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1、机械设计课程设计 设计计算说明书 题目：两级锥齿轮—圆柱齿轮 减速器设计 指导老师：XXX 2009年7月 机械设计课程设计任务书 题目6：设计带式运输机传动装置（两级锥齿轮—圆柱齿轮减速器） 一、 总体布置简图 二、 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%。 三、 原始数据： 四、 设计内容： 1、 电动机选择与运动参数的计算； 2、 齿轮传动设计计算； 3、 轴的设计； 4、 滚动轴承的选择； 5、 键和联轴器的选择与校核；
2、 6、 装配图、零件图的绘制； 7、 设计计算说明书的编写； 五、 设计任务 1、 绘制装配图1张，1号图纸。 2、 零件工作图二张，中间轴上大齿轮及中间轴，要求按1∶1绘制。 3、 写设计计算说明书一份装袋。 六、 时间安排 第一阶段：计算3天； 第二阶段：装配草图2天； 第三阶段：总装配图5天； 第四阶段：零件图及设计说明书3天 班级 XX大学 机械原理及零件教研室 锥齿轮—圆柱齿轮减速器设计任务书 姓名 指导老师 目录 一、电动机的选择 ——————————————————————1 二
3、传动系统的运动和动力参数计算 ——————————————1 三、传动零件的计算 —————————————————————2 四、轴的计算 ————————————————————————8 五、轴承的计算 ———————————————————————18 六、键连接的选择及校核计算 —————————————————20 七、减速器附件的选择 ————————————————————20 八、润滑与密封 ———————————————————————21 九、设计小结 ————————————————————————21
4、十、参考资料目录 ——————————————————————21 计算与说明 主要结果 一、电动机的选择 1、电动机转速的确定 工作机转速 锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为i=8～15 电动机转速应在范围内即848～1590 所以选取电动机同步转速为1000r/min 2、电动机功率的确定 查[1]表12-8 类别 效率 数量 弹性柱销联轴器 0.995 2 圆柱齿轮（8级，稀油润滑） 0.97 1 圆锥齿轮（8级，稀油润滑） 0.97 1 圆锥滚子轴承（一对）（稀油润滑） 0.98 3 计算得传动
5、的装置的总效率 又有工作机效率为 工作机效率 所需电动机输出功率为 计算得 查[1]表19-1，选则电动机额定功率为5.5kW 最后确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y132M2-6，额定功率5.5kW，满载转速960r/min。 二、传动系统的运动和动力参数计算 1、分配各级传动比 总传动比 查[2]表16-1-3，推荐，且， 得， 2、由传动比分配结果计算轴速 各轴输入功率 各轴输入转矩 将计算结果列在下表 轴号 功率P/kW 转矩T/() 转速n/（r/min） 电机轴 4.63 46.06 960 I轴 4.61 45.86
6、960 II轴 4.38 98.42 425 III轴 4.17 379.27 105 工作机轴 4.07 370.18 105 三、传动零件的计算 1、圆锥直齿齿轮传动的计算 选择齿形制GB12369-90，齿形角 设计基本参数与条件：齿数比u=2.26，传递功率，主动轴转速，采用一班制工作，寿命20年（一年以300天计），小锥齿轮悬臂布置。 （1）选择齿轮材料和精度等级 ①材料均选取45号钢调质。小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS。 ②精度等级取8级。 ③试选小齿轮齿数 取 调整后 （2）按齿面接触疲劳强度设
7、计 查[3](10-26)有齿面接触疲劳强度设计公式 ① 试选载荷系数：。 ② 计算小齿轮传递的扭矩： ③ 取齿宽系数： ④ 确定弹性影响系数：由[3]表10-6， ⑤ 确定区域系数：查[3]图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动： ⑥ 根据循环次数公式[3]式10-13，计算应力循环次数： ⑦ 查[3]图10-19得接触疲劳寿命系数：， ⑧ 查[3]图10-21(d)得疲劳极限应力：， ⑨ 由[3]式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数， ， ⑩ 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：， 则 ⑪ 齿轮的圆周速度
8、 ⑫ 计算载荷系数： a：齿轮使用系数，查[3]表10-2得 b：动载系数，查[3]图10-8得 c：齿间分配系数，查[3]表10-3得 d：齿向载荷分布系数 查[3]表10-9得，所以 e：接触强度载荷系数 按载荷系数校正分度圆直径 取标准值，模数圆整为 计算齿轮的相关参数 ， ， 确定齿宽： 圆整取 (3)校核齿根弯曲疲劳强度 载荷系数 当量齿数， 查[3]表10-5得，，， 取安全系数 由[3]图10-18得弯曲疲劳寿命系数， 查[3]图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：， 许用应力 校核强度，由[3]式10-23 计算
