哈工程圆锥圆柱齿轮减速器设计.doc

哈工程圆锥圆柱齿轮减速器设计

———————————————————————————————— 作者：
———————————————————————————————— 日期：

2

个人收集整理 勿做商业用途

机械设计课程设计
计算说明书

设计题目 二级圆锥圆柱齿轮减速器设计

机械设计制造及其自动 专业 10—714班

设计者 王宝
学号 201071424
指导教师 杨恩霞
2012 年 1 2 月 30 日
（哈尔滨工程大学)

目 录

一 课程设计书 ——-———----——-—---——---————-—--——--—-——-—-——----—-———--—--———---—-—-3

二 设计要求—-—--——----—-—-—---—-—-—--------———--—--———————-—--—-——--—--—————------—3

三 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案-—————---—-—---—---————-——--——------———-——-—--—-———4
2. 电动机的选择--—-----——-————--————--—————-———--—-——--—-—--——-----——-———————-4
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比-—-—---—------—-—--———-—--——-—5
4. 计算传动装置的运动和动力参数-—-——--—--———-——----———-———--—-—---————5
5. 各级齿轮的设计与校核 —--—-—-—-—----—-——-—-——-—-——-————-—-—-——-————-———6
6。传动轴的设计与校核-—-——--—————--——-—-—-————-———-——-—--——-——-——-——-—-————-11
7。对各对轴承的校核------————-—-----—-—-——-——--—-———-————----————--—---——--—24
8。键联接设计和校核—-————-—-----——-—-—-—----——————-—-——--—--—--—---————-—---26
9。减速器机体结构尺寸—---———-—-------—--————-———--—------———-—-———-----——-—27
10。密封设计—-—--———-——-—-—-—-—--——-—---——----—----—--——-———----———-—-—————-- —-28
四 设计心得 -—-——--—--————————--——-—————-———--——-—-———---—-—---——- 29

一。 课程设计书
设计课题：
设计一用于带动螺旋输送机输送聚乙烯树脂材料的两级圆锥圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转，载荷变化不大，空载起动,其效率为0.92(包括其支承轴承效率的损失)，减速器小批量生产，使用期限5年(300天/年），三班制工作，车间有三相交流，电压380/220V。螺旋轴转矩280N·m，螺旋轴转速150r/min。

二. 设计要求
1。减速器装配图一张（A1）。
2.设计说明书一份。

三。 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2。 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置的运动和动力参数
5。 各级齿轮的设计与校核
6。传动轴的设计与校核
7滚动轴承校核
8.键联接设计和校核
9。减速器机体结构尺寸
10.密封设计

一．传动装置的总体设计
减速器要符合绿色环保,工作时间长,质量好。传动方案设计:

二．选择电动机
1、选择电动机系列
按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机,封闭式扇式结构，即:电压为380V Y系列的三相交流电源电动机.
2、选电动机功率
（1)、传动滚筒所需有效功率

（2)、传动装置总效率
各部分效率如下
闭式齿轮传动效率：
滚动轴承效率：（三对）
弹性联轴器效率：
可移式联轴器效率：
螺旋输送机：

（3)、所需电动机功率

3、确定电动机转速

选择电动机转速时，电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置过大.转速选择小了，电动机过重，价格过贵.择中选择
三．确定传动装置的总传动比和分配传动比
传动比分配

四．计算传动装置的运动和动力参数
运动条件及运动参数分析计算
0轴：0轴即电动机输出轴:

1轴：1轴即减速器输入轴

2轴:2轴即减速器中间轴

3轴：3轴即减速器输出轴

4轴：4轴即传动滚筒轴

各轴运动和动力参数汇总表
轴名
功率P/KW
转矩T/(N•mm）
转速n/(r/min)
电机轴（0轴）
5。567
36920.0
1440
1轴
5.512
36550。8
1440
2轴
5.239
83388.5
600
3轴
4.981
317076。6
150
卷筒轴（4轴）
4.783
304520.4
150

五。各级齿轮的设计与校核
(一）.低速级斜齿齿轮传动的设计与校核
1.齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿圆柱齿轮
齿轮材料及热处理
i. 材料：低速级小齿轮选用40Cr钢调质处理，齿面硬度为 280HBS, 取小 齿齿数=23 齿轮精度为8级
大齿轮选用45钢调质，齿面硬度240HBS，大齿轮齿数Z2=Z1i2=92。
2.初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计

a。确定各参数算数值
（1)计算小齿轮传递的转矩T1=83388。5N·mm T2=317076.6 N·mm
（2）初选齿宽系数 ,由表查得＝1
（3） 初选螺旋角   初定螺旋角＝14 
（4） 初选载荷系数Kt =1.5
(5）计算应力值环数
N=60nj =60×600×1×（5×365×24)=1。577×109(次)
N2= 60nj =60×150×1×(5×365×24)=3。492×10（次)

