一级锥齿轮减速器

1、机械设计基础课程设计计算说明书设计题目系（院）班设计者指导教师2013年12月日（校名）机械设计课程设计说明书目录TOC o 1-5 h z设计题目1一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.3三、计算总传动比及分配各级的传动比.5四、运动参数及动力参数计算.6五、传动零件的设计计算.8六、轴的设计计算.16七、滚动轴承的选择及校核计算,26八、键联接的选择及计算.27九、联轴器的设计28十、减速器的润滑29十一、箱体的结构设计30十二、设计小结.34设计题目第三组：设计单级圆锥齿轮减速器和一级带传动(1)工作条件：传动不可逆，载荷平稳。启动载荷为名义载荷的1.25倍，传动比误差为0.75%(2)

2、原始数据：输出轴功率Pw=4.2kw输出轴转速n=140r/min一、传动方案拟定第三组：设计单级圆锥齿轮减速器和一级带传动X/2/(3)工作条件：传动不可逆，至荷平稳。启动载荷为名义载荷的1.25倍，传动比误差为0.75%(4)原始数据：输出轴功率Pw=4.2kw输出轴转速n=140r/minn总=n总=0.8851P工作=4.7kwn=140r/min二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：(1)传动装置的总功率：n=n带义n2轴承义n齿轮=0.96X0.982X0.96=0.8851(2)电机所需的工作功率：P工作二Pw/n总=4.2/0.8851=4

3、.7KWP=1.25x4.7=5.8kw3、确定电动机转速：已知：n=140r/min按推荐的传动比合理范围，取圆锥齿轮传动一级减速器传动比范围a=23。取V带传动比1=24,则总传动比理时范围为a=412。故电动机转速的可选范围为nd=aXn筒=(412)X140=5601680r/min符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比可见第2方案比较适合，则选n=960r/min。4、确定电动机型号选定电动机型号为Y132M1-6。根据以上选用的电

4、动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M选定电动机型号为Y132M1-6。中心高H外形尺寸LX(AC/2+AD)HD底角安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DXE装键部位寸FXG112400X305X265190X1401228X608X24三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=口电动/n=960/140=72、分配各级传动比（1）据指导书，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=23合理）（2）,牙齿轮XI带,.i带=1总/i齿轮=7/3=2.3i总=7i带=2.3nInI=417(r/min)nII=139(r/min)PI=4.51KWPII=4.24KW

5、TI=103.28NmTII=291.30Nm四、运动参数及动力参数计算计算各轴转速(r/min)nI=n/i带=960/2.3=417r/min)nn=nI/i齿轮=417/3=139(r/min)II轴即为工作机构的转速nII=n2、计算各轴的功率(协)PI=P工作xn带=4.7x0.96=4.51KWpii=P/n轴承xn齿轮=4.51*0.98*0.96=4.24KW3、计算各轴扭矩(Nm)TI=9550XP/nI=9550 x4.51/417=103.28NmTII=9550 xPII/nII=9550X4.24/139=291.30Nm轴号功率p/kw转矩T/nm转速n(r/min

6、)传动比效率电动机轴5.52.5696070.96I4.51136.6541730.98II4.24334.251392.30.98卷筒轴4.2334.251401.00.96kAkA=1.1PC=5.17KWV=5.02m/s五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算(1)选择普通V带截型由课本P87表5-6得：kA=1.1Pc=KaP=1.1义4.7=5.17KWdd1=100mm由课本P188图5-7得：选用A型V带确定带轮基准dd2=230mm直径，并验算带速由课本图5-7得，推荐的小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mmdmin=75dd2=idd1=2.3x100=

7、230mm由课本P88表5-8,取dd2=254mm实际从动轮转速n2=n1ddi/dd2=417x100/230=181r/min转速误差为：n2-n1/n2=139-417/139=0.0031200P0=0.95KWP0=0.12KW带速V：V=ndd1n1/60 x1000=nx100 x417/60 x1000=5.02m/s在525m/s范围内，带速合适。a0=500(2)确定带长和中心矩根据课本P90式(5-18)得0-7422)三9&他2)0.7(100+230)Wa0W2x(100+230)Ld=1600mm由课本P90式(5-18)得：所以有：330mmWa0W660mm按

