机械方案设计书,实训作业,锥齿轮减速器

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1、工业工程专业课程设计说明书（机械设计课程设计）设计题目：减速器设计学生学号：3110111142学生姓名：指导老师：二一三年四月目录1122324 V65861071581691810191120计算及说明结论一、目的综合运用机械设计基础课程和其他先修课程的理论和实际知识， 培养分析和解决实际问题的能力，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想；学会从机器功能的要求出发，合理选择传动结构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定其尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等问题，培养机械设计能力；学习运用标准、规范、手册、图册和查阅科

2、技文献资料以及计算机应用等，培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力二、任务书（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，工作环境最高温度 35。（2）使用折旧期：见原始数据表。（3）额定功率与转速：见原始数据表。（4）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。（5）输入轴转速误差允许值：5%。（6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。（7）工作机额定功率 Pw=2250KW 工作机额定转速 nw=114r/min 使用折旧年限 10 年三、步骤1 电动机的选择1.1 电动机类型三相交流异步电动机（ Y 系列）1.2 功率确定电动机至工作机的总

3、效率 ：0.9031计算及说明结论20.990.9820.970.960.9031234（ 1 为联轴器的效率，2 为轴承的效率，3 为圆锥齿轮传动的效率，4为带传动的效率 ）1.2.2 所需电动机的功率 Pd (kw)：Pd=2.491kPd = Pw /=2250/0.903=2.491kww1.2.3 转速的确定：ii4 i 3(24)(35) (620)nd(6 20) 114(684 2280)r / min电动机型号：1.3 确定电动机的型号Y100L2-4查文献 2 表 12-1 可知 Y100L2-41.3.1 电动机额定功率 : Pm PdPm=3kwnm1430Pd = P

4、w /=2250/0.903=2.491kwr / minnd(6 20) 114(684 2280)r / min由此选择电动机型号： Y100L2-41.3.2 电动机额定功率：额定功率 Pm=3kw,满载转速 nm1430r / min2 传动比的分配i12.54i 34.2总传动比： ii 4i 3 (2 4)(35)(6 20)nm1430i 42.98inw12.54114i 4i 3 ，先选定 i34.22计算及说明i12.54i 42.98i 34.23 传动参数的计算3.1 各轴转速n1nm1430479.86r / min轴 1：i 42.98n2nm1430i 4 i 3

5、 2.114.25r / min轴 2：98 4.23.2 各轴的输入功率轴 1:P1Pm430.96 2.88kw轴2：P2P1322.88 0.97 0.99 2.76kw3.3 各轴的输入转矩T （N m）轴 1：T19550P1/ n1m57.31 N轴 2：T29550P2/ n2230.7 Nm4 V 带传动的设计与计算4.1 选择带的型号：由文献 1 表 6-4 得KA 1.2，Pc K A Pm 1.2 3 3.6kw根据 Pc 和 nm 由图 6-8 选用 A 型带4.2 确定带轮基准直径，验算带速：结论n1479.86r / minn2114.25r / minP12.88

6、kwP22 .76 kwT157.31NmT2230.7NmKA1.2Pc3.6kwdd190mm6.73m / s3计算及说明结论由文献 1 表 6-5 和 6-6，取小带轮基准直径d d1 90mmn2483.2r / mmdd1 n16.7325m / sd d 2280mm带速60000n2n11430483.2r / mm d d 2n1d d1268.2mm大带轮基准直径i42.98n2280mm， n2d d1按表 6-6 取 d d 2n1 d d 2459.65r / min从动轴转速虽稍有增大，但误差小于5%，故可行4.3 确定中心距和带长按文献 1 式 6-15初选 a0

7、 500mm，由式 6-3 计算带的基准长度Ldo(dd 1dd 2 ) ( dd1d d 2 ) 22a024a0=1649.3mm由表 6-2 选定带的基准长度 Ld=1600mm计算实际中心距aLdLd 0475.35mma02a0500mmL do1649.3mmLd=1600mma475.35mm1 15704.4 验算小轮上的包角11800d d 2 dd 157.301570a小包角合适4.5 确定 V 带根数z=4 根F0=113.6NPcz(P1P1)KL K由文献 1 表 6-3 查得 P1=1.07kw，表 6-7 得 P10.17 ，表 6-2 得KL=0.99, 表