(6）弹性系数和节点区域系数为
（7）端面重合度
（8）查取接触疲劳系数(允许局部点蚀)ZN1=0。98 ZN2=1。07

（9）查表得齿轮接触疲劳极限    
(10)安全系数S=1
［1］==6000.98=588
［2］==1.07×550=588.5
b.确定传动尺寸
初算小齿轮分度圆直径d1t

=
圆周速度 动载荷系数 Kv=1.13
假设，得齿间载荷分部系数Kａ=1。2
使用系数KA=1.00
齿间载荷分部系数KB=1。08
K=1.2×1.00×1.13×1。08＝1。46
按K值对d1t修正

C。确定模数
mn=/Z1=2。08，取 mn=2mm
d。确定螺旋角和中心距
=118.5205mm
取a=120mm，则 16.5978
d1= mnZ1/=48。00 mm d2=192。00mm
e。确定齿宽
由b=d1=47.408mm
取b1=55mm b2=50mm
3。按齿根弯曲强度校核

a. 确定各参数
（1） 由表7-4查取齿形系数和应力校正系数
Zv1=Z1/(cos3)=25，查表得

Zv2=Z2/（cos3)=100，查表得

(2）接触疲劳系数Y=0.89 Y=0.92
（3)取安全系数S=1.40
（4)查表得齿轮接触疲劳极限    
(5）  纵向重合度 ＝＝1.83 Y＝0。875
［]=
[］ =
验算：

，符合条件。
〈[］ 〈［]
结论：弯曲强度足够
低速级齿轮的主要参数

小齿轮
大齿轮

大齿轮
小齿轮
齿数Z
23
92
中心距a
120mm

齿宽b
55mm
50mm
模数m
2mm

分度圆直径d
48.000mm
192。000mm
压力角
20

齿顶圆直径da
53mm
197mm
螺旋角
16.5978

齿根圆直径df
43mm
187mm
当量模数
2。09

（二）、高速级锥齿轮设计与校核
1.齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用软面渐开线圆锥齿轮
（1)       齿轮材料及热处理
  ① 材料：高级小齿轮选用40Cr调质处理，硬度280HBS。取小齿齿数=23。
高速级大齿轮选用45钢调制处理，硬度 240HBS Z=i×Z=2。4×23=55。2取 Z=55。
齿轮精度为8级
2。设计计算
1。按齿面接触强度设计

a。确定各参数算数值

（1）
(2） 初选载荷系数Kt =1。56
（3）计算应力值环数
N=60nj =60×1440×1×（5×365×24）=3。784×（次）
N2= 60nj =60×600×1×（5×365×24）=1。577×10（次）
（4）弹性系数和节点区域系数为
(5）查表得齿轮接触疲劳限    
（6）查取接触疲劳系数（允许局部点蚀）ZN1=0。93 ZN2=0.98
( 7 )安全系数S=1

［1]==0.93×600=558
[2]==0.98×550=539
b。确定传动尺寸
初算小齿轮分度圆直径d1t

=
圆周速度 动载荷系数 Kv=1。23
齿间载荷分部系数K=1。2 （假设KA ）
使用系数KA=1
齿间载荷分部系数KB=1。08
K=1×1.2×1.23×1。08＝1。59
按K值对d1t修正

c。确定模数
m=d1/Z1=2。98
取m=3
则大端分度圆直径d1=mZ1=69mm
d2=mZ2=165mm
R=1/2 =83.824mm
d.确定齿宽
b=R=13×83.824=27.94mm
圆整齿宽b1=28mm,b2=28mm
3。按齿根弯曲强度校核
（1）由表7—4查取齿形系数和应力校正系数
Zv1=Z1/（cos)=25,查表得

Zv2=Z2/(cos)=143,查表得

（2）接触疲劳系数Y=0.92 ， Y=0.93
（3）取安全系数S=1。4
(4)查表得齿轮接触疲劳极限    

[］=
［］ =
验算齿根弯曲强度

〈［］

结论：弯曲强度足够

高速级齿轮的主要参数

小锥齿轮
大锥齿轮

小锥齿轮
大锥齿轮
齿数z
23
55
锥距R
83.8240mm

齿宽b
28mm
28mm
模数m
3mm

锥角
22

分度圆直径
69mm
165mm
当量齿数
25
143
中点分度圆直径
63mm
148mm

六。轴的初步设计计算

初选联轴器和轴承：

3。I轴选择角接触球轴承7209C，
II轴选择圆锥滚子轴承32206，
III轴选择圆锥滚子轴承30210.

