机械专业课程设计二级圆锥圆柱齿轮减速器机械设计项目说明指导书最终.doc

机械设计
课程设计说明书

设计题目：二级圆锥-圆柱齿轮减速器
班 级：材控07-2班
设 计 者：
学 号：
指导老师：杨现卿

机械设计课程设计计算说明书

一、传动方案确定 3
二、电动机选择 3
三、运动、动力学参数计算 5
四、传动零件设计计算 6
五、轴设计 11
六、轴承选择和计算 24
七、键连接校核计算 26
八、联轴器选择 27
九、箱体设计 28
十、减速器附件 28
十一、密封润滑 29
十二、设计小结 30
十三、参考文件 31

计算过程及计算说明
一、传动方案确定
设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器
工作条件：
输送机连续单向运转工作时有轻微震动，空载开启，卷筒效率为0.96，输送带工作速度误差为5%；每十二个月按300个工作日计算，使用期限为，大修期4年，单班制工作；在专门工厂小批量生产
（1） 原始数据：运输机工作周转矩：T=1800N·m；带速V=1.30m/s；
滚筒直径D=360mm

二、电动机选择
1、电动机类型选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）工作机所需功率：
P=Tn/9550,
因为 ，把数据带入式子中得n=68.97r/min,所以P=1800*68.97/9550=13.00kW
(2)
1）传动装置总效率：
η总=η滚筒×η4轴承×η圆柱齿轮×η联轴器×η圆锥齿轮
=0.96×0.99×0.98×0.99×0.97
=0.86
2)电动机输出功率：
Pd= P/η总
=13.00/0.86
=15.13kW
3、确定电动机转速：
计算工作机轴工作转速：
nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.30/π×360
=68.97r/min
按表14-2推荐传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动一级减速器传动比范围分别为2~3和3~5，则总传动比范围为I’d=6~15。故电动机转速可选范围为
nd=I’d×nw=（6~15）×68.97=413.8~1034.6r/min
符合这一范围同时转速有750和1000r/min。
4、确定电动机型号
由上可见，电动机同时转速可选750和1000r/min,可得到两种不一样传动比方案
方案
电动机型号
额定功率
P/kW
电动机转速
电动机重量/kg
传动装置传动比
同时转速
满载转速
传动比
圆锥传动比
圆柱传动比
1
Y200L1-6
18.5
1000
970
220
14
3.5
4
2
Y225S-8
18.5
750
730
266
10.6
2.66
3.99
综合各方面原因选择第一个方案，即选电动机型号为Y225S-8机。
电动机关键参数见下表
型号
额定功率/kW
满载转速(r/min)
中心高
mm
轴伸尺寸
Y225S-8
18.5
730
225
60*140

三、运动参数及动力参数计算
计算总传动比及分配各级传动比
1、总传动比：i=nm/nw=730/68.97=10.58
2、分配各级传动比:
取i直=1.52 i锥
锥齿轮啮合传动比：i1=0.25i=2.66
圆柱齿轮啮合传动比：i2=i/ i1=10.58/2.66=3.99
1.计算各轴转速（r/min）
nI=n=730
nII=nI/i1=730/2.66=274.4
nIII=nII/i2=274.4/4=68.8
nIV= nIII=68.8
2.计算各轴功率（kW）
PI=Pd·η联轴器=15.13×0.99=14.98
PII=PI·η轴承·η圆锥齿轮=14.98×0.99×0.98=14.3
PIII=PII·η轴承·η圆柱齿轮=14.3×0.99×0.98=13.9
PIV= PⅢ*η轴承*η联轴器=13.9×0.99×0.99=13. 8
3.计算各轴扭矩（N·m）
Td=9550* Pd/ nm =9550×15.13/730=198
TI=9550*PI/nI=194
TII=9550*PII/nII=497.7
TIII=9550*PIII/nIII=1929.4
TW=9550* PW/nW=1910.1
Td、TI、TII、TIII、TW=依次为电动机轴，Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ和工作机轴输入转矩。
参数 轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
工作机轴
转速r/min
730
730
274.4
68.8
68.8
功率P/kW
15.13
14.98
14.3
13.9
13.8
转矩/n*m
198
196
497.7
1929.4
1910.1
传动比
1
2.66
3.99
1
1
效率
0.99
0.97
0.97
0.98