8、结构设计初定a0=50010=洱+1.57Q此2)+程4)2/40=2x500+1.57(100+230)+(230-100)2/4x500=1667.74mm根据课本P80表(5-3)取Ld=1600mm根据课本P90式(5-20)得：aa0+Ld-L0/2=500+(1600-1667.74)/2=500-13.17=486.83mm(4)验算小带轮包角a1=1800-dd2-dd1/ax57-30=1800-(230-100/486.83)x57.30=151.76o120o(适用)（5）确定带的根数根据课本P86表（5-5）P0=0.95KW根据课本P91式（5-10）AP0=0.12

9、KW根据课本P90表（5-9）Ka=0.96根据课本P80表（5-3）KL=0.99由课本P90式（5-21）得Z=Pc/p=pc/(Po+Po)KaKl=5.17/(0.95+0.12)x0.96x0.99=4.4取Z=5(6)计算轴上压力由课本P83表5-4查得q=0.1kg/m,单根V带的初拉力:F0=500PC/ZV(2.5/Ka-1)+qV2=500 x5.17/(5x5.02)x(2.5/0.96-1)+0.1x5.022N=132.28N则作用在轴承的压力FQFx2zFsin二二2x5x132.28sin161.76/2Q02=1484.75NKa=0.96KL=0.99Z=5q

10、=0.1kg/mF0=132.28NFQ=1484.75Ndd1=100mmdd2=230mm考虑减速器传递功选用5根Ka=0.96KL=0.99Z=5q=0.1kg/mF0=132.28NFQ=1484.75Ndd1=100mmdd2=230mm考虑减速器传递功轴上压力F轴上压力FQ=1484.75N2、齿轮传动的设计计算率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220250HBS。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度170210HBS；选8级精度。齿面精糙度RqW1.63.2Hma(1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿

11、面硬度为220250HBS。大齿轮Z1=28选用45钢，正火，齿面硬度170210HBS；选8级精度。Z2=84齿面精糙度RaW1.63.2um(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1三KT1/eRu4.98ZE/(1-0.5R)(。H)21/3由式(6-15)确定有关参数如下：传动比i齿=3取小齿轮齿数Z1=28。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3x28=84实际传动比I0=84/28=3传动比误差：i-i0/I=3-3/3=0%0.75%可用齿数比：u=i0=3I0=3uI0=3u=i0=3k=1.1.一=HlimZ1560Mpa一一=HlimZ2530Mpa由课本P117表6-3取k=1.1ZNT

12、1=1.1(4)许用接触应力oZNT1=1.1ZNT2=1.13嗫=HlimZN/SHmin由课本126图6ZNT2=1.13HlimZ1=560MpaHlimZ2=530Mpa由课本P125图6-16查得接触疲劳的寿命系数:ZNT1=1.1ZNT2=L13通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0=嗫1所=560义1.1/1.0MPa二616MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=530X1.13/1.0MPa=598.9Mpa故得:由d1三KT1/由d1三KT1/eRu4.98ZE/(1-0.5R)(。H)21/3d1=77.2YFa1=2-58模数：m=d1/Z1=7

13、7.2/28=2.76mmYFa2=2-25根据课本表6-1取标准模数：m=2.5mmYsa1=1.61YYsa2=L77(5)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P214(11.25)式oF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaoF齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=28,Z2=84由表11.12相得YFa1=2.58YSa1=1.61YN=YN2=1Yx=1YFa2=2.25YSa2=L77(6)许用弯曲应力oFSF=1.3根据课本P127(6-14)式:0F=0FlimYNT/SFoF1=162Mpa由课本图6-22查得:。F2=146MpaoFiim1=210MPaoFlim2=1

14、90MPa由图6-21查得：Ynti=Ynt2=1按一般可靠度选取安全系数SF=1.3计算两轮的许用弯曲应力oFoF1=oFiim1YNT1/SF=210 x1/1.3MpaoF1121.43Mpa。F2二162Mpa0F2=0Flim2YNT2/SF=190X1/1.3Mpa二146Mpa=116.42MpaoIn合格F2F2合格将求得的各参数代入式oF1=4kT1YFYS/eR(1-0.5R)2ZoIn合格F2F2合格282义2.53=4义1.1义1.1义105义2.58义282义2.53义(27+1)1/2Mpad1=90mmd2=238.5mm=121.43Mpad2=238.5mm。