（轴Ⅰ）轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案
下图为Ⅰ轴上的装配方案
1.轴的材料选用45号钢，调制处理,

根据轴的初步设计:

2。轴的长度的确定

高速轴的校核
T1=36550。8N/mm，Z1=23，d1=69mm，=，=
dm1=57.5mm
（1)。计算齿轮受力
圆周力 Ft==1271。33N
径向力 Fr1=Fttancos=427.13N
轴向力 Fa= Fttancos=177。97N
(2）.计算支承反力
由水平方向　　84FH2

解得
FH１＝—635.67N　，　FH２＝1907。00N
由垂直方向１84FＶ２

解得 FＶ１＝—152.65N， FＶ２＝457.75N
（3）．画弯矩图
合成弯矩图由M=（M2H+M2V）1/2
(4）.画转矩图
T=36550.8N mm
(5）.许用应力 查表得
（6）。画当量转矩 T=10965.24Nmm
当量转矩图当中，最大当量转矩为：
M==55998。38Nmm
(7)。
所以满足要求。
轴各段的长度如下：

轴的受力分析:

水平方向的受力及力矩图

垂直方向上的受力和力矩图

合成弯矩图

转矩图

当量弯矩图

(Ⅱ轴）轴的结构设计:

轴的材料选用：
45号钢,调制处理

可以得到上图

中间轴的校核
计算T2=83388.5N/mm， =16.5978,dm2=137.5mm，d3=48.000mm
(1）.计算齿轮受力
大锥齿轮的受力计算
圆周力 Ft2==1212.92N
径向力 Fr2= Fa1=177。97N
轴向力 Fa2= Fr1=427.13N
小圆柱齿轮的受力计算
圆周力Ft3==3517.91N
径向力Fr3= Ft3=1319.61N
轴向力Fa3= Ft3=877.11N
（2).计算支承反力
M1=Fa2dm2/2=20787。51Nmm，M2=Fa3d3/2=28810。25Nmm
由水平方向　　
解得FH１＝-—2050.56N　，　FH２＝—254。43N

由垂直方向
解得 FＶ１， FＶ２＝535.06N
(3）．画弯矩图
合成弯矩图由M=（M2H+M2V)1/2
(4).画转矩图
T=83388。5N mm
(5）。许用应力
=0.3
（6)。画当量转矩 T=25016。6Nmm
当量转矩图当中，最大当量转矩为:
M==128002.4Nmm
(7）.校核
锥齿轮处，W=，
满足要求。
受力图如下：

水平受力如下:

垂直受力如下：

合力矩如下:

转矩图，当量转矩图如下：

当量弯矩图如下图所示：

（8） 判断危险截面,由弯矩图和转矩图可知截面2（即斜齿轮轴与轴肩交界处)为危险截面，对其进行安全系数校核。
（9） 对称循环疲劳极限，轴的材料为45钢调质，
则其疲劳极限为

（10） 截面上的应力
(11)应力集中系数 因在此截面处，有轴直径变化，过渡圆角半径
（12）安全系数

（III轴)轴的结构设计：

L1的尺寸有联轴器确定，可取l1=80mm,d1由联轴器内的内径确定取d1=40mm。
l2的尺寸轴承端盖尺寸决定，l2=53mm，d2由轴承确定为45mm。
L3的尺寸有轴承宽度22mm，轴承距内壁距离内壁距离8mm,挡油板宽度，齿轮距内壁最小距离，11mm决定，长为41mm直径50mm,同理确定L7长度39,直径50。
l4由大齿轮的宽度决定,大齿轮的宽度应小于小齿轮5mm，所以大齿轮宽度为50mm,我们取l4=48mm,d4=55mm

低速轴的校核
初定外形

具体尺寸如下图所示:

（1）。计算齿轮受力
大圆柱齿轮的受力计算
圆周力Ft4==3344。11N
径向力Fr4= Ft4=1254。42N
轴向力Fa4= Ft4=833.78N
(2).计算支承反力
M3=Fa4d4/2=79059.02Nmm

(3）．画弯矩图
合成弯矩图由M=（M2H+M2V）1/2
（4）。画转矩图
T=317076。6N mm
（5).许用应力,取=0.3
（6）。画当量转矩 T=95122.98Nmm
当量转矩图当中,最大当量转矩为：
M==185448.32Nmm
（7）.校核轴径
，满足要求.

