
12
箱座底凸缘厚度
2.5δ
12.75
地脚螺钉直径
0.018（dm1+dm2）+1
M16
地脚螺钉数目
查手册
4
轴承旁联结螺栓直径
=0.75
M12
盖与座联结螺栓直径
=（0.5
0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径
=（0.4
0.5）
M8
视孔盖螺钉直径
=（0.3
0.4）
6
定位销直径
=（0.7
0.8）
8
，
，
至外箱壁的距离
查手册表11—2
1297
，
至凸缘边缘距离
查手册表11—2
16
外箱壁至轴承端面距离
=
+
+（5
10）
40
大齿轮顶圆与内箱壁距离
>1.2δ
12
齿轮端面与内箱壁距离
>δ
8.5
箱盖，箱座肋厚
10
13
轴承端盖外径
+5
150（高速轴）
130（中间轴）
125（低速轴）
轴承旁联结螺栓距离
120（高速轴）
112（中间轴）
125（低速轴）
根据设计手册查得
吊耳环结构参数：
d=b=24mm,b=（1.8-2.5）δ1=24mm
R=d=24mm,e=（0.8-1）d=24mm.
吊钩结构参数：
K=
+
=32mm,H=0.8K=25.6mm,h=0.5,H=12.8mm,
r=K/6=5.3mm
b=（1.8-2.5）δ=30mm
视孔盖的结构参数：
=140mm,
=125mm,b1=120mm,b2=105mm,d=7mm,孔数为8，盖厚4mm，R=5mm.
十、端盖的详细设计
1．高速轴端盖
螺栓直径为d3=8mm,盖厚e=1.2d3=9.6mm,螺孔直径为8+1=9mm，套杯内内厚s=10mm,壁厚e=10mm,外缘后s=10mm,分布圆直径D0=2.5d3+2s+D=130mm，D6=D-3=77mm,D5=D-3d3=106mm,D4=D-10=70mm,D2=D0+2.5d3=150mm.
2、中间轴端盖
螺栓直径为d3=8mm,盖厚e=1.2d3=9.6mm,螺孔直径为8+1=9mm，D0=2.5d3+D=110mmD6=D-3=77mm,D4=D-10=70mm,D2=D0+2.5d3=130mm.
，D6=D-3=69mm,D5=D-3d3=63mm,D4=D-10=100mm。
.
3、低速轴端盖
螺栓直径为d3=8mm,盖厚e=1.2d3=9.6mm,螺孔直径为8+1=9mm，D0=2.5d3+D=105mmD6=D-3=82mm,D5=D-3d3=61mm,D4=D-10=75mm,D2=D0+2.5d3=125mm。
十一、润滑与密封的选择
1、润滑
齿轮采用浸油润滑。
轴承采用润滑脂润滑。
2密封
端盖与轴接触处采用毡圈密封
十二.参考资料
《机械设计课程设计手册》（第三版）——清华大学吴宗泽，北京科技大学罗圣国主编。
《
《机械设计基础》课本——徐锦康主编。
《机械原理》课本——朱理主编
十三、心得体会
忙忙碌碌两周，才发现理论和实际的差距是多么的大，今天你设计出来，明天你可能就会发现错误，心灵和肉体受到考验，面临诸多的选择，必须靠自己决定是走那条路，当然团队合作也是非常的重要，相互帮助，别忘了不懂得要问老师，这就是我的感受。
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