8、6-8 得 K0.95z=3.08，取 z=4 根4计算及说明结论4.6 计算带对轴的作用力FQ890N预紧力 F0 计算Pc2.51) qv2F0 500(zv K，由文献1表6-1 得 q=0.10kg/m, 故F0=113.6N由式 6-19 计算带对轴的作用力FQ 2zF0 sin 1890N2B63mm4.7V 带轮设计Dw95.5mmD90mm轮槽设计小带轮b p11, ha2.75, hf8.7, e15, f9,6B63mmB( z1)e 2 f63mmDw285.5mmD280mmDwdad d12ha95.5mmD d d 190mm大带轮b p11, ha2.75, hf

9、8.7, e15, f9,6B( z1)e 2 f63mmDwd ad d 22ha285.5mmDd d 2280mm4.8 验算传动比,dd 2280,12.54i 4903.1 i 34.04dd 13.1i4,i 40.040.05i 3,i30.0380.05i 4i3误差在合理范围内5计算及说明5 圆锥齿轮传动设计计算5.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用闭式直齿圆锥齿轮传动按齿形制 GB/T12369-1990 齿轮角20 ，顶隙系数 c* 0.2 ，齿顶高系数 ha *1 ，螺旋角m0 ，轴夹角90，不变位，齿高用顶隙收缩齿。材料选择根据文献 1 表 7-3 小齿轮材料

10、为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS。选择精度由文献 2 表 10-6选择 7 级精度。传动比u= z2 / z1 =4.2节锥角 ， 1arctan 1/ u13.3920290176.608不产生根切的最小齿数： Z min2ha*cos 1 / sin2=16.632选 z1 =25， z2 =u z1 =254.2105结论u=4.2Z min16.632z1 =25z2 =105K t =2T1 =5.73140 N?mm5.2 按齿面接触疲劳强度设计2KT1公式： d1t 2.92Z E32 uHR 10.5 R5.2.1

11、试选载荷系数K t =25.2.2计算小齿轮传递的扭矩T1 =95.5105 P1 / n1 = 5.73104N?mm1095.2.3选取齿宽系N11.38108N23.296计算及说明R 0.3材料弹性影响系数1由文献 3 表 10-6 查得 ZE189.8MPa 2由文献 3 图 10-21d 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H lim1600MPa ，大齿轮的接触疲劳极限H lim2550MPa5.2.6 计算应力循环次数N160n1 jL h60479.86 12 8300101.38109N2N1 /u3.291085.2.7 接触疲劳寿命系数由文献 3 图 10-19

12、查得 K HN 10.90KHN20.925.2.8 计算接触疲劳许用应力H1K HN1lim 10.90600540MPaH2KHN2lim 20.92550506MPa5.2.9 试算小齿轮的分度圆直径带入H 中较小的值Z E2KT1d1t 2.923=72.1mmR 10.5 RH2 u5.2.10 计算载荷系数齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，差表10-2 得 K A =1.0由文献 3 图 10-8 查得动载系数 KV =1.1由文献 3 表 10-3 查得齿间载荷分配系数K H。= KF =1.1依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表10-9 得轴承系数K Hbe=1.25由公式

13、K H =1.5 K H be =1.51.25=1.875 接触强度载荷系数结论K HN10.90K HN20.92d1t=72.1mmK =2.27d1=75.2mmm=3d1=75d2=3151 13.39207计算及说明结论K = KA KV KHKH =2.27按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径dd3 K/K=75.2mm11ttm= d1 / z1 =3.008 取 m=3计算齿轮相关系数d1 =m z1 =75mm， d2 =m z2 =315mm1arctan 1/ u13.3922 =90 - 1 =76.608Rd1u214.221275161.9mm2确定并圆整齿宽b=

14、 R R=48.57 圆整取 B2 50mm B1 55mm h=2.25m=6.75mm b/h=7.19参符主动锥齿轮从动锥齿轮数号分度圆直径d1=mz1，75315d2=mz2齿顶高ha=ha m33齿根高hf=( hac ) m3.63.6齿高h= ha +hf6.66.6齿顶圆直径da=d+2hacos81317齿根圆直径df=d-2hfcos68313齿顶角a13=1.06116=1.272 76.6080R=161.9mm8计算及说明结论齿根角h21161 3 =1.06f=arctan R=1.27分度圆锥角z113.3976611 =arctan z229001齿顶圆锥角a1