轴的受力如下：

水平方向受力和弯矩图：

垂直方向受力和弯矩图：

合力矩图：

转矩图和当量转矩图:

当量弯矩图：

七．轴承的设计与校核
轴承的寿命计算
轴承参数如下表
轴承代号及轴
d/mm
D/mm
B/mm
Cr/KN

Cor/KN
n/（r/min)
脂滑润
n/（r/min)
油滑润
7209C
(I轴)
45
85
19
38。5
28。5
6700
9000
32206
（II轴）
30
62
20
51。8
63。8
6000
7500
30210
（III轴）
50
90
20
73.2
92.0
4300
5300

轴承的受力如下：

高速轴上轴承的校核
由轴的计算可知
Fr1==653.74N
Fr2==1961.17N，基本额定动载荷为C=38500N，e=0.50
(1).计算内部轴向力
F1，=653。74/2=326.85N,F2，=1961.17/2=980。59N
（2）。计算单个轴承的轴向载荷
比较F1，与F2，的大小：
,
由图可知，I轴承被“压紧”，II轴承“放松”
Fa1=F2，+FA=1158.56N，Fa2=F2，=980。59N。
（3).计算当量动载荷 P=XFr+YFa
=1158。56/653。74=1。77〉0。50,X1=0。44,Y1=1。12.
=980。59/1961.17=0.50, X2=1，Y1=0.
P1= X1Fr1+Y1Fa1=1585。23N
P2= X2Fr2+Y2Fa2=1961。17N
（4)计算寿命 查表知fc=1,fp=1。0
Lh==87563.42h>43800h（5年为43800h）
（n=1440 P=1961.17)
符合寿命要求.
中间轴上轴承的校核
由轴的计算可知
Fr1==544N
Fr2==2271N,基本额定动载荷为C=35200N，e=0.55
（1）.计算内部轴向力，由表10-10知
FA=469.61N
F1，=1028.07N,F2,=269。30N
(2）。计算单个轴承的轴向载荷
比较F1，与F2，+FA的大小：
由F2，+FA=(269。30+469.61）N《 F1,
由图可知,I轴承被“放松",II轴承“压紧"

（3).计算当量动载荷 P=XFr+YFa
=1208。07/2261。76=0.45〈e，X1=1,Y1=0.
=558.46/592.47=0。94〉e, X2=0.40,Y2=0.45
P1= X1Fr1+Y1Fa1=2261.76N
P2= X2Fr2+Y2Fa2=488。30N
（4）计算寿命 查表知fc=1，fp=1。0
Lh==333693h〉43800h(5年为43800h)
符合寿命要求。
低速轴上轴承的校核
由轴的计算可知
Fr1==2395。83N
Fr2==1269.30N，基本额定动载荷为C=73200N,e=0。55
(1）.计算内部轴向力,由表10-10：
FA=833.78N
F1，=1089.01N,F2，=576。95N
(2).计算单个轴承的轴向载荷
比较F1,+FA与F2，的大小：
由F1,+FA=（1089。01+833.78）N> F2,
由图可知，I轴承被“放松"，II轴承“压紧”

