机械设计减速器.pdf

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1、机械设计减速器设计说明书系别：班级：姓名：学号：指导教师：职称：目录八、.轴的设计错误错误!未指定书签。未指定书签。一、设计任务书1.1 设计题目Pd=3.54nw=19.二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力 F=7000N，速度 v=0.4m/s，直径D=383mm，每天工作小时数：24 小时，工作年限（寿命）：10 年，每年工作天数：300 天，配备有三相交流电源，电压 380/220V。1.2 设计步骤96ia=36.072ic=1.传动装置总体设计方案32.电动机的选择i1=3.确定传动装置的总传动比和分配传动比34.计算传动装置的运动和动力参数i2=5.链传动设计计算4.06.减速器内部传

2、动设计计算17.传动轴的设计ZE=8.滚动轴承校核1899.键联接设计.810.联轴器设计ZH=11.润滑密封设计2.4二、传动装置总体设计方案92.1 传动方案ZE=189.8ZH=传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2 该方案的优缺点2.46m=3mm二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。三、选择电动机e=03.1 电动机类型的选择.37Cr=43.2kN按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y 系列。3.2 确定传动装置的效率Fr1=547.09NFr2=1905.09N查表

3、得：联轴器的效率：1=0.99滚动轴承的效率：2=0.98闭式圆柱齿轮的效率：4=0.98闭式圆锥齿轮的效率：3=0.97链传动的效率：c=0.96工作机的效率：w=0.953.3 计算电动机容量Pr1=1406.工作机所需功率为电动机所需额定功率:工作转速：经查表按推荐的合理传动比范围，链传动比范围为：26，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：616，因此理论传动比范围为：1296。可选择的电动机转速范围为 nd=ianw=(1296)19.96=240-1916r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M1-8 的三相异步电动机，额定功率 Pen=4kW，满载转

4、速为 nm=720r/min，同步转速为 nt=750r/min。电机主要尺寸参数图 3-1 电动机3.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比58NPr2=1905.09N寿命足够e=0.37Cr=43.2kNFr1=1972.（1）总传动比的计算76N由选定的电动机满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw，可以计算出传动装置总传动比为：（2）分配传动装置传动比Fr2=2681.6NPr1取链传动比：ic=3=19锥齿轮（高速级）传动比72.则低速级的传动比为Pr2减速器总传动比81.6N寿命4.1 电动机输出参数76N=26四、计算传动装置运动学和动力学参数足够e=0.4Cr=4.2 高速轴

5、的参数90.8kNFr1=118534.3 中间轴的参数.02NFr2=5613.94N4.4 低速轴的参数Pr1=11853.02NPr2=9300.09N寿命足4.5 工作机的参数够五、链传动设计计算.确定链轮齿数bh=6mm6mmbh=8mm7由传动比取小链轮齿数 Z1=25，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数 Z2=iZ1=75，所以取 Z2=77。实际传动比 i=z2/z1=3.08.确定链条型号和节距查表得工况系数 KA=1.1小链轮齿数系数：取单排链,则计算功率为:选择链条型号和节距：根据 Pca=4.294kW，n1=59.85r/min，查图选择链号 16A-1，节距p=25

6、.4mm。.计算链长mmbh=10mm8mmb初选中心距则，链长为:h=10mm8mmbh=16mm1取 Lp=133 节0mm采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532 则链传动的最b大中心距为：h=1计算链速 v，确定润滑方式9按 v=0.633m/s，链号 16A，查图选用滴油润滑。.作用在轴上的力4mmmm有效圆周力作用在轴上的力链轮尺寸及结构分度圆直径六、减速器高速级齿轮传动设计计算6.1 选精度等级、材料及齿数.由选择小齿轮 40Cr（调质），齿面硬度 217286HBS，大齿轮 ZG35CrMo（调质），齿面硬度 190240HBS选小齿轮齿数 Z1=34，则大齿轮

