二级圆锥-斜齿圆柱出入联轴器F=3800 V=0.8 D=300 10X2

机械设计减速器设计说明书

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目录

第一部分设计任务书 (4)

第二部分传动装置总体设计方案 (5)

第三部分电动机的选择 (5)

3.1 电动机的选择 (5)

3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (6)

第四部分计算传动装置的运动和动力参数 (7)

第五部分齿轮传动的设计 (8)

5.1 高速圆锥齿轮传动设计计算 (8)

5.2 低速圆柱齿轮传动设计计算 (15)

第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计 (23)

6.1 输入轴的设计 (23)

6.2 中间轴的设计 (27)

6.3 输出轴的设计 (33)

第七部分键联接的选择及校核计算 (40)

7.1 输入轴键选择与校核 (40)

7.2 中间轴键选择与校核 (40)

7.3 输出轴键选择与校核 (40)

第八部分轴承的选择及校核计算 (41)

8.1 输入轴的轴承计算与校核 (41)

8.2 中间轴的轴承计算与校核 (42)

8.3 输出轴的轴承计算与校核 (42)

第九部分联轴器的选择 (43)

9.1 输入轴处联轴器 (43)

9.2 输出轴处联轴器 (44)

第十部分减速器的润滑和密封 (44)

10.1 减速器的润滑 (44)

10.2 减速器的密封 (45)

第十一部分减速器附件及箱体主要结构尺寸 (46)

设计小结 (48)

参考文献 (49)

第一部分设计任务书

一、初始数据

设计二级圆锥圆柱齿轮减速器，初始数据F = 3800N，V = 0.8m/s，D = 300mm，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。

二. 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. 齿轮的设计

6. 滚动轴承和传动轴的设计

7. 键联接设计

8. 箱体结构设计

9. 润滑密封设计

10. 联轴器设计

第二部分传动装置总体设计方案

一. 传动方案特点

1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3.确定传动方案：选择电动机-二级圆锥圆柱齿轮减速器-工作机。

二. 计算传动装置总效率

ηa=η14η2η32η4η5=0.994×0.97×0.992×0.95×0.97=0.842

η1为轴承的效率,η2为圆锥齿轮传动的效率,η3为联轴器的效率,η4为工作装置的效率，η5为圆柱齿轮传动的效率。

第三部分电动机的选择

3.1 电动机的选择

圆周速度v:

v=0.8m/s

工作机的功率P w:

P w=F×V

=

3800×0.8

=3.04Kw

电动机所需工作功率为:

P d=P w

ηa

=

3.04

0.842

=3.61Kw

工作机的转速为:

n=60×1000V

πD

=

60×1000×0.8

π×300

=51r╱min

经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比i=8~40，则总传动比合理范围为i a=6~16，电动机转速的可选范围为n d = i a×n = (6×16)×51 = 306~816r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y160M1-8的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速n m=720r/min，同步转速750r/min。

电动机主要外形尺寸：

3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比：

由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比

为:

i a=n m

n

=

720

51

= 14.12

（2）分配传动装置传动比:

取高速级圆锥齿轮的传动比为:

i12=.24i=.24×14.12=3.39则低速级的传动比为:

i23=

i

i12

=

14.12

3.39

=4.17

第四部分计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:

输入轴：

n I=n m=720r╱min

中间轴：

n II=n I

12

=

720

=212.39r╱min

输出轴：

n III=n II

i23

=

212.39

4.17

=50.93r╱min

工作机轴：

n IV=n III=50.93r╱min （2)各轴输入功率:

输入轴：

P I=P d×η3=3.61×0.99=3.57Kw

中间轴：

P II=P I×η1×η2=3.57×0.99×0.97=3.43Kw 输出轴：

P III=P II×η1×η5=3.43×0.99×0.97=3.29Kw 工作机轴：

P IV=P III×η1×η3=3.29×0.99×0.99=3.22Kw 则各轴的输出功率：

输入轴：

P I′=P I×η

1

=3.57×0.99=3.53Kw

中间轴：

P II′=P II×η

1

=3.43×0.99=3.4Kw

输出轴：

P III′=P III×η

1

=3.29×0.99=3.26Kw

工作机轴：

P IV′=P IV×η

1

=3.22×0.99=3.19Kw (3)各轴输入转矩:

电动机轴输出转矩：

T d=9550×P d

n m

=9550×

3.61

720

=47.88Nm

输入轴：

T I=9550×P I

n I

=9550×

3.57

720

=47.35Nm

中间轴：

T II=9550×P II

n II

=9550×

3.43

212.39

=154.23Nm

输出轴：

T III=9550×P III

n III

=9550×

3.29

50.93

=616.92Nm

工作机轴：

T IV=9550×P IV

IV

=9550×

3.22

=603.79Nm

各轴输出转矩为：

输入轴：

T I′=T I×η

2

=47.35×0.99=46.88Nm

中间轴：

T II′=T II×η

2

=154.23×0.99=152.69Nm

输出轴：

T III′=T III×η

2

=616.92×0.99=610.75Nm

工作机轴：

T IV′=T IV×η

2

=603.79×0.99=597.75Nm

第五部分齿轮传动的设计

5.1 高速级圆锥齿轮传动的设计计算

1.选精度等级、材料及齿数

（1）材料选择：由表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS，大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBS。

（2）一般工作机器，选用8级精度。

（3）选小齿轮齿数Z1 = 28，大齿轮齿数Z2 = 28×3.39 = 94.92，取Z2= 95。

（4）压力角α = 20°。

2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由式(10-29)试算小齿轮分度圆直径，即

d1t≥3√4K Ht T1

φR(1?0.5φR)2u ×(

Z H Z E

[σH]

)

2

1）确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数K Ht = 1.3。

②计算小齿轮传递的转矩

T1=9.55×103P1

1

=9.55×103×

3.57

=47.35Nm

③选取齿宽系数?R = 0.3。

④由图10-20查取区域系数Z H = 2.5。

⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数Z E = 189.8 MPa1/2。

⑥计算接触疲劳许用应力[σH]

由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1 = 600 MPa、σHlim2 = 550 MPa。

由式（10-15）计算应力循环次数：

N1=60n1jL h=60×720×1×10×2×8×300=2.07×109

N2=N1

i12

=

2.07×109

3.39

=6.12×108

由图10-23查取接触疲劳寿命系数:K HN1 = 0.87、K HN2 = 0.89。取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-14得:

[σH1]=σHlim1K HN1

=

600×0.87

=522MPa

[σH2]=σHlim2K HN2

=

550×0.89

=489.5MPa

取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[σH] = [σH]2 = 489.5 MPa 2）试算小齿轮分度圆直径

d1t≥3√

4K Ht T1

φR(1?0.5φR)2u

×(

Z H Z E

[σH]

)

2

=3√

4×1000×1.3×47.35

0.3×(1?0.5×0.3)2×3.39

×(

2.5×189.8

489.5

)

2 =68.032mm

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度v

d m1=d1t(1?0.5φR)=68.032×(1?0.5×0.3)=57.827mm

v m=

πd m1n1

60×1000

=

π×57.827×720

60×1000

=2.179m╱ s

②当量齿轮的齿宽系数

b=φ

R d1t×

√u2+1

2

=0.3×68.032×

√3.392+1

2

=36.068mm φd=

b

d m1

=

36.068

57.827

=0.624

2）计算实际载荷系数K H

①由表10-2查得使用系数K A = 1。

②根据Vm = 2.179 m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数K V = 1.12。

③直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数K Hα=K Fα = 1。

④由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数K Hβ =

1.289；于是K Fβ = 1.219。

由此，得到实际载荷系数

K H=K A K V K HαK Hβ=1×1.12×1×1.289=1.444

3）由式（10-12）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径为

d 1=d 1t ×3√

K H K Ht =68.032×3√1.4441.3=70.457mm 及相应的齿轮模数

m =

d 1Z 1=70.45728=2.516mm 模数取为标准值m = 3 mm 。

3.按齿根弯曲疲劳强度校核

（1）由式（10-26），即

σF =K T Y Y φR (1?0.5φR )2m 3Z 12√u 2+1≤[σF ]

1）确定公式中的各参数值

①计算载荷系数

K F =K A K V K FαK Fβ=1×1.12×1×1.219=1.365

②计算分锥角

δ1=arctan (1u )=arctan (13.39

)=16.431° δ2=90°?16.431°=73.569°

③计算当量齿数

Z v1=

Z 1cosδ1=28cos (16.431°)=29.19 Z v2=Z 2cosδ2=95cos (73.569°)