（3）.计算当量动载荷 P=XFr+YFa
=1089。01/2395。83=0.45<e，X1=1，Y1=0。
=1922.80/1269。30=1.51>e， X2=0.40，Y2=0。45
P1= X1Fr1+Y1Fa1=2395.83N
P2= X2Fr2+Y2Fa2=1372。98N
（4)计算寿命 查表知fc=1，fp=1。0
Lh==3169003h〉43800h（5年为43800h）
符合寿命要求。
八．键的校核
查表知键，轴，轮毂三者中最弱材料的许用挤压强度为[］=120MPa
高速轴上键的校核
（1)选择键的类型和尺寸
由轴的直径为35mm,查表选择键的类型为：1050 GB/T 1096—2003
则T=36550。8Nmm， b=10mm，h=8mm，L=50mm，k=0。5h=4mm，键的有效长度为l=L—b=40mm。
（2）按键的强度条件校核：
=2T／kld=13。05MPa<［]=110MPa，符合强度条件。
中间轴上键的校核
（1)选择键的类型和尺寸
由轴的直径为30mm，查表选择键的类型为：1030 GB/T 1096-2003
则T=83388.5Nmm， b=10mm，h=8mm，L=30mm,k=0。5h=4mm，键的有效长度为l=L—b=20mm。
(2)按键的强度条件校核：
=2T／kld=59。6MPa〈[]，符合强度条件.
低速轴上键的校核
和大斜齿轮相连的键校核
（1)选择键的类型和尺寸
由轴的直径为55mm,查表选择键的类型为：1645 GB/T 1096-2003
则T=317076.6Nmm， b=16mm，h=10mm，L=45mm，k=0.5h=5mm,键的有效长度为l=L—b=29mm。
(2)按键的强度条件校核：
=2T／kld=79.5MPa<[］，符合强度条件。
和联轴器相连的键校核
(1)选择键的类型和尺寸
由轴的直径为40mm，查表选择键的类型为:1260 GB/T 1096-2003
则T=317076。6Nmm, b=12mm，h=8mm，L=60mm，k=0。5h=4mm，键的有效长度为l=L-b=48mm。
（2)按键的强度条件校核:
=2T／kld=82.6MPa〈[］，符合强度条件.
九．减速器机体结构尺寸
减速器的箱体采用铸造（HT200）采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖和机体采用配合。
1。 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2。 考虑到机体内零件的润滑，密封散热.
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为50mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创,其表面粗糙度为
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8,圆角半径为R=5。机体外型简单,拔模方便。
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M5紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。
D 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度.
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
E 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度.
F 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。
箱体主要尺寸
名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

8
箱盖壁厚

8
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

M16
地脚螺钉数目

查手册
6
轴承旁联接螺栓直径

M12
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0。6）
M8
轴承端盖螺钉直径

=(0。4~0。5)
M8
视孔盖螺钉直径

=(0.1~0。4）
M5
定位销直径

=（0.3~0.6）
6
,，至外机壁距离

查机械课程设计指导书
18
，至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书
14
外机壁至轴承座端面距离

=++（8～12）
48
大齿轮顶圆与内机壁距离

〉1.2
12
齿轮端面与内机壁距离

>
9
机盖，机座肋厚

轴承端盖外径

+(5）
97、145、136
轴承旁联结螺栓距离

97 145 136

十．润滑密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低，所以其速度远远小于，所以轴承采用脂润滑。箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
油的深度为80mm
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创，其表面粗度应为 6。3 , 密封的表面要经过刮研.而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，取160mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
四. 设计心得
一开始设计的时候感觉很困难，在网上找了一些论文自己捉摸。当深入其中以后，便一发不可收拾，跟随着课本上的例题一步一步算，其实也不难。我体会到计算的时候一定要专心,不然一个小的失误都有可能让你前功尽弃。

i1=2。4
i2=4

T1=83388。5
N·mm T2=317076。6N·mm

＝1

N=1.577×109
(次）
N2=3。492×108
(次）
ZN1=0。98 ZN2=1。07
ZH=2。50

[1]=588
MPa
［2]=588。5
PMa

Kv=1。13
Kａ=1.00
KA=1。2
KB=1。08

=16。5978
d1=48.000mm
d2=192。000mm
a=120mm

［］=381。43MPa
［］=289.14MPa

〈[］ 〈［］
结论：弯曲强度足够

Kt =1。56
N=3.784×109
（次）
N2=1，577×10
（次)
ZH=2.50
  ZN1=0.93 ZN2=0。98
［1］=558MPa
［2］=539MPa

Kv=1.23
Kａ=1.2
KA=1。00

KB=1。08
K=1。59

m=3

d1=69mm
d2=165mm

Y=0。92 , Y=0。93

［]=83.54
MPa
［]=78.53
MPa

〈[］
<［］
弯曲强度足够

LT6弹性柱销联轴器的型号：38x82CB/T4303—2002

十字滑块联轴器的型号：

JB/ZQ4384—1986

Ft=1271.33N
Fr=427。13N
Fa=177.97N

FH１＝—635。67N,　　FH２＝1907。00N

FＶ１＝—152.65N,
FＶ２＝457.75N

满足要求

FH１＝—-2050。56N　，　FH２＝-254。43N

=0.3

M==128002.4Nmm

满足要求

FH1
＝2356。08N　,　FH2＝969。03N

FＶ１＝434.60N，
FＶ２＝819.82N

满足要求

7209C
符合寿命要求

32206
符合寿命要求

30210
符合寿命要求

键的类型为:1050 GB/T 1096-2003

键的类型为：1030 GB/T 1096—2003

键的类型为：1645 GB/T 1096-2003

键的类型为：12X60 GB/T 1096—2003

32