7、齿数 Z2=Z1i=343=103。.实际传动比 i=3.029.压力角=20。6.2 按齿面接触疲劳强度设计.由式试算小齿轮分度圆直径，即初选载荷系数 Kt=1.4由表 7-5，取齿宽系数R=0.3由表 7-6，查得弹性系数 ZE=189.8MPa由表 7-12 查取节点区域系数 ZH=2.49由图 7-19 查得接触疲劳寿命系数取安全系数 SH=1，由式（7-18）得许用接触应力.计算圆周速度 v.计算当量齿宽系数d.计算载荷系数查表得使用系数 KA=1.25查图得动载系数 KV=1.093取齿间载荷分配系数：KH=1查表得齿向载荷分布系数：KH=1.29实际载荷系数为.按实际载荷系数算得

8、的分度圆直径.计算模数取标准模数 m=2.5mm。6.3 确定传动尺寸.实际传动比大端分度圆直径.计算分锥角.齿宽中点分度圆直径.锥顶距为.齿宽为取 b=41mm校核齿根弯曲疲劳强度由表 7-4 查取齿形系数与应力校正系数由图 7-17 查得由图 7-16 查得弯曲疲劳极限取 SF=1.25，由式（7-16）得许用弯曲应力校核齿根弯曲疲劳强度故弯曲强度足够。6.4 计算锥齿轮传动其它几何参数（1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚（2）分锥角（由前面计算）（2）计算齿顶圆直径（3）计算齿根圆直径（4）计算齿顶角a1=a2=atan(ha/R)=1323（5）计算齿根角f1=f2=atan(hf/

9、R)=1163（6）计算齿顶锥角a1=1+a1=191927a2=2+a2=724718（7）计算齿根锥角f1=1-f1=1700七、减速器低速级齿轮传动设计计算7.1 选精度等级、材料及齿数.由选择小齿轮 40Cr（调质），齿面硬度 217286HBS，大齿轮 ZG35CrMo（调质），齿面硬度 190240HBS.选小齿轮齿数 Z1=26，则大齿轮齿数 Z2=Z1i=264.01=105。实际传动比 i=4.038.初选螺旋角=13。压力角=20。初选载荷系数 Kt=1.4由表 7-5，取齿宽系数d=1由表 7-6，查得弹性系数 ZE=189.8MPa由表 7-12 查取节点区域系数 ZH

10、=2.46由图 7-19 查得接触疲劳寿命系数取安全系数 SH=1，由式（7-18）得许用接触应力由圆周速度查图 7-7 得动载系数 Kv=1.013查图 7-2 查得使用系数 KA=1.25由表 7-3，假设 KAFt/b100N/mm，得齿间载荷分配系数 KH=1.2查图查取齿向载荷分布系数：K=1.42（设轴刚性大）；实际载荷系数为按 K 值对 d1 修正，即1)确定模数7.2 计算齿轮的集合尺寸.确定中心距.按圆整后的中心距修正螺旋角=132427.计算小、大齿轮的分度圆直径.计算齿宽取 b1=90mmb2=85mm校核齿根弯曲疲劳强度由公式（4-20）计算：由表 7-4，按查得查图

11、7-14 得螺旋角系数由图 7-17 查得由图 7-16 查得弯曲疲劳极限取 SF=1.25，由式（7-16）得许用弯曲应力校核齿根弯曲疲劳强度故弯曲强度足够。7.3 计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径八、轴的设计8.1 高速轴设计计算.已知的转速、功率和转矩转速 n=720r/min；功率 P=3.5kW；轴所传递的转矩 T=46423.61N?mm.轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用 45 调质，许用弯曲应力为=60MPa.按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A

12、0=112。由于最小轴段截面上要开 2 个键槽，故将轴径增大 5%查表可知标准轴孔直径为 20mm 故取 dmin=20.确定各轴段的直径和长度。图 8-1 高速轴示意图1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径 d12 与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca=KAT，查表，考虑载荷变动微小，故取 KA=1.3，则:按照联轴器转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT4323-2002 或设计手册，选用 LX3 型联轴器。半联轴器的孔径为20mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 42mm。选用普通平键，A 型键，bh=66mm(

13、GBT1096-2003)，键长 L=28mm。2)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，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=25mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承 30206，其尺寸为 dDT=306217.25mm，故 d34=d56=30mm。由手册上查得 30206 型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，则 d67=25mm。3)轴承端盖厚度 e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，则4)取小齿轮距箱体内壁之距离1=10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取=10m