=334.86 ④由图10-17查得齿形系数Y Fa1 = 2.54 Y Fa2 = 2.1 ⑤由图10-18查得应力修正系数Y Sa1 = 1.63 Y Sa2 = 1.88 ⑥计算弯曲疲劳强度许用应力

由图10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 Flim1 = 500 MPa 、

Flim2 = 380 MPa。

由图10-22取弯曲疲劳寿命系数K FN1 = 0.83、K FN2 = 0.85 取弯曲疲劳安全系数S=1.7，由式（10-14）得

[σF1]=K FN1σFlim1

=

0.83×500

=244.12MPa

[σF2]=K FN2σFlim2

S

=

0.85×380

1.7

=190MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

σF1=

K T Y Y

φR(1?0.5φR)2m3Z12√u2+1

=

1000×1.365×47.35×2.54×1.63

0.3×(1?0.5×0.3)2×33×282×√3.392+1

=17≤[σF1]

σF2=

φR(1?0.5φR)2m3Z12√u2+1

=

1000×1.365×47.35×2.1×1.88

0.3×(1?0.5×0.3)2×33×282×√3.392+1

=16≤[σF1]

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d1=mZ1=3×28=84mm

d2=mZ2=3×95=285mm （2）计算分锥角

δ

1=arctan(

1

u

)=arctan(

1

3.39

)=16.431°=16°25′52″δ2=90°?16.431°=73.569°=73°34′8″

（3）计算齿轮宽度

b=φ

R d1×

√u2+1

=0.3×84×

√3.392+1

=44.53mm

取b1 = b2 = 45 mm。

主要设计结论

齿数Z1 = 28、Z2 = 95，模数m = 3 mm，压力角 = 20°，分锥角δ1 = 16°25′52″、δ2 = 73°34′8″，齿宽b1 = b2 = 45 mm。

齿轮参数总结和计算

5.2 低速级齿轮传动的设计计算

1.选精度等级、材料及齿数

（1）材料选择：由表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS，大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBS。

（2）一般工作机器，选用8级精度。

（3）选小齿轮齿数Z3 = 29，大齿轮齿数Z4 = 29×4.17 = 120.93，取Z4= 121。（4）初选螺旋角β = 14°。

（5）压力角α = 20°。

2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即

d3≥3√2KT2

φ

d

u+1

u

(

Z E Z H Z

ε

Z

β

[σ

H

]

)

2

1）确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数K Ht = 1.3。

②计算小齿轮传递的转矩

T2=9.55×103P2

n2

=9.55×103×

3.43

212.39

=154.23Nm

③选取齿宽系数φd = 1。

④由图查取区域系数Z H = 2.44。

⑤查表得材料的弹性影响系数Z E=189.8√MPa

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Z

ε

。

端面压力角：

αt =arctan (

tanαn cosβ)=arctan (tan20°cos14°

)=20.561° αat1=arccos [Z 3cosαt Z 3+2h a ?cosβ ]=arccos [29×cos20.561°29+2×1×cos14°]=28.657° αat2=arccos [Z 4cosαt Z 4+2h a ?cosβ ]=arccos [121×cos20.561°121+2×1×cos14°]=22.853° 端面重合度：

εα=12π

[Z 3(tanαat1?tanαt ′)+Z 4(tanαat2?tanαt ′)]=12π

[29×(tan28.657°?tan20.561°)+121×(tan22.853°?tan20.561°)]=1.683

轴向重合度：

εβ=

φd Z 3tanβ=1×29×tan14°=2.301 重合度系数：

Z ε=√4?εα(1?εβ)+εβα=√4?1.683(1?2.301)+2.301=0.602 ⑦由式可得螺旋角系数

Z β=√cos β=√cos14°=0.985

⑧计算接触疲劳许用应力[σH ]

查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1 = 600MPa 、σHlim2 = 550 MPa 。 计算应力循环次数：

N 1=60n 2jL h =60×212.39×1×10×2×8×300=6.12×108

N 2=N 123=6.12×108=1.47×108 查取接触疲劳寿命系数:K HN1 = 0.89、K HN2 = 0.92。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH1]=σHlim1K HN1=600×0.89=534MPa

[σH2]=σHlim2K HN2S =550×0.921

=506MPa 取[σH ]1和[σH ]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[σH ]=[σH2]=506MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

d 3≥ 3√2KT 2φd u +1u (Z E Z H Z εZ β[σH ]