9、得 可知弯曲强度满足，参数合理。 2、圆柱斜齿齿轮传动的计算 设计基本参数与条件：齿数比u=4.03，传递功率，主动轴转速，采用一班制工作，寿命20年（一年以300天计）。 （1）选择齿轮材料、精度等级和齿数 ①小齿轮材料选取40Cr钢调质，大齿轮选取45钢调质，小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS。 ②精度等级取8级。 ③试选小齿轮齿数 取 调整后 初选螺旋角 （2）按齿面接触疲劳强度设计 查[3](10-21)有齿面接触疲劳强度设计公式 试选载荷系数： 计算小齿轮传递的扭矩： 取齿宽系数： 确定弹性影响系数：由[3
10、]表10-6， 确定区域系数：查[3]图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动： 根据循环次数公式[3]式10-13，计算应力循环次数： 查[3]图10-19得接触疲劳寿命系数：， 查[3]图10-21(d)得疲劳极限应力：， 由[3]式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数， ， 由[3]图10-26查得 代入数值计算 小齿轮直径 圆周速度 齿宽b及模数， 计算纵向重合度 计算载荷系数： a：齿轮使用系数，查[3]表10-2得 b：动载系数，查[3]图10-8得 c：齿间分配系数，查[3]表10-3得 d：查[3]表
11、10-4得齿向载荷分布系数 查[3]图10-13得 e：接触强度载荷系数 按载荷系数校正分度圆直径 计算模数 (3)按齿根弯曲强度设计 由[3]式10-17 计算载荷系数 由纵向重合度，从[2]图10-28得 计算当量齿数 由[3]图10-20得弯曲疲劳强度极限， 由[3]图10-18取弯曲疲劳寿命系数， 取弯曲疲劳安全系数 由[3]式10-12得 由[3]表10-5得齿形系数， 得应力校正系数， 计算大、小齿轮的并加以比较。 ， 大齿轮的数值大。 计算得，去 校正齿数 ， 圆整中心距 圆整为 修正螺旋角 变化
12、不大，不必修正前面计算数值。 计算几何尺寸 ， ，取齿宽为， 四、轴的计算 1、I轴的计算 (1)轴上的功率，转速，转矩， (2)求作用在齿轮上的力 圆周力，轴向力，径向力 (3)初估轴的最小直径 先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据[3]表15-3，取，于是得 由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查[3]表14-1 查[1]表17-2，由于电动机直径为38mm，所以选取型号为HL3，孔径选为30mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为60m
13、m。 (4)轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，如下图 轴段1-2，由联轴器型号直径为30mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于60mm，取58mm。 轴段4-5，先初选轴承型号，由受力情况选择圆锥滚子轴承，型号取30207，内径为35mm。所以轴段直径为35mm，长度应略小于轴承内圈宽度17mm，取为15mm。 轴段2-3，由轴承内圈直径得轴段直径为35mm。左端联轴器又端面距离短盖取30mm，加上轴承宽度和端盖宽度，轴段长度定为65.25mm。 轴段5-6，小锥齿轮轮毂长度为38mm，齿轮左端面距离套杯距离约为8mm，再加上套杯厚度，确定轴段长度为54mm，直径为
14、32mm。 轴段3-4，由于小齿轮悬臂布置，轴承支点跨距应取悬臂长度的大约两倍，由此计算出轴段长度为93mm。又有轴肩定位的需要，轴肩高度取3.5mm，所以轴段直径取42mm。 零件的周向定位 查[1]表14-24得 左端半联轴器定位用平键，宽度为8mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键， 右端小齿轮定位用平键，宽度为10mm，长度略小于轴段，取30mm，选取键。 轴上圆角和倒角尺寸 参考[1]表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm (5)求轴上的载荷 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示 (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知，应力
15、最大的位置，只需校核此处即可，根据[3]式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 查[3]表15-1得，因此，轴安全。 2、II轴的计算 (1)轴上的功率，转速，转矩， (2)求作用在齿轮上的力 大圆锥齿轮：圆周力，轴向力，径向力 圆柱齿轮：圆周力，轴向力，径向力。 (3)初估轴的最小直径 先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为40Cr，调质处理。根据[3]表15-3，取，于是得 (4)轴的结构设计 轴段4-5，由设计结果，小齿轮分度圆直径为59.59mm
