单级锥齿轮减速器课题设计.doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上（1） 引言（2） 设计题目（3） 电动机的选择（4） 传动零件的设计和计算（5） 减速箱结构的设计（6） 轴的计算与校核（7） 键连接的选择和计算（8） 联轴器的选择 （9） 设计小结（10） 参考文献二、 设计题目：带式运输机传动装置的设计 1. 传动方案锥齿轮减速器开式齿轮2. 带式运输机的工作原理如图20-13. 工作情况1） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度；2） 使用折旧期：8年；3） 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4） 动力来源：电力，三相流，电压380、220V；5） 运输带速度允

2、许误差：5%；6） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。4.设计数据运输带工作拉力F/N 2800运输带工作速度V/(m/s） 1.4卷筒直径D/mm 3505 设计内容1） 按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置；2） 完成减速器装配图1张；3） 零件工作图1-3张；4） 编写设计计算说明书一份。三、电动机的选择：（一）、电动机的选择1、选择电动机的类型： 按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2、选择电动机容量 ：电动机所需的功率为： （其中：为电动机功率，为负载功率，为总效率。）而KW, 所以KW传动效率分别为：联轴器效率滚动轴承的效率圆锥

3、齿轮传动效率开式齿轮传动效率卷筒传动效率传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,即：所以 KW3、确定电动机转速卷筒轴工作转速为查表可得：一级圆锥齿轮减速器传动比，一级开式齿轮传动比，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有750,1000和1500根据这个查表可以选择的电动机有以下几种： 表1 方案电动机型号额定功率 PKW电动机转速r/min电动机重量Kg参考价格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比齿轮传动减速器1Y132S 45.515001440682Y132M2 65.51000960843Y160M2 85.575071011

4、9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可见第2个方案比较合适因此选定电动机型号为Y132M 2 6，其主要性能如下表2：表2型号额定功率 KW满载时转速r/min电流A效率%功率因数Y132SM2 65.59602.02.0电动机主要外形和安装尺寸列于下表：中心高H外形尺寸脚底安装尺寸地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸安装部位尺寸13212（二）、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、总传动比 由选定的的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置的总传动比为 = (1)电动机型号为Y132SM2-6 ，满载转速 = 960r/m ,且工作机主动轴转速n = 76.43r/mi

5、n,则由上面公式(1)可得：2、分配传动比总传动比为各级传动比的乘积，即 (2)设、分别为圆锥齿轮的传动比和圆柱齿轮的传动比，在圆锥齿轮减速器的传动比范围内 = 3则由公式 （2）可得 = 12.56得 = 4.19根据圆柱齿轮减速器的传动比范围可取4 ，则。3、计算传动装置的运动和动力参数（1）、各轴转速 轴 轴 轴 轴 (2)、各轴输入功率 轴 轴 轴 轴 (3)、各轴输入转矩 电机轴输出转矩所以各轴输出转矩为： 轴 轴 轴 轴 轴名效率PKW转矩TN*M转速 nr/m传动比效率输入输出输入输出电动机轴5.049.7496010.97I轴4.854.66 48.2646.3396030.9

6、4II轴4.564.51136.21134.85305.7310.97III轴4.434.21 132.15125.54305.734.190.93IV轴4.123.91515.50489.4376.43四、传动零件的设计计算（一）、选择圆锥齿轮传动的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度，齿形角，齿顶高系数，顶隙系数。（2）材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。2.按齿面接触疲劳强度设计 公式： （1）、确定公式内的各计算值1）查得材料

7、弹性影响系数，节点区域系数。2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限。3）计算应力循环次数小齿轮： 大齿轮： 4）查表得到： ,.5) 查得接触批量寿命系数 6）计算接触疲劳许用应力 7）可以选取，； 所以8)9）10)(2)计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入许用应力中的较小值得：=89.42mm2）计算圆周速度v3)齿数，由公式得大齿轮齿数 ，c=18所以=70.94取，则，取。则齿数比 ，与设计要求传动比的误差为1.33%，可用。4）模数大端模数 取标准模数m=4mm。5）大端分度圆直径 小齿轮大端分度圆直径大于强度计算要求的89.43mm。6）节锥顶距 7）节

8、圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等） 18.=183954 71.=712068)大端齿顶圆直径小齿轮 大齿轮 9）齿宽 取 10）进行强度校核计算402.37MPa444.6MPa所以强度符合。3、按齿根弯曲疲劳强度设计公式：(1) 确定公式内的各计算值 1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度。2）查得弯曲疲劳寿命系数3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数S=1.6则4)查取齿形系数 ，5)应力校正系数 ，6)计算大小齿轮的，并加以比较： 大齿轮大所以取0.01836(2)、带入以上数据可以求得=2.65(3)进行强度校核计算带入公式206.74MPa213.75MPa所以符