4.验证带速
V= nIII=1.296m/s
误差为=-0.003<5%,适宜

四、传动零件设计计算
1. 圆锥齿轮设计计算
已知输入功率P1=PⅠ=14.98Kw,小齿轮转速为730r/min，齿数比为u=2.66，由电动机驱动，工作寿命为（每十二个月工作300天），单班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载开启。
（1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力
1）该减速器为通用减速器，速度不高故选择7级精度（GB10095-88）
2)选择小齿轮材料为35SiMn钢调质，硬度为229～286HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为229～286HBS，按齿面硬度中间值，有图5-29b按碳钢查MQ线得
σFlim1=290Mpa σFlim2 =220Mpa
同理由图5-32b查得
σHlim1=700Mpa σHlim2 =580Mpa
3）有式（5-29），（5-30）分别求得
σFp1=σFlim1 YSTYNYx/SFmin=446Mpa
σFp2=σFlim2 YSTYNYx/SFmin=338Mpa
σHp2=σHlim2 YSTZNZW/SHmin=580Mpa
因为为闭式齿面硬度中，关键失效形式为齿面疲惫点蚀，故应按接触疲惫强度进行设计，并校核其齿根弯曲强度。
（2）按接触疲惫强度进行设计计算
由设计公式进行计算 即
d1≥1017{kT1Z/[σHp (1-0.5φR)]φRu[σH]2}1/3
1)小齿轮名义转矩 T1= TI=194N·m
2）选择载荷系数K=1.3~1.6
同小齿轮悬臂设置，取k=1.5
3)选择齿宽系数，取
4)选择重合度系数，取Z
5)初算小齿轮大端分度圆直径
d
6)确定齿数和模数
选择
取=75
大端模数m=mm，取m=4
7）计算关键尺寸

(3) 校核齿根弯曲疲惫强度

1)计算从重合度系数

因为重合度，所以
。
2)确定大值

由图5-26查得。则

因为，所以选择大齿轮进行校核
3)校核大齿轮齿根弯曲疲惫强度

故齿根弯曲疲惫强度足够，所选参数适宜。
2.圆柱直齿轮设计计算
已知：输入功率，小齿轮转速为274.4r/min，齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为（每十二个月工作300天）单班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运转。
(1)选择齿轮材料，确定许用应力
依据题设条件看，大小齿轮均采取20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度56~62HRC。
由图5-29c查得弯曲疲惫强度极限应力
由图5-32c查得接触疲惫强度极限应力
(2)按轮齿弯曲疲惫强度计算齿轮模数m

1)确定弯曲应力

采取国家标按时，
因为齿轮循环次数

所以取；则=600Mpa
2)小齿轮名义转矩

3)选择载荷系数K=1.6
4）初步选定齿轮参数

5)确定复合齿形系数,因大小齿轮选择同一材料及热处理，则相同，故按小齿轮复合齿形系数带入即可
由《机械设计基础》第四版P88，图5-26可查得：
6）确定重合度系数
因为重合度
所以
将上述各参数代入m式中得

按表5-1，取标准模数。则中心距

7）计算传动几何尺寸：
齿宽：
（3）校核齿面接触强度

1) 重合度系数
2) 钢制齿轮
把上面各值代入式中可算得：

符合要求
（4）校核齿根弯曲强度

故，轴强度满足要求。

五、轴设计计算
输入轴设计计算
1．已知：P1 =14.98kw, n1 =730r/min,T1 =196 N·m
2．选择材料并按扭矩初算轴径
选择45#调质，硬度217~255HBS， =650Mp
依据书本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115
dmin=115mm=31.38mm
考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则d=31.38×(1+5%)mm=33mm
3.初步选择联轴器
要使轴径d12和联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号
查书本P297,查kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 N·m
查《机械设计课程设计》P298，取HL弹性柱销联轴器，其额定转矩315 N·m，半联轴器孔径d1 =35mm,故取d12 =35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器轴配长度L1 =60mm.
4.轴结构设计
（1）确定轴装配方案以下图：

（2）轴上零件定位各段长度，直径，及定位
为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=42mm
选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选择系列圆锥滚子轴承。参考d2-3=42mm。查《机械设计课程设计》P311，表18-4.选择标准精度约为03.尺寸系列30309.尺寸：