14、m，小齿轮轮毂宽度 L=44.01mm，则5)取锥齿轮轴上的距离为 2.5 倍轴颈直径，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。.轴的受力分析高速级小齿轮所受的圆周力高速级小齿轮所受的径向力高速级小齿轮所受的轴向力Fae=Fa1=147N第一段轴中点到轴承中点距离 l1=79.62mm，轴承中点到齿轮中点距离 l2=103.5mm，齿轮受力中点到轴承中点距离 l3=42.76mm轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方

15、式有关a.计算作用在轴上的支座反力轴承 A 在水平面内的支反力轴承 B 在水平面内的支反力轴承 A 在垂直面内的支反力轴承 B 在垂直面内的支反力轴承 A 的总支承反力为：轴承 B 的总支承反力为：b.绘制水平面弯矩图截面 A 在水平面内弯矩截面 B 在水平面内弯矩截面 C 在水平面内弯矩截面 D 在水平面内弯矩c.绘制垂直面弯矩图截面 A 在垂直面内弯矩截面 B 在垂直面内弯矩截面 C 在垂直面内弯矩截面 D 在垂直面内弯矩d.绘制合成弯矩图截面 A 处合成弯矩截面 B 处合成弯矩截面 C 处合成弯矩截面 D 处合成弯矩e.绘制扭矩图f.计算当量弯矩图截面 A 处当量弯矩截面 B 处当量弯矩

16、截面 C 处当量弯矩截面 C 处当量弯矩图 8-2 高速轴受力及弯矩图.校核轴的强度因 B 弯矩大，且作用有转矩，故 B 为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为查表得 45 调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。8.2 中间轴设计计算.已知的转速、功率和转矩转速 n=240r/min；功率 P=3.33kW；轴所传递的转矩 T=132506.25N?mm.轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用 45

17、 调质，许用弯曲应力为=60MPa.按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm.确定轴的直径和长度图 8-3 中间轴示意图1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径 d12 和d56，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 dmin=27.63mm，由轴承产品目录中选取圆锥滚子轴承 30206，其尺寸为 dDT=306217.25mm，故d12=d56=30mm。2)取安装大齿轮处的轴段的直径 d45=36mm；齿轮的右端与右轴承之间采

18、用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2=62mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=60mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h=(23)R，由轴径 d45=36mm 查表，取h=5mm，则轴环处的直径d34=46mm。轴环宽度b1.4h，取l34=28mm。3)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。4)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为 b3=90mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23=88mm，d23=36mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为 b2=62mm，为了使挡油环端面可靠的

19、压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=60mm，d45=36mm。5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离1=10mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离2=12.5mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取=10mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。.轴的受力分析高速级大齿轮所受的圆周力高速级大齿轮所受的径向力高速级大齿轮所受的轴向力低速级小齿轮所受的圆周力（d3 为低速级小齿轮的分度圆直径）低速级小齿轮所受的径向力低速级小齿轮所受的轴向力Fae=Fa2-Fa3=-369N轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=7

20、5.2mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离 l2=102mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离 l3=61.3mm轴承 A 在水平面内支反力轴承 B 在水平面内支反力轴承 A 在垂直面内支反力轴承 B 在垂直面内支反力轴承 A 的总支承反力为：轴承 B 的总支承反力为：a.计算水平面弯矩截面 A 和截面 B 在水平面内弯矩截面 C 右侧在水平面内弯矩截面 C 左侧在水平面内弯矩截面 D 右侧在水平面内弯矩截面 D 左侧在水平面内弯矩e.绘制垂直面弯矩图截面 A 在垂直面内弯矩截面 C 在垂直面内弯矩截面 D 在垂直面内弯矩f.绘制合成弯矩图截面 A 和截面 B 处合成弯矩截面 C 右

21、侧合成弯矩截面 C 左侧合成弯矩截面 D 右侧合成弯矩截面 D 左侧合成弯矩b.转矩c.计算当量弯矩截面 A 和截面 B 处当量弯矩截面 C 右侧当量弯矩截面 C 左侧当量弯矩截面 D 右侧当量弯矩截面 D 左侧当量弯矩图 8-4 中间轴受力及弯矩图.校核轴的强度因 D 左侧弯矩大，且作用有转矩，故 D 左侧为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为查表得 45 调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，cae，Pr=0.4Fr+YFa

22、轴承基本额定动载荷 Cr=43.2kN，额定静载荷 C0r=50.5kN，轴承采用正装。要求寿命为 Lh=72000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表得系数 Y=1.6由前面计算可知轴向力 Fae=147N查表得 X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知 ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。9.2 中间轴上的轴承校核根据前面的计算，选用 30206 轴承，内径 d=30mm，外径 D=62mm，宽度 B=16mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为 e=0.

