毕设论文--计设用于链式运输机的圆锥圆柱齿轮减速器说明书-机械设计课程设计说明书.doc

2009级机械设计课程设计

重庆交通大学

机械设计课程设计说明书

设计题目：设计用于链式运输机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器
学生姓名：
学 号：
学 院： 机电学院
专 业： 机械设计自造及其自动化
班 级： 工程机械一班
指导教师： 胡启国

2012年5月 22 日

设计目录
1. 题目及总体分析…………………………………………………3
2. 各主要部件选择…………………………………………………3
3. 选择电动机………………………………………………………4
4. 分配传动比………………………………………………………4
5. 传动系统的运动和动力参数计算………………………………5
6. 设计高速级齿轮…………………………………………………6
7. 设计低速级齿轮…………………………………………………11
8. 减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………15
１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计………………………15
２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计………………………17
３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计………………………20
9. 滚动轴承及键的校和计算寿命…………………………………24
10. 润滑与密封………………………………………………………27
11. 箱体结构尺寸……………………………………………………27
12. 设计总结…………………………………………………………29
13. 参考文献…………………………………………………………29

设计任务书
题目： 设计用于链式运输机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器
1）参考传统方案
2）工作条件
连续单向工作，工作时有轻微振动，使用期10年，经常满载荷，两班制工作，运输链工作速度允许误差为5%，减速器由一般厂中小量生产。
3）原始数据
题 号
E3
运输链工作拉力
4000
运输链工作速度
0.90
运输链链轮齿数
10
运输链节距
60
一.各主要部件选择
目的
设计计算与说明
主要结果
动力源

电动机
联轴器

弹性联轴器
齿 轮
锥齿—直轮传动
高速级做成锥齿，低速级做成直齿
轴 承
此减速器轴承所受轴向力不大
球轴承
链 轮

滚子链

二：电动机的选择

设计计算与说明
主要结果
电动机的输出功率的计算
工作机所需有效功率为Pw＝F×V＝4000N×0.9m/s=3.6
锥齿轮的传动(7级精度)效率为η1=0.97
圆柱齿轮传动(7级精度)效率为η2＝0.98
球轴承传动效率(四对)为η3＝0.99 4
弹性联轴器传动效率(一个)取η4＝0.99
运输链轮效率为η5＝0.96
要求电动机输出的有效功率为：

要求电动机输出功率为：
Po=4.15kw
类型
根据有粉尘的要求选用Y（IP44）系列的电动机
选用Y（IP44）系列
选用
查得型号Y132S—4封闭式三相异步电动机参数如下
额定功率Pe=5.5KW
满载转速n=1440 r/min
满载时效率=85.3%
功率因数
额定转矩T=2.2
满载时输出功率为
略大于，在允许范围内
选用Y（IP44）系列Y132M2-6
型封闭式三相异步电动机
三：分配传动比

设计计算与说明
主要结果
分配传动比
传动系统的总传动比为：
工作机满载时输入轴的转速
电动机的满载转速
故总传动比

四：传动装置的运动和动力参数计算

设计计算与说明
传动系统的运动和动力参数计算

设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；
对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；
对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；
对应于0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；
相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；
相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。
根据 n2= n1
n3= n2
P1= P0
P2= P1

……
可以算出如下结果：
结果
轴号
发动机
两级锥-圆柱减速器
工作机
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速n(r/min）
n0=1440
n1=1440
n2=720
n3=180
n4=90
转矩T
(N·m)
T0=27.52
T1=27.25
T2=52.92
T3＝207.45
T4＝397.9
功率P
(kw)
P0=4.15
P1=4.11
P2=3.99
P3=3.91
P4=3.75
两轴联接
联轴器
锥齿轮
圆柱齿轮
链 轮
传动比 i
i01=1
i12=2
i23=4
i34=2
传动效率η

0.97
0.98
0.96

五：高速级齿轮的设计（锥齿轮的设计）

设计计算与说明
主要结果
选精度等级、材料和齿数
１） 选用直齿锥齿轮传动。
２） 速度不高，故选用７级精度
３） 材料选择。由机械设计表6.1选取小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS。
４） 选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝2×24=48,取Z2=49。
符合互为质数。
Ｚ1＝２４
Z2=75
按齿面接触强度设计
由设计计算公式进行试算，即

１）确定公式内的各计算数值
（１）试选载荷系数
（2）计算小齿轮传递的转矩

（3）选取齿宽系数
（4）知齿轮，查得节点区域系数
（4）由表6.3查得材料的弹性影响系数
（5）由图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限
（6）由式6.11计算应力循环次数