15、F2=4kT1YFYS/er(1-0.5r)2Z2m3(u2+1)1/2a=20.674。1a=69.326。2=4x1.1x1.1x105x2.25义1.77/0.3(1-0.5义0.3)a=20.674。1a=69.326。2x(27+1)1/2Mpa=116.42MpaoF2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够R=127.46mmb=38.238mm(7)几何尺寸计算取b=40mm1.分度圆直径dP=14.13mmd1=mZ1ha=4.5mmd2=mZ22.节锥ahf=5.4mmc=0.9mmZZa=arctanZ1Z2a=90。-a213.节锥距Rd_dR=1=22sina2sina12d=91

16、.9mma1d=241.7mma24.齿宽b=R隼R5.周节P=兀m6.齿顶高haha=md=79.9mmf1d=234.7mmf2.齿根高hfhf=1.2mTTi=.齿顶间隙c=0.2m9.齿顶圆直径1.03X105Nd=m(Z+2cos5)d=m(Z+2cos5)TOC o 1-5 h za22Fti=Ft2Fti=Ft2=Ftd=m(Z-2.4cos5)f11Ft=2413.32Nd=m(Z-2.4cosFt=2413.32Nf22)Fr1=-Fa2=643.2由课本P233表11.19取祖,0.35N(8)转矩T1Fa1=-Fr2=242.52T2T1d(1-0.5隼)1R9NTI=9

17、.55X106XP/nI=9550000X4.51/4179N=1.03X105Nm受力分析Ft尸Ft2=Mdm1Fr1=-Fa2=Ft1*tana*cos51Fa1=-Fr2=Ft1*tana*sin81六轴的设计计算.齿轮轴的设计(1)确定轴上零件的定位和固定方式(如图)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBs轴的输入功率为Pi=4.51Kw转速为nI=417r/min根据课本P197(8-2)式，并查表8-3,取c=117dA-二117xt451=23.0mm3n3960确定轴各段直径和长度Q从大带轮开始右起第一段，由于齿轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%,取D尸28

18、mm,又带轮的宽度b=40mm则第一段长度L1=40mm（2）右起第二段直径取D2=36mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的内端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=40mmQ右起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，则轴承承受径向力和轴向力为零，选用30209型轴承，其尺寸为45X85X19，那么该段的直径为D3=45mm,长度为L3=20mm（4）右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=50mm,长度取L4=80mmQ右起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为D5=45mm,长度为L5=20mm右起第

19、六段，为联轴器接入轴，由于电机Y160M2-8的轴的直径为d2=42mm,故选择齿式联轴器GICL3型，选d1=42mm。即D6=42mm。长度取L6=100mm。（4）求齿轮上作用力的大小、方向Di=O28mmDi=O28mmL1=40mmD2=36mmL?=40mmD3=45mmL3=20mmD4=50mmL4=80mmD5=45mmL5=20mmD6=42mmL6=100mmFtFt=1888.15NmFr=643.25NmRa=944.08NRb=2832.23NRa=321.67NRB=964.88NM37.76Nm水平=M垂直=12.87Nm作用在齿轮上的转矩为：T1=84.97N

20、m0求圆周力：FtFt=1888.15N0求径向力FrFr=Fttana=1888.15xtan20o=643.25NFt，Fr的方向如下图所示(5)轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：Ra=40=944.08N80RB=Ftx(80+40)=2832.23N80垂直面的支反力：Ra=Frx40=321.67N80RB=Fx(80+40)=964.88N80(6)画弯矩图右起第四段剖面处的弯矩：水平面的弯矩：M水平=RaX0.08=37.76Nm垂直面的弯矩：M垂直=RaX0.08=12.87Nm合成弯矩：M=JM_2+M_7=37.7

21、62+12.872=39.89Nm合水平垂直(7)画转矩图：T=FtXd1/2=84.59Nm(8)画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：M=/M2+(aT)2=93.87Nm当,合(9)判断危险截面并验算强度Q右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以该剖面为危险截面。已知M当=93.87Nm由课本表13-1有：。J=60Mpa则：。e=M当/W=M当/(0.1D43)=93.87X1000/(0.1义453)=10.30MPa。-1(2)右起第一段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：M=J(aT)2=0.6x84

22、.59=50.75NmD。e=Md/W=Md/(0.1D13)=50.75X1000/(0.1X283)=33.12Nm。-1所以确定的尺寸是安全的。M合=39.89NmT=84.59Nma=0.6M当=93.87Nm.输出轴的校核计算(1)确定轴上零件的定位和固定方式(如图)按扭转强度估算轴的直径d=d=40mmD1=45mmL=19mmD2=50mmL?=36mmD3=60mmL3=80mmD4=50mmL4=38mmD=48mmL5=20mmD6=45mmL6=20mm选用45#调质，硬度217255HBs轴的输入功率为Pn=4.865Kw转速为nII=270.7r/min根据课本P20