故d3-4= d5-6=45mm，而l3-4=26mm 此两对轴承均系采取轴肩定位，查表18-4，3030轴承轴肩定位高度h=4.5mm
所以取d4-5=54mm。
取安装齿轮处直径d67=42mm，使套筒可靠压在轴承上，故l56<T =27.25mm，l56=26mm。
轴承端盖总宽度为20mm，因为装拆及添加润滑油要求，轴承端盖和外端面和半联轴器右端面距离l=30mm，故l23=20+30=50mm。取l45=120mm.
圆锥齿轮轮毂宽度lh=（1.2~1.5）ds，取lh=63mm，齿轮端面和箱壁间距取15mm，故l67=78mm。
轴上零件周向定位
半联轴器和轴、齿轮和轴采取平键连接，即过盈配合。由设计手册，并考虑便于加工，取半联轴器和齿轮处键剖面尺寸,齿轮键长L=B-（5~10）=57.5mm
配合均用H7/K6，滚动轴承采取轴肩及套筒定位。轴承内圈和轴配合采取基孔制，轴尺寸公差为K6
轴圆角：
5.轴强度计算及校核
①求平均节圆直径:已知d1=28mm
dm1= d1(1-0.5R)=4mm
②锥齿轮受力：
已知T1=196N·m,则
圆周力：Ft1=T1/dm1==4117.6N
径向力：Fr1=Ft1·
=1404.1N
轴向力：Fa1=Ft1·tanα
=524.1N
轴承支反力
(1) 绘制轴受力简图（以下图）
（2）轴承支反力
水平面上支反力：

+ =Ft=4117.6N
解得：=-255.6 N, =6684.0N
垂直面上支反力
FBy ==-704.3 N
FCy=-FBy=2108.4N

(3) 求弯矩，绘制弯矩图（以下图）
MCx=-Ft·CD=-347.7N·m
MCy1 =FBy·BC=-64.1 N·m
MCy2=-Fa·dm/2=-24.9 N·m

(4)合成弯矩：
==353.6 N·m
=348.6 N·m
(5)求当量弯：
因单向回转，视转矩为脉动循环，
则

剖面C当量弯矩: N·m
N·m
6断危险截面并验算强度
1）剖面C当量弯矩最大，而直径和邻段直径相差不大，故剖面C为危险截面。
已知Me= MC 1`=372.8MPa,
=40.9MPa<
2)A处虽只受扭矩但截面最小也为危险截面
=27.5MPa<
所以其强度足够.
中间轴设计
1.已知：
2．选择材料并按扭矩初算轴径
选择45#调质，，硬度217~255HBS
依据书本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=108

3.轴结构设计
（1）确定轴装配方案以下图

（2）轴上零件定位各段长度，直径，及定位
初步选择滚动轴承。
因轴承同时受到径向力和轴向力，故 选择单列圆锥滚子轴承
，参考工作要求并依据，
查<<机械设计课程设计>>取30310型，尺寸

故d12= d56=50mm， 此两对轴承均系采取套筒定位，
查表18-4， 轴定位轴肩高度h=4.5mm,所以取套筒直径
为59mm.

取安装齿轮处直径：d23=d45=57mm，锥齿轮右端和左轴承之间采取套筒定位，已知锥齿轮轮毂长lh=（1.2~1.5）ds，
取lh=55m为了使套筒可靠压紧端面，故取 =52mm,齿轮右端采取轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,取h=4mm,则此处轴环直径d34=63mm.
已知圆锥直齿轮齿宽为b1=48mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮端面，此处轴长l45<lh，取 =46mm。
以箱体——小圆锥齿轮中心线为对称轴，取
(3) 轴上零件周向定位
半联轴器和轴、齿轮和轴采取平键连接，即过盈配合。由设计手册，并考虑便于加工，取半联轴器和齿轮处键剖面尺寸mm，齿轮键长L=B-（5~10）=50mm
配合均用H7/K6，滚动轴承采取轴肩及套筒定位。轴承内
圈和轴配合采取基孔制，轴尺寸公差为K6
(4) 轴圆角：245度
4. 轴强度计算及校核
1.（1）小直齿轮分度圆直径:已知d1=80mm，
圆周力：Ft1=T2/d1=12442.5N
径向力：Fr1=Ft1·tanα=4528.7N
(2) 锥齿轮受力：
已知T2=497.7N·m ,dm2= d2(1-0.5)= 255mm
则
圆周力：Ft2=T2/dm2=3903.5N
径向力：Fr2=Ft1·tanαcos=496.87N
轴向力：Fa1=Ft2·tanα=1331.1N
（3）求轴承支反力
轴承受力简图

水平面上,竖直面上支反力平衡则：

对A求矩

=-8145.3N, =-8200.7N,
(4)画弯矩图

2. B.处弯矩：

C处弯矩：

3.合成弯矩：

4.转矩
5. 因单向回转，视转矩脉动循环,已知，查表12-1[]=65MPa,,则
剖面B处当量弯矩:

剖面C处当量弯矩图：

(7) 判定危险截面并验算强度
剖面C当量弯矩最大，而直径和邻段直径相差不大，故剖面C为危险截面。
已知:Me= MC 1`=1128.1MPa, ，W=0.1

所以其强度适宜。
输出轴设计（Ⅲ轴）
已知：输出轴功率为P=13.9kW，转速为68.8r/min,转矩为1929.4N·m,大圆柱齿轮直径为320 mm，齿宽为4mm。
1.选择轴材料
选择轴材料为45钢（调质），
2. 按扭矩初算联轴器处最小直径
先据表12-2，按45钢（调质）取C=110,则：
，考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则d=65.7×(1+5%)mm=69mm
要使轴径d12和联轴器轴孔相适应，故选择连轴器型号
查书本P297,查TA=1.5,
设计扭矩：Tc=TA T3=1.51929.4=2893.5N·m,查《机械设计课程设计》P298，取HL6弹性柱销联轴器，额定扭矩为3150N·m其半联轴器孔径d =70mm,长度为132mm。故取d1-2 =70mm，l1-2=130mm
3. 轴结构设计
（1）确定轴装配方案以下图：

（2）轴上零件定位各段长度，直径，及定位
1）为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=77mm, 轴承端盖总宽度为20mm，因为装拆及添加润滑油要求，轴承端盖和外端面和半联轴器右端面距离l=30mm，故l23=20+30=50mm挡圈直径D=78mm
2）选择轴承型号：圆锥滚子轴承30316型号，dDT=80mm170mm42.5mm所以取
3）依据轴承采取轴肩定位，轴肩高度h=6mm,选
4）齿轮和右轴承间采取套筒定位，套筒直径为92mm,
齿轮轮毂宽度故取为60mm,轴肩h>0.07d,取h=7mm,轴环四处直径=104mm, >1.4h,取=10mm,
5)取箱体——小圆锥齿轮中心线为对称轴，
6）轴上周向定位
齿轮和轴用键连接查《机械设计课程设计》取，L=B-(5~10)=55mm.同时确保齿轮和轴有良好对中性，选择齿轮轮毂和轴合为H7/m6,滚动轴承宇宙轴向定位有过渡配合来确保，轴尺寸公差为m6
7)确定轴倒角尺寸：2。
4.轴强度校核
1）齿轮上作用力大小

2）求直反力

3）画弯矩图：

4）画扭矩图：
5）弯扭合成：
因单向回转，视转矩为脉动循环，
则

剖面C当量弯矩: N·m
=1161.5 N·m
6）判定危险剖面：
C截面：24.2MPa<
A截面直径最小也为危险截面：33.9MPa<
满足强度要求

六．轴承选择和计算

1． 输入轴轴承：30309圆锥滚子轴承

e=0.35,Y=1.7
轴承内部轴向力：=7008.5N

滚子轴承

2.中间轴轴承30310圆锥滚子轴承

e=0.35,Y=1.7
轴承内部轴向力：=7008.5N

滚子轴承
3.输出轴轴承30316圆锥滚子轴承
e=0.35,Y=1.7
轴承内部轴向力：

滚子轴承

七．键计算校核
1.输入轴上键
联轴器处：

小锥齿轮处：

2.轴键校核计算：
大锥齿轮处：

小直齿轮处：

3.输出轴键校核：
直齿轮处键：

联轴器处键校核：

八．联轴器选择
输入轴联轴器：
查《机械设计课程设计》P298，取HL弹性柱销联轴器，其额定转矩315 N·m，半联轴器孔径d1 =35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器轴配长度L1 =60mm.
输出轴联轴器：
查《机械设计课程设计》P298，取HL6弹性柱销联轴器，额定扭矩为3150N·m其半联轴器孔径d =70mm,长度为132mm。
所选联轴器额定扭矩均大工作扭矩故，满足需求。

九．减速器箱体结构尺寸
名称
符号
结果
机座壁厚

8
机盖壁厚

8
机座凸缘厚度
b=1.5
12
机盖凸缘厚度

12
机座凸底缘厚度

20
地脚螺钉直径
=0.036a+12=19.2
M20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁连接螺栓直径

M16
机盖和机座连接螺栓直径

M10
联接螺栓d2间距
l=150~200
180
轴承端盖螺钉直径

M8
窥视孔盖螺钉直径

M8
定位销直径

8
df、d1、d2到外机壁距离
C1(27,23,17)
27,23,17
d1、d2至凸缘边缘距离
C2(21,15)
21,15
轴承旁凸台半径
R1= C2(21,15)
21,15
凸台高度
h=20mm