（7）由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数

（8）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为１％，安全系数为S=1

设计计算与说明
主要结果
按齿面接触强度设计

２）计算
（１）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

（２）计算圆周速度

（３）模数及主要尺寸的确定
模数：，取。
　　　分度圆直径：

节锥角：

锥距
　　　 平均分度圆直径：
齿宽
取
3 ）校核齿根弯曲疲劳强度
（1） 弯曲强度校核公式：

设计计算与说明
主要结果
齿根弯曲疲劳强度
（2）确定各参数
平均分度圆处螺旋角，则
查得动载系数1.15 齿向载荷分布系数
使用系数 故
（3）分度圆圆周力
（4）齿轮系数YF和应力修正系数YS

查表6.4得

（5）许用弯曲应力可由下式算得
由机械设计图6.15可查出弯曲疲劳极限应力

查得寿命系数
查得 ，
查得安全系数是
故许用弯曲应力

设计计算与说明
主要结果
齿根弯曲疲劳强度

因此满足齿根弯曲疲劳强度

齿面接触强度验算
５） 齿面接触强度验算

接触强度寿命系数
最小安全系数

因此齿面强度足够

六.设计低速级圆柱直齿传动

设计计算与说明
主要结果

１） 选用７级精度
２） 由表6.1选择小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS。
３） 选小齿轮齿数，
大齿轮齿数
取

按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式进行试算，即

1） 确定公式各计算数值
（1）试选载荷系数
（2）计算小齿轮传递的转矩

（3）选取齿宽系数
（4）由表6.3查得材料的弹性影响系数
（5）由图6.14按齿面硬度查得
小齿轮的接触疲劳强度极限
大齿轮的接触疲劳强度极限
（６）由式6.11计算应力循环次数

（７）由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数

按齿面接触疲劳强度设计
（８）计算接触疲劳强度许用应力
　　取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得

２） 计算
（１） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值

（２） 计算圆周速度v

（３） 计算齿宽ｂ

（４） 计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ
模数
　　　　齿高
（５） 计算载荷系数K
　　　　根据，７级精度，查得动载荷系数
　　　　假设，由表查得

　　由表6.2查得使用系数
由表查得

　　　查得

设计计算与说明
主要结果
按齿面接触疲劳强度设计
故载荷系数
　（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得

（７）计算模数ｍ

按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为

１） 确定公式内的计算数值
（１） 由图6.15查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
（２） 由图6.16查得弯曲疲劳寿命系数

（３） 计算弯曲疲劳许用应力
　　取失效概率为１％，安全系数为S=1.3，由式１０－１２得

（４） 计算载荷系数

（５）查取齿形系数
由表6.4查得　
（６）查取应力校正系数 由表6.4查得

设计计算与说明
主要结果
按齿根弯曲强度设计
（７）计算大小齿轮的，并比较

大齿轮的数据大
２） 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数ｍ大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.47，并就近圆整为标准值
ｍ＝2.5ｍｍ
按接触强度算得的分度圆直径
算出小齿轮齿数　取　
大齿轮齿数　取

几何尺寸计算
１） 计算分度圆直径

２） 计算齿根圆直径

３） 计算中心距
４） 计算齿宽宽度

验算

合适

七.减速器轴及轴承装置、键的设计

设计计算与说明
主要结果

1． 轴1的设计：
a) 求作用在锥齿轮上的力：因为锥齿的dm1=72mm，节锥角 б1=26.1°，则周向分力为：Ft=2T2/ dm1=2*72/0.061=1769.9N，垂直于分度圆圆锥母线分力为：F′= Fttgα=1390.29*tg26.1=566.38N，径向分力为：Fr1= F′cosб1=458.77N，轴向分力为Fa1= F′sinб1=169.98N，法向载荷为Fn= Ft/cosα=1966.5N，如图：
b) 初步确定轴最小半径：先按式15-2估算轴最小直径。选轴材料为45钢（调质），由表11.3取C=112，则有dmin=19.088mm，这是安装联轴器的直径，为使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故要选联轴器的型号：联轴器计算转矩Tca=KAT2=1.3*54.16=66508Nmm（查表得取KA=1.3），则查表选用YL5YLD5型联轴器，其公称转矩为63Nm，半联轴器孔径为d1=24mm，故取dⅠ-Ⅱ=24mm，半联轴器长L=40mm，半联轴器与轴配合毂长为L1=38mm。
c) 轴的结构设计：轴上零件装配如图：