16、齿宽为65mm，取此轴段为65mm。 轴段2-3，齿轮轮毂长度为40mm，轴段长度定为38mm，直径为齿轮孔径40mm。 轴段1-2，选用轴承型号为30207，轴段直径为35mm，齿轮端面距离箱体内壁取7mm，轴承距内壁2mm，所以轴段长度取30mm。 轴段6-7，用于装轴承，长度取19mm，直径取35mm。 轴段5-6，轴承应该距离箱体内壁2mm左右，且小齿轮端面距离箱体内壁8mm左右，长度取10mm，又根据轴肩定位需要，轴径取41mm。 轴段3-4，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此段长度为20mm，又有定位需要，轴径取47mm。 零件的周向定位 查[1]
17、表14-24得 齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取32mm，选取键12X32。 轴上圆角和倒角尺寸 参考[1]表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm (5)求轴上的载荷 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 弯矩和扭矩图如下： (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据[3]式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环
18、变应力，取，轴的计算应力 查[3]表15-1得，因此。 另外小齿轮的两个端面处较危险，右端按照轴颈35mm，若弯扭组合按照最大处计算，有，所以最终可以确定弯扭校核结果为安全。 (7)精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 由上述计算已知小齿轮中点处应力最大，但是此处轴颈较两侧高出许多，所以应选4的左侧和5的右侧进行精确校核计算。 截面4的左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面4左侧的弯矩为 截面4上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上扭转切应力 轴的材料为40Cr，调质处理。由[3]表15-1查得 。 综合系数的计算 查[3]附表3-2，由， 经
19、直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为 ，， 由[3]附图3-1得轴的材料敏感系数为，， 则有效应力集中系数为，按[3]式（附表3-4） 由[3]附图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为， 查[3]附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为， 轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为， 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 故此处安全。 截面5的右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面5右侧的弯矩为 截面5上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上扭转切应力 轴的材料为40Cr，
20、调质处理。由[3]表15-1查得 。 综合系数的计算 查[3]附表3-2，由， 经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为 ，， 由[3]附图3-1得轴的材料敏感系数为，， 则有效应力集中系数为，按[3]式（附表3-4） 由[3]附图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为， 查[3]附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为， 轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为， 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 故此处安全。 综上得出，此轴疲劳强度达到要求。 3、III轴的计算 (1)轴上的功
21、率，转速，转矩， (2)求作用在齿轮上的力 圆周力，轴向力，径向力 (3)初估轴的最小直径 先按[3]式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据[3]表15-3，取，于是得 ，此处有一个平键，直径增加5%，得出直径最小为34.74mm。 由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查[3]表14-1 选取型号为HL3，孔径选为35m。联轴器与轴配合的轮毂长度为60mm。 (4)轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，如下图 轴段1-2，由联轴器型号得直径为35mm，
22、右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于60mm，取56.5mm。 轴段5-6，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径45mm，长度略小于轮毂长度取为58mm。 轴段6-7，选取轴承型号为30208，由轴承内圈直径得轴段直径为40mm。又考虑大齿轮与小齿轮的配合，大齿轮与内壁距离为10.5mm。轴承距离内壁取2mm左右，最后确定轴段长度为35mm。 轴段4-5，此段用于大齿轮定位，轴肩高度为4mm，所以直径取53mm，长度取10mm。 轴段3-4，左端用于轴承定位，轴肩高度取3.5mm，直径为47mm，又有轴承距离内壁2mm左右，轴段长度得出为61.5mm。 轴段2-3，根据轴承和端盖宽度，
