机械设计课程设计-二级圆锥斜齿圆柱减速器设计（全套图纸）.pdf

第 1 页/共 48 页 目录 第一章 设计任务书 . 3 1.1 设计题目 . 3 1.2 设计步骤 . 3 第二章 传动装置总体设计方案 . 4 2.1 传动方案 . 4 2.2 该方案的优缺点 . 4 第三章 电动机的选择 . 4 3.1 选择电动机类型 . 4 3.2 确定传动装置的效率 . 4 3.3 选择电动机的容量 . 5 3.4 确定电动机参数 . 5 3.5 确定传动装置的总传动比和分配传动比 . 6 第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 . 6 4.1 电动机输出参数 . 6 4.2 高速轴的参数 . 6 4.3 中间轴的参数 . 7 4.4 低速轴的参数 . 7 第五章 普通 V 带设计计算 . 8 第六章 减速器高速级齿轮传动设计计算 . 12 6.1 选精度等级、材料及齿数 . 12 6.2 按齿面接触疲劳强度设计 . 12 6.3 确定传动尺寸 . 14 6.4 校核齿根弯曲疲劳强度 . 15 6.5 计算锥齿轮传动其它几何参数. 16 第七章 减速器低速级齿轮传动设计计算 . 16 7.1 选精度等级、材料及齿数 . 16 7.2 按齿面接触疲劳强度设计 . 17 7.3 确定传动尺寸 . 19 7.4 校核齿根弯曲疲劳强度 . 19 7.5 计算齿轮传动其它几何尺寸. 20 7.6 齿轮参数和几何尺寸总结 . 21 第八章 轴的设计 . 21 8.1 高速轴设计计算 . 21 8.2 中间轴设计计算 . 27 8.3 低速轴设计计算 . 33 第九章 滚动轴承寿命校核. 39 9.1 高速轴上的轴承校核 . 39 9.2 中间轴上的轴承校核 . 40 9.3 低速轴上的轴承校核 . 41 第十章 键联接设计计算 . 42 10.1 高速轴与大带轮键连接校核 . 42 10.2 高速轴与小锥齿轮键连接校核. 43 第 2 页/共 48 页 10.3 中间轴与低速级小齿轮键连接校核 . 43 10.4 中间轴与大锥齿轮键连接校核. 43 10.5 低速轴与低速级大齿轮键连接校核 . 43 10.6 低速轴与联轴器键连接校核 . 44 第十一章 联轴器的选择 . 44 11.1 低速轴上联轴器 . 44 第十二章 减速器的密封与润滑 . 44 12.1 减速器的密封 . 44 12.2 齿轮的润滑 . 45 12.3 轴承的润滑 . 45 第十三章 减速器附件设计. 45 13.1 油面指示器 . 45 13.2 通气器 . 45 13.3 放油孔及放油螺塞 . 45 13.4 窥视孔和视孔盖 . 46 13.5 定位销 . 46 13.6 启盖螺钉 . 46 13.7 螺栓及螺钉 . 46 第十四章 减速器箱体主要结构尺寸 . 47 第十五章 设计小结 . 48 第十六章 参考文献 . 48 第 3 页/共 48 页 第一章第一章 设计任务书设计任务书 1.1 设计题目设计题目 二级圆锥- 斜齿圆柱减速器，拉力 F=4000N，转速 nw=40r/min，直径 D=300mm，每天工 作小时数：8 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。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 1.2 设计步骤设计步骤 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.普通 V 带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计 第 4 页/共 48 页 第二章第二章 传动装置总体设计方案传动装置总体设计方案 2.1 传动方案传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通 V 带传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器 2.2 该方案的优缺点该方案的优缺点 由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于 小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高， 大幅降低了成本。 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。 第三章第三章 电动机的选择电动机的选择 3.1 选择电动机类型选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。 3.2 确定传动装置的效率确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 一对滚动轴承的效率：2=0.98 闭式圆锥齿轮的传动效率：3=0.97 闭式圆柱齿轮的传动效率：4=0.98 普通 V 带的传动效率：5=0.96 工作机效率：w=0.97 故传动装置的总效率 = = 0.808 第 5 页/共 48 页 3.3 选择电动机的容量选择电动机的容量 工作机所需功率为 = 60 10 = 2.51 3.4 确定电动机参数确定电动机参数 电动机所需额定功率: = = 2.51 0.808 = 3.11 经查表按推荐的合理传动比范围，V 带传动比范围为：2- - 4 二级圆锥齿轮减速器传动比 范围为： 6- - 16因此理论传动比范围为： 12- - 64。 