9、合。 7）、数据整理 名称符号公式直齿圆锥小齿轮直齿圆锥大齿轮齿数2471模数mm4传动比ii2.96分度圆锥度，分度圆直径96284齿顶高44齿根高4.84.8齿全高h8.88.8齿顶圆直径，101.61(大端)285.89（大端）齿根圆直径， 90.39283.11齿距p12.56 12.56齿厚s 6.286.28齿槽宽e6.286.28顶隙c 0.8 0.8锥距R149.89149.89齿顶角，齿根角 齿顶圆锥角，齿根圆锥角，当量齿数25.33221.88齿宽4545（二）、开式圆柱齿轮的设计计算1、选定齿轮类型和精度等级。 因为为开式齿轮所以选择硬齿面，工作较为平稳选用8级精度，选择

10、材料是铸钢，硬度为250HBS。 小齿轮齿面强度为400HBS，大齿轮齿面强度为360HBS，两者材料硬度相差为40HBS。 选取小齿轮齿数，则。2、按齿根弯曲疲劳强度计算：(1)、确定公式中的各计算值：1)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)计算应力循环系数： 3)从而查到寿命系数4)选取疲劳安全系数S=2， 得到：3)材料弹性系数4)选取齿宽系数5)计算载荷系数K选取，所以6)初选，则相应的，； ，所以 选取较大值又选取7)计算工作转矩(2)、带入计算得：所以选取m=3.75(3)中心距(4)分度圆直径 (5)齿轮宽度 所以取大齿轮宽度为38mm齿轮宽度为43mm7）

11、数据整理名称符号公式直齿圆柱小齿轮直齿圆柱大齿轮齿数2080模数mm3.75传动比ii3.75分度圆直径75300齿顶高3.753.75齿根高4.54.5齿全高h8.258.25齿顶圆直径82.5307.5齿根圆直径67.5292.5基圆直径70.48281.9中心距187.5齿距p11.78齿厚s5.89齿槽宽e6.28顶隙c 1.00齿宽5853五、减速器的结构设计名称符号减速器型式及尺寸关系/mm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12地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径9机盖与座联接螺栓直径7联接螺栓的间距180轴承端盖螺栓直径5视孔盖螺钉直径

12、4定位销直径5、到外箱壁距离18、16、13、至凸缘边缘距离16、14、11轴承旁凸台半径凸台高度外箱壁至轴承座端面距离30大齿轮顶圆与内箱壁距离12齿轮端面与内箱壁距离10箱盖、箱座肋厚、；轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度9轴承旁联接螺栓距离六、轴的计算一、减速器高速轴I的设计(一)、选择轴的材料初选轴的材料为45刚，调质处理，其机械性能查表可得：。(二)、轴的尺寸计算1、求输出轴上的功率，转速和转矩由前面的计算可得 2、初步确定轴的最小直径查得3、轴的结构设计(1)下图为I轴的装配方案：(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图：4、选择联轴器：根据条件选取确定联轴器转矩结合电动

13、机型号，选用弹性套柱销联轴器，型号LT6联轴器即该端选用的半轴连接器的孔径，故取轴径，半联轴器毂空的长度故取5、初步选择滚动轴承轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6208，其尺寸为。从而可以知道：，。6、由经验公式算肩高度：故取h=4mm，从而确定由书上公式要求得：,取7、根据轴承安装方便的要求，取，均比小1mm,则：根据安装轴承旁螺栓的要求取。根据齿轮与内壁的距离要求，取所以8、根据齿轮孔的轴径和长度，确定至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。9、轴上零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位

14、均采用平键联接。按手册查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm（标准键长见）。 为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6。齿轮与轴的联接处的平键截面 ()，键槽用键槽铣刀加工，长为26mm准键长见）。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H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。10、确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径见图(三)、求轴上的载荷及其校核根据轴的结构图，做出轴的计算简图：（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度

15、中点为作用点）。轴承1和轴承2之间的距离为88mm，轴承2和锥齿轮间的距离为51.5mm1、 计算作用在齿轮上的力圆锥小齿轮圆锥大齿轮2、 求作用在轴上的支反力,所以所以3、校核轴承寿命：查手册得6207型深沟球轴承参数查表8.6得（1） 计算轴承所承受的轴向载荷因为轴承1固定，轴承2游离，结合受力分析图可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。由此可得轴承2不受轴向力，所以,（2） 计算当量动负荷轴承1： ，由表8.5，用线性插值法可求得：由查表8.5，并用线性插值法求得：，由此可得轴承2：由表8.5，用线性插值法可得：由差表8.5，用线性插值法求得，由此可得（3）轴承寿命计算因为,所以按轴