)2= 3√2×1000×1.3×154.231×4.17+14.17×(189.8×2.44×0.602×0.985506

)2=52.708mm

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度v

v =π×d 3t ×n 260×1000=π×52.708×212.3960×1000

=0.59m ╱s ②齿宽b

b =φd d 3t =1×52.708=52.708mm

2）计算实际载荷系数K H

①由表查得使用系数K A = 1。

②根据v = 0.59 m/s 、8级精度，由图查得动载系数K V = 1.05。

③齿轮的圆周力

F t1=

2T 2d 3t =2×1000×154.2352.708=5852.243N K A F t1b =1×5852.24352.708

=111.03N ╱mm ＞ 100 N ╱mm 查表得齿间载荷分配系数K H α = 1.4。

④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K H β = 1.454。

则载荷系数为：

K =K A K V K HαK Hβ=1×1.05×1.4×1.454=2.137

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

d 3=d 3t ×3

√K K t =52.708×3√2.1371.3=62.206mm 及相应的齿轮模数

m n =d 3cosβZ 3=62.206×cos14°29

=2.081mm 模数取为标准值m n = 3mm 。

3.几何尺寸计算

（1）计算中心距

a =(Z 3+Z 4)m n =(29+121)×3=231.881mm 中心距圆整为a = 230 mm 。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arccos ((Z 3+Z 4)m n 2a )=arccos ((29+121)×32×230

)=11.975° 即： = 11°58′30″

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d 3=

m n Z 3cosβ=3×29cos11.975°

=88.933mm d 4=m n Z 4cosβ=3×121cos11.975°=371.067mm （4）计算齿轮宽度

b =φd d 3=1×88.933=88.933mm

取b 4 = 89 mm 、b 3 = 94 mm 。

4.校核齿根弯曲疲劳强度

（1）齿根弯曲疲劳强度条件

σF =

2KT 2Y Fa Y Sa Y εY βcos 2βd n 332

1）确定公式中各参数值

①计算当量齿数

Z V3=Z 3(cosβ)3=29(cos11.975°)3

=30.977 Z V4=Z 4()3=121(°)3

=129.248 ②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y ε 基圆螺旋角：

βb =arctan (tanβcosαt )=arctan (tan11.975°×cos20.561°)=11.233° 当量齿轮重合度：

εαv

=εα2b = 1.683()2=1.749 轴向重合度：

εβ=φd Z 3tanβπ=1×29×tan11.975°π

=1.958 重合度系数：

Y ε=0.25+0.75εαv =0.25+0.751.749

=0.679 ③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y β

Y β=1?εββ120°=1?1.958×11.975120°=0.805 ④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

Y Fa1 = 2.53 Y Fa2 = 2.17

Y Sa1 = 1.64 Y Sa2 = 1.83

⑤计算实际载荷系数K F

由表查得齿间载荷分配系数K F α = 1.4

根据K Hβ = 1.454，结合b/h = 13.19查图得K Fβ = 1.424

则载荷系数为

K F=K A K V K FαK Fβ=1×1.05×1.4×1.424=2.093

⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]

查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1 = 500 MPa、σFlim2 = 380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数K FN1 = 0.85、K FN2 = 0.89

取安全系数S=1.4，得

[σF1]=K FN1σFlim1

S

=

0.85×500

1.4

=303.57MPa

[σF2]=K FN2σFlim2

S

=

0.89×380

1.4

=241.57MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

σ

F =

2K F T2Y Fa1Y Sa1Y

ε

Y

β

cos2β

φ

d

m n3Z32

=2×1000×2.093×154.23×2.53×1.64×0.679×0.805×cos211.975°

1×33×292

=61.709MPa≤[σ

F1

]

σ

F =

2K F T2Y Fa2Y Sa2Y

ε

Y

β

cos2β

φ

d

m n3Z32

=2×1000×2.093×154.23×2.17×1.83×0.679×0.805×cos211.975°

1×33×292

=59.06MPa≤[σ

F2

]

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

主要设计结论

齿数Z3 = 29、Z4 = 121，模数m n = 3 mm，压力角α = 20°，螺旋角β = 11.975°= 11°58′30″，中心距a = 230 mm，齿宽b3 = 94 mm、b4 = 89 mm。

齿轮参数总结和计算

第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计

6.1 输入轴的设计

1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1

P1 = 3.57 KW n1 = 720 r/min T1 = 47.35 Nm

2.求作用在齿轮上的力

已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为:

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