可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(12- - 64) 40=480- - 2560r/min。 进行综合考虑价格、 重量、 传动比等因素， 选定电机型号为： Y112M- 4 的三相异步电动机， 额定功率Pen=4kW， 满载转速为nm=1440r/min， 同步转速为nt=1500r/min。 方案 电动机型号 额定功率（kW） 同步转速 （r/min） 满载转速 （r/min） 1 Y160M1- 8 4 750 720 2 Y132M1- 6 4 1000 960 3 Y112M- 4 4 1500 1440 4 Y112M- 2 4 3000 2890 电机主要外形尺寸： 中心高 外形尺寸 地脚安装尺 寸 地脚螺栓孔 直径 轴伸尺寸 键部位尺寸 第 6 页/共 48 页 H LHD AB K DE FG 112 400265 190140 12 2860 824 3.5 确定传动装置的总传动比和分配传动比确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 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： = = 1440 40 = 36 （2）分配传动装置传动比 取普通 V 带的传动比：iv=2.5 锥齿轮（高速级）传动比 = 3 则低速级的传动比为 = 4.8 减速器总传动比 = = 14.4 第四章第四章 计算传动装置运动学和动力学参数计算传动装置运动学和动力学参数 4.1 电动机输出参数电动机输出参数 功率： = = 3.11 转速： = = 1440 扭矩： = 9.55 10 = 9.55 10 3.11 1440 = 20625.35 4.2 高速轴的参数高速轴的参数 功率： = = 3.11 0.96 = 2.99 转速： = = 1440 2.5 = 576 扭矩： = 9.55 10 = 9.55 10 2.99 576 = 49573.78 第 7 页/共 48 页 4.3 中间轴的参数中间轴的参数 功率： = = 2.99 0.98 0.97 = 2.84 转速： = = 576 3 = 192 扭矩： = 9.55 10 = 9.55 10 2.84 192 = 141260.42 4.4 低速轴的参数低速轴的参数 功率： = = 2.84 0.98 0.98 = 2.73 转速： = = 192 4.8 = 40 扭矩： = 9.55 10 = 9.55 10 2.73 40 = 651787.5 运动和动力参数计算结果整理于下表: 第 8 页/共 48 页 轴名 功率 P(kW) 转矩 T(Nmm) 转速 (r/min) 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电 动 机 轴 3.11 20625.35 1440 2.5 0.96 轴 2.99 2.93 49573.78 48582.30 44 576 3 0.95 轴 2.84 2.78 141260.4 2 138435.2 116 192 4.8 0.96 轴 2.73 2.68 651787.5 638751.7 5 40 1 0.96 工 作 机 轴 2.52 2.47 601650 589712.5 40 第五章第五章 普通普通 V 带设计计算带设计计算 1.已知条件和设计内容 设计普通 V 带传动的已知条件包括：所需传递的额定功率 Pd=3.11kW；小带轮转速 n1=1440r/min；大带轮转速 n2 和带传动传动比 i=2.5；设计的内容是：带的型号、长度、根 数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。 2.设计计算步骤 （1）确定计算功率 Pca 由表查得工作情况系数 KA=1，故 = = 1 3.11 = 3.11 （2）选择 V 带的带型 根据 Pca、n1 由图选用 A 型。 3.确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v 1）初选小带轮的基准直径 dd1。取小带轮的基准直径 dd1=75mm。 2）验算带速 v。按式验算带的速度 = 60 1000 = 75 1440 60 1000 = 5.65 因为 5m/sv30m/s，故带速合适。 取带的滑动率=0.02 第 9 页/共 48 页 （3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 = (1 ) = 2.5 75 (1 0.02) = 183.75 根据表，取标准值为 dd2=180mm。 （4）确定 V 带的中心距 a 和基准长 Ld 度 根据式，初定中心距 a0=200mm。 