23、再是轴稍微伸出一段，确定轴段长度为56.5mm，直径取轴承内圈大小为40mm。 零件的周向定位 查[1]表14-24得 左端半联轴器定位用C型平键，宽度为10mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键C， 右端大齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键。 轴上圆角和倒角尺寸 参考[1]表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.6mm (5)求轴上的载荷 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示 (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据[3]式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉
24、动循环变应力，取，轴的计算应力 查[3]表15-1得，因此，轴安全。 五、轴承的计算 1、I轴的轴承校核 轴承30207的校核 求两轴承受到的径向载荷 径向力， 查[1]表15-1，得Y=1.6，e=0.37， 派生力， 轴向力，左侧轴承压紧 由于， 所以轴向力为， 当量载荷 由于，， 所以，，，。 由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 ， 轴承寿命的校核 2、II轴的轴承校核 轴承30207的校核 求两轴承受到的径向载荷 径向力， 查[1]表15-1，得Y=1.6，e=0.37， 派生力， 轴向力，右侧轴承压紧 由
25、于， 所以轴向力为， 当量载荷 由于，， 所以，，，。 由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 ， 轴承寿命的校核 3、III轴的轴承校核 轴承30208的校核 求两轴承受到的径向载荷 径向力， 查[1]表15-1，得Y=1.6，e=0.37， 派生力， 轴向力，左侧轴承压紧 由于， 所以轴向力为， 当量载荷 由于，， 所以，，，。 由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 ， 轴承寿命的校核 六、键连接的选择及校核计算 将各个连接的参数列于下表 键 直径mm 工作长度mm 工作高度mm 转矩 Nm
26、 极限应力Mpa 30 42 3.5 45.86 20.80 32 20 4 45.86 35.83 40 20 4 98.42 61.51 45 44 4 379.27 95.77 35 51 4 379.27 106.25 查[3]表6-1得，所以以上各键强度合格。 七、减速器附件的选择 1、通气器 由于在室内使用，选简易式通气器，采用M12×1.25 2、油面指示器，油面变动范围大约为17mm，取A20型号的圆形游标 3、起吊装置 采用箱盖吊换螺钉，按重量取M12，箱座采用吊耳 4，放油螺塞 选用
27、外六角油塞及垫片M16×1.5 八、润滑与密封 1、齿轮的润滑 采用浸油润滑，浸油高度为半个齿宽到一个齿宽，取为35mm。 2、滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为3.4m/s，所以开设油沟、飞溅润滑。 3、 润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于闭式齿轮设备，选用中负荷工业齿轮油220。 4、 密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封，结构简单。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 九、设计小结 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如某些尺寸没有考虑圆整，齿轮的计算不够精确等。通过这次的实践，能
28、使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。另外认识到机械设计是一个系统性很强的工作，是需要明晰的条理与充分的耐心才可以圆满完成的。 十、参考资料目录 [1]《机械设计课程设计》，机械工业出版社，陆玉主编，2006年12月第一版； [2]《机械设计手册.第3卷》，化学工业出版社，成大先主编，1992年第三版； [3]《机械设计》，高等教育出版社，濮良贵，纪明刚主编，2005年12月第八版； [4]《机械原理》，高等教育出版社，孙桓主编，2005年12月第七版； 同步转速为1000r/min
29、 确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y132M2-6，额定功率5.5kW，满载转速960r/min ， 45号钢调质。小齿轮齿面硬度为250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS
30、 ， ，
31、 ， ，
32、
33、
34、 25
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