15、4.452 =14=7777.8782852齿根圆锥角f1439=7777.668=14.66240锥距d162162R= 2sin齿宽B=0.3R4949K=2.6625.3 校核齿根弯曲疲劳强度zv1 =25.7确定弯曲强度载荷系数zv2 =453.3查文献 3 表 10-13 得 K F =2.2K=KA KV KFK F= 2.6625.3.2 计算当量齿数zv1 = z1 /cos 1=25.7K FN 1 =0.83zv2 = z2 /cos 2 =453.3K FN 2 =0.95.3.3 查文献 3表 10-5 得=FN 1YFa1 =2.62 YSa1=1.59 YFa 2

16、=2.18 YSa2=1.79500Mpa5.3.4 计算弯曲疲劳许用应力FN 2=380由文献 3 图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数MpaK FN 1 =0.83， K FN 2 =0.99计算及说明结论取安全系数 SF =1.4由图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FN 1 = 500MpaFN 2 =380Mpa按脉动循环应变力确定许用弯曲应力F 1K FN1FN1 / SF0.83500/1.4296.43MPaF 2KFN2FN2 /SF0.9380 / 1.4244.29MPa校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式F2KT1YFa 1YSa1Fbm2 (10.5 R ) 2

17、zF 12KT1YFa 1YSa12 2.662 573002.621.59bm2 (10.5 R ) 2 z150321 0.50.3 2MPa 156.3525mpaF 1F 22KT1YFa 2 YSa222.662 573002.181.79MPabm2 (10.5 R ) 2 z250321 0.50.3 2105=34.87MpaF2满足弯曲强度要求，所选参数合适.F 1156.35mpaF 234.87mpa6 轴的设计计算6.1 输入轴设计dm1=65.45mm6.1.1 求输入轴上的功率 p1、转速 n1 和转矩 T1Ft=1750.9NFr=619.9NFa=147.6Np

18、1 =2.88kw n1 =479.86 r/minT1 =57.3 Nm6.1.2 求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为dm1 d1 1 0.5 R 77 (10.50.3) 65.45mm10计算及说明结论Ft2T1257300d m11750 .9 N65 .45FrFttancosFaFttansin111760 .9tan 20cos13.392619.9N1750.9tan 20sin13.392147.6N初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢（调质），根据课本15-3，取 A0112 得：dmin A0 3P11122.88n1321

19、mm479.86最小轴径段（左边第一段） 有一个键槽， d 值增大 4 5%，取 d=25mm此段轴与皮带轮联结，取d1 2 =25mm根据连接的皮带轮的结构，取L1 2 =60mm拟定轴上零件装配方案6.1.5 取 2-3 段的直径 d23=30 mm，轴承为 3-4 段轴，由文献 2 表 6-7d23 =30 mm选取 30207 型圆锥滚子： d=35，D=72 ，T=18.25d =35mm=d34 =35mmd3 4 = d5 6 ，而为了利于固定 l 34 17mm，取 4-5 段的直径 d 45 45mm。 d56 =35mm11计算及说明结论取安装齿轮处的轴段6-7 的直径 d

20、 6730mm；齿轮的左端与套筒l 3417mm之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为l1.230 =36mm，应使d4545mm套筒端面可靠地压紧轴承l 67 由套筒长度，挡油环长度为 12mm 以及略d6730mm小于轮毂宽度的部分组成，故 l67 50mm。为使套筒端面可靠地压紧l 6750mm轴承， 5-6 段应略短于轴承宽度，故取 l56 16mm 。l 5616mm6.1.7 轴承端盖的总宽度为 26mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖外端面与 L1-2 右端面间的距离40mml 23l 14 mm ，故取 l 2340mml 4570.5mm6.1.8 l

21、 45 2.5d34 l 3470.5mm至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度6.2 输出轴的设计求输出轴上的功率、转速 和转矩P2 =2.76kWn2=114.25r/minT2=230.07N?m求作用在齿轮上的力已知大圆锥齿轮的平均分度圆半径dm 2d2t(10.5 R ) =267.75 mm2T22230700Ft 21723.24 Ndm2267.75Fr 2 Ft 2 tan cos Fa2 Ft 2 tan sin111723.24tan 20cos76.608145.2N1723.24tan20sin 76.608610.14N初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选