由式计算带所需的基准长度 = 2 + 2 ( + ) + ( ) 4 0 = 2 200+ 2 (75 + 180) + (180 75) 4 200 814 由表选带的基准长度 Ld=790mm。 按式计算实际中心距 a。 + 2 = 200 + 790 814 2 188 按式,中心距的变化范围为 176- - 212mm。 （5）验算小带轮的包角a 180 ( ) 57.3 180 (180 75) 57.3 188 = 148 120 （6）计算带的根数 z 1）计算单根 V 带的额定功率 Pr。 由 dd1=75mm 和 n1=1440r/min,查表得 P0=1.06kW。 根据 n1=1440r/min，i=2.5 和 A 型带，查表得P0=0.169kW。 查表的 K=0.916，表得 KL=0.85，于是 = ( + ) = (1.06 + 0.169) 0.916 0.85 = 0.957 2）计算带的根数 z = = 3.11 0.957 3.25 取 4 根。 （6）计算单根 V 带的初拉力 F0 由表得 A 型带的单位长度质量 q=0.105kg/m，所以 = 500 (2.5 ) + = 500 (2.5 0.916) 3.11 0.916 4 5.65 + 0.105 5.65 = 122.33 （7）计算压轴力 Fp 第 10 页/共 48 页 = 2 sin 2 = 2 4 122.33 sin 148 2 = 940.73 带型 A 中心距 188mm 小带轮基准直径 75mm 包角 148 大带轮基准直径 180mm 带长 790mm 带的根数 4 初拉力 122.33N 带速 5.65m/s 压轴力 940.73N 4.带轮结构设计 （1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径 d=28mm 因为小带轮 dd1=75300mm 因此小带轮结构选择为腹板式。 因此小带轮尺寸如下： = 2.0 = 2.0 28 = 56 = + 2 = 75 + 2 2.75 = 80 = ( 1) + 2 = 62 = 0.25 = 0.25 62 = 15.5 = 2.0 = 2.0 28 = 56 第 11 页/共 48 页 （2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径 d=22mm 因为大带轮 dd2=180mm 因此大带轮结构选择为腹板式。 因此大带轮尺寸如下： = 2.0 = 2.0 22 = 44 = + 2 = 180 + 2 2.75 = 186 = ( 1) + 2 = 62 = 0.25 = 0.25 62 = 15.5 = 2.0 = 2.0 22 = 44 第 12 页/共 48 页 第六章第六章 减速器高速级齿轮传动设计计算减速器高速级齿轮传动设计计算 6.1 选精度等级、材料及齿数选精度等级、材料及齿数 （1）由选择小齿轮 40Cr（调质） ，齿面硬度 280HBS，大齿轮 45（调质） ，齿面硬度 240HBS （2）选小齿轮齿数 Z1=35，则大齿轮齿数 Z2=Z1i=353=106。 实际传动比 i=3.029 （3）压力角=20。 6.2 按齿面接触疲劳强度设计按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进行试算，即 4 (1 0.5 ) （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 KHt=1.3 第 13 页/共 48 页 2）查教材图标选取区域系数 ZH=2.5 = 9550000 = 9550000 2.99 576 = 49573.78 4）选齿宽系数R=0.3 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： = 740 ， = 580 6）查表得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa0.5 7）计算应力循环次数 = 60 = 60 576 1 8 300 10 1 = 8.294 10 = = 8.294 10 3 = 2.765 10 8）由图查取接触疲劳系数： = 0.891， = 0.956 9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得 = = 0.891 740 1 = 659 = = 0.956 580 1 = 554 取H1 和H2 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 = 554 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径 d1t，带入H中较小的值 4 (1 0.5 ) = 4 1.3 49573.78 0.3 (1 0.5 0.3) 3 2.5 189.8 554 = 66.25 2）计算圆周速度 v = (1 0.5 ) = 66.25 (1 0.5 0.3) = 56.31 = 60 1000 = 56.31 576 60 1000 = 1.7 3）计算当量齿宽系数d 第 14 页/共 48 页 = + 1 2 = 0.3 66.25 3 + 1 2 = 31.425 = = 31.425 56.31 = 0.56 4）计算载荷系数 查表得使用系数 KA=1 查图得动载系数 KV=1.084 查表得齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.29 实际载荷系数为 = = 1 1.084 1 1.29 = 1.398 5）按实际载荷系数算得的分度圆直径 = = 66.25 1.398 1.3 = 67.875 6）计算模数 = = 67.875 35 = 1.94 ，取 = 2.5 。 