23、37。当 Fa/Fre 时，Pr=Fr；当 Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa轴承基本额定动载荷 Cr=43.2kN，额定静载荷 C0r=50.5kN，轴承采用正装。要求寿命为 Lh=72000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表得系数 Y=1.6由前面计算可知轴向力 Fae=-369N查表得 X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知 ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。9.3 低速轴上的轴承校核根据前面的计算，选用30211 轴承，内径d=55mm，外径D=

24、100mm，宽度 B=21mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为 e=0.4。当 Fa/Fre 时，Pr=Fr；当 Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa轴承基本额定动载荷 Cr=90.8kN，额定静载荷 C0r=115kN，轴承采用正装。要求寿命为 Lh=72000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表得系数 Y=1.5由前面计算可知轴向力 Fae=-752N查表得 X1=1，Y1=0，X2=0.4，Y2=1.5查表可知 ft=1，fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式十、键联接设计计算10.1 高速轴与联轴器键

25、连接校核选用 A 型键，查表得 bh=6mm6mm（GB/T1096-2003）,键长 28mm。键的工作长度 l=L-b=22mm联轴器材料为 45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力采用双键，相隔 180布置。双键的工作长度 l=33mm。可得10.2 高速轴与小锥齿轮键连接校核选用 A 型键，查表得 bh=8mm7mm（GB/T1096-2003）,键长 28mm。键的工作长度 l=L-b=20mm小锥齿轮材料为 40Cr，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力采用双键，相隔 180布置。双键的工作长度 l=30mm。可得10.

26、3 中间轴与低速级小齿轮键连接校核选用 A 型键，查表得 bh=10mm8mm（GB/T1096-2003）,键长 70mm。键的工作长度 l=L-b=60mm低速级小齿轮材料为 40Cr，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力10.4 中间轴与大锥齿轮键连接校核选用 A 型键，查表得 bh=10mm8mm（GB/T1096-2003）,键长 50mm。键的工作长度 l=L-b=40mm大锥齿轮材料为 ZG35CrMo，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力10.5 低速轴与低速级大齿轮键连接校核选用 A 型键，查表得 bh=16mm10

27、mm（GB/T1096-2003）,键长 70mm。键的工作长度 l=L-b=54mm低速级大齿轮材料为 ZG35CrMo，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力10.6 低速轴与链轮键连接校核选用 A 型键，查表得 bh=14mm9mm（GB/T1096-2003）,键长 100mm。键的工作长度 l=L-b=86mm链轮材料为 45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力十一、联轴器的选择11.1 高速轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数 K=1.3计算转矩 Tc=KT=60.35N?m选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出

28、端安装的联轴器初选为 LX3 弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩 Tn=1250N?m，许用转速n=4700r/min，Y 型轴孔，主动端孔直径 d=42mm，轴孔长度 L1=112mm。从动端孔直径 d=20mm，轴孔长度 L1=42mm。Tc=60.35N?mTn=1250N?m十二、减速器的密封与润滑12.1 减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同

29、的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间 V3m/s，输出轴与轴承盖间也为 V1.2,14mm齿轮端面与内箱壁距离2,12.5mm箱盖、箱座肋厚 m1、m,m10.851、m0.85,10mm、10mm十五、设计小结这次关于二级圆锥-斜齿圆柱减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。十六、参考文献1杨恩霞主编.机械设计第 2 版.哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社2机械设计手册编委会.机械设计手册（第 1 卷、第 2 卷、第 3 卷）（新版）北京机械工业出版社，20043郑文纬、吴克坚主编.机械原理.7 版.北京：高等教育出版社，1997.74陈立德主编.机械设计课程设计指导书5龚桂义主编.机械设计课程设计图册（第三版）6陈铁鸣主编.新比恩机械设计课程设计图册7邱宣怀主编.机械设计（第四版）.北京：机械工业出版社，19958周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教育出版社，19949徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，1991