22、取轴的材料为45 钢（调质），取，A0112 得dminA0 3P2112 3 2.7632.38mmdm2=267.75mmn2114.25Ft2=1723.2中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。N12计算及说明结论因轴上有两个键槽，故直径增大10%15%，故 d6-7=35mmFr2=145.2N拟定轴上零件的装配方案Fa2=610.14Nd67=35mm初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d12= d56 40mm，由文献 2 表 6-7，取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为 d DT B 40 80 19.75 18

23、。6.2.6取安装圆锥齿轮的轴段 d2350mm,所以取 L23=48mm，3-4 段过渡轴肩，取 d34=60，L34 大约取 80mm6.2.71-2 和 4-5 段上有轴承和挡油环长度为12mm，所以初步取L12=L45=30mm6.2.8轴 5-6,上安装轴承盖总宽度26，所以大约取 L56=40mm。轴6-7 连接联轴器，取型号GICL2, 轴径为 35， L值为 60mm，所以L67=60mm至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度6.2.10确定轴上圆角和倒角尺寸d12 =40mm取轴端倒角为 2 45d56 40mm13计算及说明结论求轴上的载荷d2350mm输出轴，求齿轮上作用

24、力的大小、方向L23=50大齿轮分度圆直径：d2=267.75mmd34=60 作用在齿轮上的转矩为：T2=230.7 N?mL34=80求圆周力： FtL12=30mFt=2T2/d2=1723.24Nm求径向力 FrL45=30mmFr=Ft?tan =1750.95tan20=627.21NFt，Fr 的方向如下图所示轴长支反力L56=40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： FHA= Ft40=861.62NFHB= Ft(8040)8080=2584.86 N垂直面的支反力：Fr40=313.605NFVBFr(8040)FVA

25、 =80=80=940.82N6.2.13 画弯矩图右起第四段剖面处的弯矩：水平面的弯矩： M 水平 = FHA 0.08=69 Nm垂直面的弯矩： M 垂直 = FVA 0.08=25.08 Nm合成弯矩： M 合= M 合22M 水平M 垂直 =73.42Nm6.2.14 画转矩图：T= Ft d2/2=230.69 Nm画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6可得右起第二段剖面C 处的当量弯矩：M 当M 合 2( T ) 2156.68Nm判断危险截面并验算强度右起第五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=101.38Nm ,有

26、:-1 =60Mpa则：14计算及说明结论e= M 当/W= M 当/(0.1 D5 3 )=156.681000/(0.1 50 3 )= 12.53MPa-1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：2M D（T）0.6230.69138.41Nm e= MD/W= MD/(0.1?D1 3 )=138.411000/(0.1 35 3 )=32.28 Nm -1所以确定的尺寸是安全的。受力图如下7 键连接的选择和计算15计算及说明结论7.1输入轴此段轴径 d1=30mm, L1=50mm查手册得，选用A 型平键，得：A 键8 7GB1096L=L1-b=50-8=42mmT

27、=57.3Nmh=7mm根据课本 P243（10-5）式得p=4 T/(d h L)=4 57.31000/（ 30742）=25.98Mpa R =110Mpa7.2输出轴轴径 d2=50mmL2=50mmT=230.7Nm查手册 P51 选用 A 型平键键 149 GB1096l=L2-b=50-14=36mmh=9mmp=4T/ （dhl）=4 230.71000/（50936）=56.9Mpa p =110Mpa8 轴承的设计和计算8.1输入轴上的轴承计算8.1.1 已知 : n1 =479.86r/min，Ft1750.9 N ，Fr619.9 N , Fa147.6NC0r63.5

28、KNCr 54.2K Ne=0.37， Y=1.6，Yo=0.98.1.2 求相对轴向载荷对应的e 值和 Y 值相对轴向载荷 Fa0.0023C0rFa0.23比 e 小Fr8.1.3求 两轴承 的轴向 力Fd1 Ft1 /(2Y )547.17NFd2Fr 2 /( 2Y)196NFa1Fd 1547.17NFa 2 Fd 2196N16计算及说明结论8.1.4 求轴承当量动载荷P1和 P2Fa1547.170.31 eFa219658400h60nP60 479.86 1750.9故可以选用。8.2输出轴上的轴承计算已知： n2 =114.25r/min， Ft 21723.2N ， Fr