6.3 确定传动尺寸确定传动尺寸 （1）实际传动比 = = 106 35 = 3.029 （2）大端分度圆直径 = = 35 2.5 = 87.5 = = 106 2.5 = 265 （3）齿宽中点分度圆直径 = (1 0.5 ) = 87.5 (1 0.5 0.3) = 74.375 = (1 0.5 ) = 265 (1 0.5 0.3) = 225.25 （4）锥顶距为 = 2 + 1 = 87.5 2 3.029 + 1 = 139.55 （5）齿宽为 = = 0.3 139.55 = 41.865 第 15 页/共 48 页 取 b=42mm 6.4 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 = 0.85 (1 0.5 ) 1） K、b、m 和R 同前 2）圆周力为 = 2 (1 0.5 ) = 2 49573.78 87.5 (1 0.5 0.3) = 1280 齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数: = cos( ) = 35 18.2726 = 36.89 大齿轮当量齿数: = cos( ) = 106 71.7274 = 334.57 查表得： = 2.42， = 2.105 = 1.666， = 1.882 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为: = 605 、 = 445 由图查取弯曲疲劳系数： = 0.807， = 0.885 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得许用弯曲应力 = = 0.807 605 1.4 = 349 = = 0.885 445 1.4 = 281 = 0.85 (1 0.5 ) = 2.398 = 349 = = 2.356 100 查表得齿间载荷分配系数：KH=1.2 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.441 实际载荷系数为 = = 1 1.06 1.2 1.441 = 1.833 第 19 页/共 48 页 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径 = = 50.06 1.833 1.3 = 56.135 4）确定模数 = = 56.135 13 25 = 2.188 ，取 = 2.5 。 7.3 确定传动尺寸确定传动尺寸 （1）计算中心距 = ( + ) 2 = 187.3 ，圆整为187 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 = acos ( + ) 2 = 12.6014 =12365 （3）计算小、大齿轮的分度圆直径 = = 64.043 = = 309.967 （4）计算齿宽 = = 64.04 取 B1=70mm B2=65mm 7.4 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 = 2 cos 1） K、T、mn 和 d1 同前 齿宽 b=b2=65 齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数： 第 20 页/共 48 页 = cos = 25 cos 12.6014 = 26.897 大齿轮当量齿数： = cos = 121 cos 12.6014 = 130.183 查表得： = 2.53， = 2.136 = 1.61， = 1.837 查图得重合度系数 Y=0.676 查图得螺旋角系数 Y=0.801 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为: = 605 、 = 445 由图查取弯曲疲劳系数： = 0.885， = 1.023 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得许用弯曲应力 = = 0.885 605 1.4 = 382.446 = = 1.023 445 1.4 = 325.168 = 2 cos = 71.817 = 382.446 = = 69.18 = 325.168 故弯曲强度足够。 