为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端要有一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段直径为dⅡ-Ⅲ=28mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=35mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上不压在轴端面上，取LⅠ-Ⅱ=36mm。
初步选定滚动轴承，因轴承同时受径向力，根据dⅡ-Ⅲ=28mm，取用30206型号单列圆锥滚子轴承，其尺寸为d*D*T=30mm*62mm*17.25mm，则有dⅢ-Ⅳ=dⅤ-Ⅵ=30mm，LⅡ=17.25mm，轴承中间处用轴肩定位，这段取直径dⅣ-Ⅴ=36mm。
右端轴承与齿轮之间应有一套同固定，Ⅴ-Ⅵ长应为：取LⅤ-Ⅵ=17.5mm，取套同长10mm。
设装齿轮处轴段的直径为dⅥ-Ⅶ=25mm，此轴段应短于轮宽，取LⅥ-Ⅶ=36mm。
取轴承端盖总宽为20mm，外端面与半联轴器右端面间距离为20mm，故取LⅡ-Ⅲ=40mm。
结合变速箱结构，取LⅣ-Ⅴ=60mm。
轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位均用平键联接。按dⅥ-Ⅶ=30mm由查得平键截面b*h=8mm*7mm，键槽用铣刀加工，长20mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H6/n5；同样，半联轴器与轴的连接，用平键为5*4*30，半联轴器与轴的配合为H6/k5，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为H6/js5。
求轴上的载荷：先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点的位置时，从查得a=13.8mm，因此作出简支梁的轴支承夸距：为L=86.9mm。由上可知B 截面为危险截面。将B面的个数列于下表：
载荷
水平面
垂直面
支反力
FNH1=340.43N FNH2=1049.86N
FNV1=117.71N FNV2=363.01N
弯矩
MH=29821.72Nmm
MV1=10311.444Nmm
总弯矩
M=31554.09Nmm
扭矩
T2=54.16Nm
按弯扭合成应力校核轴的强度：由式及上表的数值，取α=0.6，轴的计算应力为：
16.014Mpa，因为轴的材料前以选定为45钢，由表查得其[σ-1]=60Mpa，故安全。

2．轴2的设计：
1） 轴1、2的转速和功率转矩：
P1=4.11Kw，n1=1440r/min，T1=27.25N.m
P2=3.99Kw，n2=720r/min，T2=52.92N.m
2） 求作用在齿轮上的力
（1）求作用在低速级小齿轮上的力
　　　　　 圆周力：
　　　　　 径向力：
　　　　　 轴向力：
　　　（2）求作用在高速级大齿轮上的力。因大齿轮为从动轮，所以作用在其上的力与主动轮上的力大小相等方向相反。
　　　　　 圆周力：

径向力：
轴向力：
3）初步确定轴的最小直径
先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据机械设计-表15-3，取，于是得：

Ⅱ轴的最小直径显然是轴承处轴的直径和
　　　取　
4)轴的结构设计
　（1）拟定轴上零件的装配方案

(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
　 (a)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，根据　，选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32006型，其尺寸为，
得：　　　　　
32006型轴承的定位轴肩高度，因此取
取安装齿轮处的轴段Ⅲ-Ⅳ，Ⅶ-Ⅷ的直径，，取，，
，，，，，
(3)轴上零件的周向定位
　 齿轮采用平键联接，按，查机械设计表得平键截面，联接圆柱齿轮的平键长度为63mm，联接圆锥齿轮的平键长度为36mm.
5）求轴上的载荷
　 对于32006型圆锥滚子轴承，
　 计得：，，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示

载荷
水平面
垂直面
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

6）按弯扭合成应力校核轴的强度
　 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即圆柱齿轮的截面，取，轴的计算应力：
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表，查得，因此，安全。
3.轴3的设计即输出轴及其轴承装置、键的设计
1）3轴上的功率P3,转速n3和转矩T3
　　　　，，
2）求作用在齿轮上的力
圆周力：
　　　径向力：
轴向力：
3）初步确定轴的最小直径
先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据机械设计表11.3，取，于是得：

Ⅲ轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，取。

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计师手 册（软件版）选用TL8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710N.m。半联轴器的孔径为45mm，故取；半联轴器长度为，半联轴器与轴配合的毂孔长度。
4）轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（a）为了满足半联轴器的轴向定位的要求，ⅤⅡ-ⅤⅢ轴段左　　　　　　　　　　端需制出轴肩，故取ⅤⅠ-ⅤⅡ段的直径，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上面而不压在轴的端面上，故ⅤⅡ-ⅤⅢ段的长度应比L1略短一些，现取。
(b) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。根据，查机械设计师手册（软件版）选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32011，其尺寸为，故，而，滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度，因此，取.
(c)取安装齿轮处的轴的直径；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则，。因Ⅱ、Ⅲ两轴在箱体内的长度大致相等，取， 。。。
3）轴上零件的周向定位
查机械设计表，联接联轴器的平键截面；联接圆柱齿轮的平键截面
4）求轴上的载荷
对于32011型圆锥滚子轴承，

载荷
水平面
垂直面
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

5) 按弯扭合成应力校核轴的强度
　 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即安装齿轮处，取，轴的计算应力：