外机壁至轴承座端面距离
l1=C1 +C2+（8~12）=44~48
46
大齿轮顶圆和内机壁距离
△1＞1.2
12
齿轮端面和内机壁距离
△2＞
10
机盖、机座肋厚
m1≈0.85，m2≈0.85
7
轴承端盖外径
D2=1.25D+10
135,148,223
轴承端盖凸缘厚度
t=(1~1.2)d3
9
轴承旁联接螺栓距离
S≈D2
135,148,223

十．减速器附件选择
由《机械设计课程设计》选择通气塞M16×1.5,A型压配式圆形油压表A32JB/T7941.1-1995,外六角螺塞及封油垫M14×1.5,箱座吊耳，吊环螺钉M16（GB/T825-1988），启盖螺钉M8。
十一.齿轮密封和润滑
齿轮采取润滑油润滑，由《机械设计基础课程设计》选名称为工业闭式齿轮油(GB-5903-1995)，代号为L-CKC220润滑剂。因为齿轮速度小于12m/s，所以圆锥齿轮浸入油深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮齿顶到油底面距离≥30~60mm。因为大圆锥齿轮线速度为4.87m/s>2m/s,能够利用齿轮飞溅油润滑轴承，并经过油槽润滑其它轴上轴承，且有散热作用，效果很好。对箱体进行密封为了预防外界灰尘，水分等侵入轴承，并阻止润滑剂流失。
十二.设计小结
经过这次对圆锥圆柱二级减速器设计，使我们真正了解了机械设计概念，在这次设计过程中，反反复复演算首先不停让我们接进正确，其次也在考验我们我们耐心，思维严密性和做研究严谨性。我想这也是这次设计我们是哟应该达成。这些让我感受颇深。经过三个星期设计实践，我们真正感受到了设计过程谨密性，为我们以后工作打下了一定基础。
机械设计是机械这门学科基础基础，是一门综合性较强技术课程，她融汇了多门学科中很多知识，比如，《机械设计》，《材料力学》，《工程力学》，《机械设计课程设计》等，我们对先前学和部分未知知识全部有了新认识。也让我们认识到，自己还有好多东西还不知道，以后更要加深自己知识内涵，同时，也很感谢老师对我们悉心指导，得已让我们能愈加好设计。

参考文件：
1. 黄华梁、彭文生编《机械设计》四版 高等教育出版社
2. 王旭、王积森 《机械设计课程设计》 机械工业出版社
3. 朱文坚 《机械设计课程设计》 科学出版社
4. 刘鸿文主编 《材料力学》 第四版 高等教育出版社

注释及说明

T=1800N·m

V=1.30m/s

D=360mm

P=13.00kW

η总=0.86

Pd=15.13kW

nw=68.97r/min

电动机型号
Y200L1—6

i总=10.6

i1=2.66

i2=3.99

《机械设计学习指导》57页

nI =730r/min
nII=274.4r/min
nIII=68.8r/min
nIV= nIII=68.8

PI=14.98Kw
PII=14.3kW
PIII=13.9kW
PIV=13. 8 kW

Td=198 N·m
TI=196N·m
TII=497.7N·m
TIII=1929.4N·m
TW=1910.1 N·m

V= 1.296m/s

σFp1 =446Mpa
σFp2= 338Mpa
σHp2n=580Mpa

《机械设计基础第四版》P82

P92~P93

T

=563Mpa

m=4

a=200mm

《机械设计课程设计》P22

d12 =35mm
d2-3=42mm
d3-4=d5-6
=45mm
d4-5=54mm
d67=42mm
l12 =60mm.

l23=50
l3-4=26mm
l45=120mm
l56=26mm
l67=78mm

Ft1 =4117.6N

Fr1=1404.1N

Fa1=524.1N

FBX =255.6N
FBY=704.3N
=6684.0N
FCy=2108.4N

MCx=-347.7N·m

MCy1=64.1N·m

MCy2=-24.9N·m

Mec =275.06N·m

σe =1.36Mpa

N·m
N·m
N·m

N·m

N·m

=40.34mm

d12= d56=50mm

d23=d45=57mm

d34=63mm

l23=52mm

=46mm。

Ft1=12442.5N

Fr1=4528.7N

Ft2=3903.5N

Fr2= 496.87N

Fa1= 1331.1N

AB=92mm,
BC=65mm,
CD=125mm

=-8145.3N
=-8200.7N

d1-2 =70mm
d2-3=77mm

=104mm
=90mm
l1-2=130mm
l23=50mm
=42.5mm

=10mm