7.5 计算齿轮传动其它几何尺寸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 = = 2.5 = ( + ) = 3.125 = + = (2 + ) = 5.625 （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 = + 2 = 69.043 = + 2 = 314.967 第 21 页/共 48 页 （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 = 2 = 57.793 = 2 = 303.717 注： = 1.0， = 0.25 7.6 齿轮参数和几何尺寸总结齿轮参数和几何尺寸总结 参数或几何尺寸 符号 小齿轮 大齿轮 法面模数 mn 2.5 2.5 法面压力角 n 20 20 法面齿顶高系数 ha* 1.0 1.0 法面顶隙系数 c* 0.25 0.25 螺旋角 左 12365 右 12365 齿数 z 25 121 齿顶高 ha 2.5 2.5 齿根高 hf 3.125 3.125 分度圆直径 d 64.043 309.967 齿顶圆直径 da 69.043 314.967 齿根圆直径 df 57.793 303.717 齿宽 B 70 65 中心距 a 187 187 第第八八章章 轴的设计轴的设计 8.1 高速轴设计计算高速轴设计计算 （1）已经确定的运动学和动力学参数 转速 n=576r/min；功率 P=2.99kW；轴所传递的转矩 T=49573.78Nmm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用 45（调质） ，齿面硬度 217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa （3）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 A0=112。 0 = 112 2.99 576 = 19.39 由于最小轴段截面上要开 1 个键槽，故将轴径增大 5% 第 22 页/共 48 页 = (1 + 0.05) 19.39 = 20.36 查表可知标准轴孔直径为 22mm 故取 d1=22 （4）轴的结构设计 a.轴的结构分析 高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装 V 带轮，选用普通平键，A 型，bh=66mm(GB/T 1096- 2003)，长 L=28mm；定位轴肩直径为 27mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.初步确定轴的直径和长度 第 1 段：d1=22mm，L1=42mm 第 2 段：d2=27mm（轴肩） ，L2=44mm 第 3 段：d3=30mm（与轴承内径配合） ，L3=16mm 第 4 段：d4=36mm（轴肩） ，L4=88mm 第 5 段：d5=30mm（与轴承内径配合） ，L5=16mm 第 6 段：d6=25mm（与主动锥齿轮内孔配合） ，L6=60mm 轴段 1 2 3 4 5 6 直径(mm) 22 27 30 36 30 25 长度(mm) 42 44 16 88 16 60 第 23 页/共 48 页 （6）弯曲- 扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力（d1 为齿轮 1 的分度圆直径） 小锥齿轮所受的圆周力 = 2 = 1333 小锥齿轮所受的径向力 = 1 = 460 小锥齿轮所受的轴向力 = 1 = 152 第一段轴中点到轴承中点距离 La=73mm，轴承中点到齿轮中点距离 Lb=104mm，齿轮受力 中点到轴承中点距离 Lc=47mm 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式有关 外传动件压轴力（属于径向力）Q=940.73N c.计算作用在轴上的支座反力 轴承 A 在水平面内的支反力 = 2 ( + ) = 152 74.375 2 460 47 940.73 (73 + 104) 104 = 1754.58 轴承 B 在水平面内的支反力 = = 460 1754.58 940.73 = 1273.85 轴承 A 在垂直面内的支反力 = = 1333 47 104 = 602.41 轴承 B 在垂直面内的支反力 = ( + ) = (1333+ 602.41) = 1935.41 轴承 A 的总支承反力为： = + = 1754.58 + 602.41 = 1855.11 第 24 页/共 48 页 轴承 B 的总支承反力为： = + = 1273.85 + 1935.41 = 2317 d.绘制水平面弯矩图 截面 A 在水平面内弯矩 = = 940.73 73 = 68673.29 截面 B 在水平面内弯矩 = + 2 = 460 47 + 152 74.375 2 = 15967.5 截面 C 在水平面内弯矩 = 2 = 152 74.375 2 = 5652.5 截面 D 在水平面内弯矩 = 0