16、承2计算轴承的寿命所选轴承6208深沟球轴承合格(3) 做弯矩图根据上述的图，求出总的弯矩和做出弯矩图(4)作扭矩图扭矩图如图11.2（机械设计课本）所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把T这算成的含义见前面，并且取(5)作出计算弯矩图根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图，的计算公式为(6)、校核轴的强度只需校核轴上最大弯矩截面的强度：，故安全。二、减速器低速轴II的计算1.求输出轴上的功率，转速和转矩由前面的计算可得2.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取于是得同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩：取K=1.3,按照计算转矩，选用弹性注销联轴器，型号GY5联

17、轴器，即该端选用的半联轴器的孔径，故取轴径，半联轴器毂孔的长度L=60mm。3.轴的结构设计（1）、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图：1）由联轴器尺寸确定由联轴器的毂孔长度L 和直径d及相关要求，可确定2）初步选择滚动轴承。轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6007，其尺寸为。套筒的长取8mm，为了利于固定，一般取比（b+8）小1mm（如图3所示），故可确定。3）由经验公式算轴肩高度：取轴肩高为3mm ,确定取4）由经验公式取，则取 。5） 取取至此，已初步确定了轴的各段直径和长

18、度（3）、轴上的零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm（标准键长见）。 为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6。齿轮与轴的联接处的平键截面 ()，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm（标准键长见）。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H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4） 、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，除下图标注外，各轴肩处的圆角半径，均为R1，如图：4.求轴上的载荷根据轴的结构图（图

19、3）作出轴的计算简图（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。轴承1和轴承2之间的距离为179mm，轴承2和锥齿轮间的距离为33.5mm大锥齿轮：所以所以 5. 校核轴承寿命：查手册得6007型深沟球轴承参数查表8.6得（11） 计算轴承所承受的轴向载荷结合受力分析图可知，轴承1被“放松”，轴承2被“压紧”。由此可得轴承1不受轴向力，所以（12） 计算当量动负荷轴承2： ，由表8.5，用线性插值法可求得：0.25由查表8.5，并用线性插值法求得：，由此可得轴承1：由表8.5，用线性插值法可得：由差表8.5，用线性插值法求得，由此可得（3）轴承寿命计算因为,所以按轴

20、承2计算轴承的寿命所选轴承6007深沟球轴承合格。6.做弯矩图：根据上述见图，求出总的弯矩并作弯矩图。7作扭矩图扭矩图如图11.2（机械设计课本）所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把T这算成的含义见前面，并且取8.作出计算弯矩图根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图，的计算公式为9.校核轴的强度已知轴的计算弯矩后，即可针对某些危险截面（即计算弯矩大而直径可能不足的截面）做强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即危险截面C）的强度。因为轴的材料为45钢，经调质处理不起机械性能由表11.1和表11.4查得,所以 故安全。七 键连接的选择和计算根据轴的各个阶梯的直径和长

21、度尺寸选取键的尺寸，查有关资料如下： 本减速器的工作条件为有轻度冲击载荷，选择键如下：键名国标1 轴I(联轴器) 键10X8GB1096-2003 A型2 轴I（齿轮处） 键 10X8 GB1096-2003 A型3 轴II（联轴器）键 8X7 GB1096-2003 A型4 轴II（齿轮处）键10X8 GB1096-2003 A型查表的钢的静联接在时的许用应力 =125150MPa校核键1 =17.23MPa d = 35mm L = 48mm校核键2 = 19.24 MPa d = 33 mm L = 46mm校核键3 = 63.28 MPa d = 30 mm L = 48mm校核键4

22、=37.5 MPa d = 30mm L = 50 mm 所以所有键均符合设计要求，可用。八 、联轴器的选择考虑到电动机转轴直径、轴的最小直径、传动转矩选取联轴器联轴器1为凸缘联轴器：型号如下GY5联轴器 (GB/T5843-2003)公称转矩T=400N/m 额定转速 n=8000r/min 质量 5.43Kg D=120联轴器2为凸缘联轴器：型号如下LT6联轴器 (GB/T4323-2003)公称转矩T=250N/m 许用转速 n=3800r/min 质量 9.57Kg D=160九、设计小节通过这次设计一级减速器，让我更为系统地认识了解了机械设计的全过程，增强了我们对机械行业的了解。课程

23、设计的优点：让我们学会了灵活运用以往学习的知识，及时了解并且弥补自己的不足。并且通过这次设计对制图软件更加熟悉。十、参考资料1、 机械设计/杨明忠，朱家诚主编 编号 ISBN 7-5629-1725-6武汉理工大学出版社 2006年12月第3次印刷。2、 机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号ISBN978-7-04-9高等教育出版社 2006年5月（2009重印）3、 机械设计课程设计指导书/龚溎义主编 编号ISBN 978-7-04-0高等教育出版社 1990年4月（2009重印）。4、 机械设计课程设计图册/龚溎义主编 编号ISBN 978-7-04-1高等教育出版社 1989年5月（2009重印）。专心-专注-专业