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计，　　　
查得，因此，安全。
计得：，，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示。

九．滚动轴承及键的校和计算寿命

主要结果
主要结果

1，输入轴的轴承
1）.按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为：L'h＝29200h
由上面的计算结果有轴承受的径向力为Fr1=340.43N，
轴向力为Fa1=159.90N，
2）．初步选择滚动轴承型号为30206，其基本额定动载荷为Cr=51.8KN，基本额定静载荷为C0r=63.8KN。
3）．径向当量动载荷

动载荷为，查得，则有

由式13-5得

满足要求。
输入轴的键
1）选择键联接的类型和尺寸
联轴器处选用单圆头平键，尺寸为
　 圆锥齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为。
2)校核键联接的强度
键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为
键的工作长度，
，合适
，合适
2． 2轴的轴承
（1）选择的圆锥滚子轴承型号为32006，尺寸为，基本额定动载荷。
（2） 当量动载荷
　　　前面已求得，，，，
　　　　轴承　1、2受到的径向载荷为：

　　　　轴承　1、2受到的轴向载荷为：
　　　　　查简明机械工程师手册-表7.7-39得

　　　　轴承的当量动载荷为：

　　　　　按机械设计-表13-6查得

（3）验算轴承寿命
因为，所以按轴承2的受力验算。
　　　对于滚子轴承，。

　　　减速器的预定寿命
　　　　　　，合适。
3． 3轴的键
1）选择键联接的类型和尺寸
联接圆柱齿轮处选用圆头平键，尺寸为
　 联接圆锥齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为。
2)校核键联接的强度
键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为。键的工作长度，
，合适
，合适
4． 输出轴的轴承
（1）选择的圆锥滚子轴承型号为32011，尺寸为，基本额定动载荷。
（2） 当量动载荷
　　　前面已求得
，，，
轴承　1、2受到的径向载荷为：

　　　　轴承　1、2受到的轴向载荷为：
　　　　　查简明机械工程师手册-表7.7-39得

　　　　轴承的当量动载荷为：

　　　　　按机械设计查得

（3）验算轴承寿命
因为，所以按轴承1的受力验算。
　　　对于滚子轴承，。

　　　减速器的预定寿命
　　 ，合适。
输出轴的键
1）选择键联接的类型和尺寸
联轴器处选用单圆头平键，尺寸为
　 圆柱齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为。
2)校核键联接的强度
键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为。键的工作长度，
，合适
，合适

十.润滑与密封

1． 润滑方式的选择
齿轮用润滑油润滑，并利用箱内传动件溅起的油润滑轴承。
根据I，II，III轴的速度因子，I，II，III轴的轴承用脂润滑
2．密封方式的选择
由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封
3.润滑油的选择
因为该减速器属于一般减速器，查机械设计课程设计可选用中负载
工业齿轮油N100号润滑油。

十一．减速器箱体结构尺寸：
1
箱座壁厚
，
2
箱盖壁厚

3
箱座凸缘厚度

4
箱盖凸缘厚度

5
箱座底凸缘厚度

6
地底螺钉直径
，取M24
7
地底螺钉数目

8
轴承旁联接螺栓直径
，取M18
9
箱盖与箱座联接螺栓直径
取M12
10
联接螺栓的间距

12
窥视孔盖螺钉直径
,取M8
13
定位销直径

14
，，至外箱壁距离

15
轴承旁凸台半径

16
凸台高度

17
箱体外壁至轴承座端面距离

19
大齿轮顶圆与内箱壁距离

20
齿轮端面与内箱壁距离

21
箱盖，箱座筋厚
，
22
轴承端盖外径

23
轴承旁联接螺栓距离

24
大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离

25
箱底至箱底内壁的距离

26
减速器中心高

27
箱体内壁至轴承座孔端面的距离

28
轴承端盖凸缘厚度

29
轴承端面至箱体内壁的距离

30
旋转零件间的轴向距离

31
齿轮顶圆至轴表面的距离

十一.设计心得

1． 从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。
2． 只有做了才真正明白什么是什么.通过这次的设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用。
3． 由于课程设计过程及工程设计本身的固有特性要求我们在设计过程中禀承仔细、认真、耐心、实事求是的态度去完成这项课程，也提高了我们各个方面的素质。
4． 现在我已经发现设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。

十二.参考文献
1, 《机械设计》杨忠志、朱家诚主编，武汉理工大学出版社
2, 《机械设计课程设计指导书》第二版 龚溎义主编，高等教育出版社
3, 《机械设计课程设计手册》第3版，吴宗泽、罗圣国主编，高等教育出版社
4，《机械精度设计检测》应琴主编，西南交通大学出版社

30