29、 2145.2N， Fa 610.14NC074000N， C 63000N，e=0.37，Y=1.68.2.2 求两轴承的轴向力Fd1Ft1 /(2Y )538.5NFd2Fr 2 /( 2Y)45.375NFa1Fd1 538.5NFa 2 45.375N求轴承当量动载荷P1 和 P2Fa1538.50.31 eFa245.37558400h60nP60 114.251723.2故可以选用。17计算及说明结论9 箱体的设计9.1 箱体的基本结构设计箱体是减速器的一个重要零件， 它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约

30、占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂， 各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。9.2 箱体的材料及制造方法选用 HT200，砂型铸造。9.3 箱体各部分的尺寸（如表1、 2）名称箱座壁厚箱盖壁厚箱座凸缘厚度箱盖凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁连接螺栓直径表 1：箱体参数符 号 圆锥圆柱齿轮减速器计算结果0.025a+3mm 8mm81 （ 0.80.85） 8mm 8b1.512b11.512p202.5df0.036a+12mm12na 250mm4d10.75 d

31、f9座与盖连接螺栓直径d2(0.50.6) df6.6连接螺栓 d2 的间距l150200mm17.5轴承端螺钉直径d3(0.40.5) df5.4视视孔盖螺钉直径d4(0.30.4) df4.2定位销直径d(0.70.8) d24.95df、 d1 、 d2 至外机壁c1见表 2距离df、 d2 至凸缘边距离c2见表 218计算及说明结论轴承旁凸台半径R1c214凸台高度h40外机壁到轴承座端面距l1c1+ c2+(58)mm38离大齿轮齿顶圆与内机壁1 1.29.6距离齿轮端面与内机壁的距8离2箱盖、箱座肋厚m1、mm1 0.85 1 ， m 6.80.85轴承端盖外径D 2轴承座孔直径1

32、20+(55.5) d3轴承端盖凸缘厚度e(11.2) d35.94轴承旁连接螺栓距离s尽量靠近，以 Md1 和120Md3 不发生干涉为准表 2：连接螺栓扳手空间c1 、c2 值和沉头座直径螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30cmin 113161822263440cmin 211141620242834沉头座直径1822263340486110 润滑和密封设计10.1润滑齿轮圆周速度 v5m/s 所以采用浸油润滑，轴承采用脂润滑。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑， 传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器

33、的合适浸油深度 H1 对于圆柱齿轮一般为 1 个齿高，但不应小于 10mm，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到油池的距离为 50mm。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择 L-CKB 150 号工业齿轮润滑油。19计算及说明结论10.2密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接受能力合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。轴伸出处的密封：作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜

34、、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。轴承内侧的密封：该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。箱盖与箱座接合面的密封：接合面上涂上密封胶11 课程设计总结通过这次课程设计，我们真是收获颇丰 ,不仅温习、巩固了课本上学所学知识，而且让我们在实际操作中体会到了多动脑带来的快乐，团体合作的力量以及相互讨论的好处。这次课程设计使我们对于设计一个机器的流程有了更详尽的了解。在设计过程中，我们按照课程设计题目的要求，收集了有关自动圆锥齿轮减速器的工作原理的资料， 然后构思出了圆锥齿轮减速器的基本工作流程，接着把整个工作流程进行划分，

35、对每一个工作阶段进行详细的分析，通过我们学过的各种可行机构来制造零件、 组装模拟，从而达到我们的设计目的，最后将各部分进行合理的衔接，这样我们就完成了一个完整板式输送机方案设计。 在有了设计方案后我们对机构的各个部分进行计算从而得到设计数据和参数。在这次对圆锥齿轮减速器的设计中让我们基本了解到设计一个机器的流程，并且当我们投入到设计当中去后，我们学会了怎样通过我们学过的知识去解决我们所遇到的问题。 综合运用机械原理课程的理论知识，分析和解决与本课程有关的实际问题，使所学知识进一步巩固和加深。20计算及说明结论参考文献：1 汪信远，奚鹰主编机械设计基础 ,第四版，高等教育出版， 20102 吴宗泽，高志，罗圣国，李威主编机械设计课程设计手册，第四版，高等教育出版 ,20123 良贵，纪名刚主编机械设计第八版，高等教育出版社， 200621计算及说明结论22