23、5(13-2)式，并查表13-2,取c=117d，CPL=117x3,4.865=30.65mm取d=40mm弋n3270.7i确定轴各段直径和长度Q从右端开始右起第一段，安装滚动轴承。故D1=45mm,L=19mm.(2)右起第二段为滚动轴承的轴肩，其直径应小于滚动轴承内圈的外径。取D2=50mm,L2=36mmQ右起第三段为圆锥齿轮的轴肩，其直径应大于圆锥齿轮的轴孔孔径，取D3=60mm,长度根据箱体的具体参数设计得到，在此取L3=80mm。Q右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%,大齿轮的分度圆直径为238.5mm,则第四段的直径取中50mm,齿轮宽为6=40皿皿

24、，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=38mm。0右起第五段，考虑齿轮的轴向定位需要安装套筒取D5=48mm，长度取L5=20mm。0右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=45mm,长度L6=20mm7右起第七段为链轮的轴肩，取Dk42mm,L3=70mm求齿轮上作用力的大小、方向Q大齿轮分度圆直径：d1=238.5mm作用在齿轮上的转矩为：T1=71.50nm求圆周力：FtFt=2T1/d2=2X71.5/0.2385=599.58N求径向力FrFr=Fttana=599.58Xtan20o=218.23NFt,尸的方向如下图所示(5)轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承

25、和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：Ra=FtX100/120=1573.46N,RB=FtX20/120=314.69N垂直面的支反力：Ra=FrX100/120=207.99NRB=FrX20/120=41.60N(6)画弯矩图D7=42mmL7=70mmFt=599.58NFr=218.23NRa=1573.46NRb=314.69NRa=207.99NRB=41.60N右起第四段剖面处的弯矩：水平面的弯矩：M水平=RaX0.02=31.47Nm垂直面的弯矩：M垂直=RaX0.02=4.16Nm合成弯矩：M=、:M2+M2=%；31.472+4.162:31.74Nm合

26、水平垂直(7)画转矩图：T=FtXd2/2=71.50Nm(8)画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6可得右起第四段剖面处的当量弯矩：M=,M2+(aT)2=53.37Nm当,合(9)判断危险截面并验算强度Q右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面为危险截面。已知M当=53.37Nm,由课本表13-1有：。1=60Mpa贝U：oe=M当/W=M当/(0.1D43)=53.37X1000/(0.1X383)=9.73MPa。-1右起第七段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：M=(aT)2=0.6x71.5=42.9Nm7M水平=31.47NmM垂

27、直=4.16NmM八=31.74NmT=71.50NmaM水平=31.47NmM垂直=4.16NmM八=31.74NmT=71.50Nma=0.6M当=53.37Nm。-1=60MpaM7=42.9Nm=42.9义1000/(0.1X423)=5.79MPaP1,故计算P2就可以了。（3）选择轴承型号选择型号为30209的圆锥滚子轴承查表得：Cr=67.8kNr106，fC、106.1X67800卅”“八L=（t=x（）329200一0fP60X342.861X62-820预期寿命足够此轴承合格八.键联接设计1.输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=28mm,L1=40mm查手册得，选用

28、A型平键，得：A键8X7GB1096-79L=Li-b=40-8=32mmT=72.22Nmh=7mm根据课本P243(10-5)式得。p=4T/(dhL)=4X72.22X1000/(28X7X32)=46.06Mpa。R=110Mpa2、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=50mmL3=38mmTn=180Nm查手册P51选用A型平键查手册P51选用A型平键键14x9GB1096-79l=L3-b=38-14=24mmh=9mm。4Tn/(dhl)=4x180 x1000/(50 x9x24)=66.7Mpaop=110Mpa键12x8九联轴器的设计(1)类型选择由于两轴相对位移很小，运

29、转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。(2)载荷计算计算转矩TC=KAxTn=1.3x180=234Nm,其中KA为工况系数，取Ka=1.3(3)型号选择根据TC,轴径d,轴的转速n,查标准GB/T50142003,选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩T=1250Nm,许用转速n=3750r/m，故符合要求十、减速器的润滑.密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。.润滑(1)对于齿轮来说

30、，由于传动件的的圆周速度v12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动，每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。十一.箱体结构设计(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所