機械設(shè)計課程設(shè)計二級減速器圓錐圓柱齒輪減速器說明書

1、機械零件課程設(shè)計任務(wù)書1. 涉及題目：圓錐圓柱齒輪減速器2. 原始數(shù)據(jù)垂直軸所需功率垂直軸轉(zhuǎn)速開式圓錐齒輪傳動比3. 工作條件a. 傳動不逆轉(zhuǎn)b. 工作連續(xù)，有輕微振動c. 每天工作8小時，壽命10年d. 啟動載荷為公稱載荷的1.5倍e. 批量生產(chǎn)4. 設(shè)計任務(wù)量1） 設(shè)計說明書一份，內(nèi)容包括：a. 減速器的主要特點b. 減速器的主要零件計算，并附計算必要的簡圖c. 減速器的使用與維護2） 設(shè)計圖a. 總裝配圖一張b. 主要零件工作圖2-3張第一章 傳動件的總體設(shè)計2 / 291.1選擇電動機1.1.1選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相鼠籠型異步電動機，其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)

2、構(gòu)，電壓為360V。1.1.2 選擇電動機的容量（功率）工作的有效功率為 注：是設(shè)計給定的參數(shù)從動電機到工作機間的總效率為 式中為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動的傳動效率。由表9.1可知，。 所以電動機所需要的功率為 3.56kW1.1.3確定電動機轉(zhuǎn)速按表9.1推薦的傳動比合理范圍，二級圓錐圓柱減速器傳動比而工作機的轉(zhuǎn)軸的轉(zhuǎn)速為 注：為設(shè)計所給的參數(shù)，所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 （4）符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750r/min，1000r/min和1500r/min三種。綜合考慮電動機的轉(zhuǎn)動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使電動機裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。根據(jù)電動機的

3、類型、容量（功率）和轉(zhuǎn)速，由電機產(chǎn)品目錄或有關(guān)手冊選定電動機型號為，其主要的性能如表1.1所示。 表1.1 Y132M1-6型電動機的主要參數(shù)性能電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/（r·）Y132M1-649602.02.01.2 計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1.2.1總傳動比 1.2.2分配傳動比 考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪相近，取 注：1.3 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1.3.1各軸的轉(zhuǎn)速軸 軸 軸 1.3.2各軸的輸入功率軸 軸 軸 1.3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為故軸 軸 軸 將上述計算結(jié)果匯總與表1.2，以備查用表1.2 輪轂傳動裝置的運動和動力參數(shù)

4、軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/（N·mm）轉(zhuǎn)速n/（r·）傳動比i效率電動機3.5696010.99軸3.52 9602.75750.95軸3.35348.1440.95軸3.18 87第二章 傳動件設(shè)計2.1 齒輪的計算2.1.1 錐齒輪參數(shù)的計算工作機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）材料選擇。由表10-1選擇小錐齒輪的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 HBS,大錐齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240 HBS，二者的材料硬度差為40 HBS。選小錐齒輪的齒數(shù)。按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式（10-26）進行計算，即 初步計算確定公式內(nèi)的各

5、計算數(shù)值試選載荷系數(shù)。計算小錐齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩 注： 由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)為 由圖10-21d按齒輪面硬度查的小錐齒輪的接觸疲勞強度極限；大錐齒輪的接觸強度極限由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 注：按照給定的條件工作機工作10年，每天工作8小時得 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù) 計算試算小錐齒輪分度圓直徑 計算圓周速度v 由 求錐矩R 求齒寬b，由得 計算齒寬與齒高之比 注： 計算載荷系數(shù)根據(jù)級精度，由圖10-8查的動載系數(shù)由表10-3得，由表10-2查得，由注：由表10-9查得 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a

6、） 計算模數(shù)m 根據(jù)標準模數(shù)選擇m=3mm 由 平均分度圓直徑 求錐矩R 求齒寬b，由得 計算齒寬與齒高之比 注： 一般小的錐齒輪的齒寬要比大錐齒輪的寬度寬，所以 2.1.2錐齒輪的齒根彎曲強度校核按齒輪彎曲強度進行校核錐齒輪的當(dāng)量模數(shù)為 確定公式中的數(shù)值 根據(jù)級精度，由圖10-8查的動載系數(shù)注： 由表10-3得，由表10-2查得，由注：由表10-9查得 分別為齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)，按當(dāng)量齒數(shù)查表10-5 ， ，計算 =1170N =410.5N計算許用應(yīng)力 注： 由圖10-18取接觸疲勞壽命系數(shù)由圖10-20c查得小錐齒輪的彎曲疲勞強度極限大錐齒輪的彎曲疲勞強度極限去彎曲疲勞安全系數(shù) 將數(shù)

7、據(jù)代入下式，進行校核，其中許用應(yīng)力取小的值代入 則，設(shè)計參數(shù)合格。將上面的數(shù)值全部匯總與下面表格2.1中 表2.1 錐齒輪的設(shè)計參數(shù)匯總名稱符號小錐齒輪大錐齒輪分錐角齒頂高3齒根高3.6分度圓直徑75mm249mm齒頂圓直徑80.64mm251.04mm齒根圓直徑69.36mm246.96mm錐距132mm齒根角頂錐角根錐角頂隙0.6mm分度圓齒厚4.7mm當(dāng)量齒數(shù)31.9244.2齒寬42mm37mm2.1.3直齒輪參數(shù)計算工作機為一般的工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）材料選擇。由表10-1選擇小齒輪的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 HBS,大齒輪材料為45

8、鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240 HBS，二者的材料硬度差為40 HBS。選小齒輪的齒數(shù)。按齒面接觸強度設(shè)計有設(shè)計計算公式（10-9a）進行計算，即 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)。計算小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩 由表10-7選取齒寬系數(shù)由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)為 由圖10-21d按齒輪面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸強度極限由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 注：按照給定的條件工作機工作10年，每天工作8小時得 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù) 計算試算小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度v 求齒寬b，由得 計算齒寬與齒高之比 注： 計算載荷系數(shù)

9、根據(jù)級精度，由圖10-8查的動載系數(shù)由表10-3得，由表10-2查得，由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時由，查圖10-13得 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a） 計算模數(shù)m 根據(jù)標準模數(shù)選擇m=3mm 計算中心距 a求齒寬b，由得 一般小齒輪的齒寬要比大齒輪的寬度寬，所以 2.1.4直齒輪的齒根彎曲強度校核按齒輪彎曲強度進行校核 確定公式中的數(shù)值 根據(jù)級精度，由圖10-8查的動載系數(shù)注： 由表10-3得，由表10-2查得，由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時由，查圖10-13得 分別為齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)，按齒數(shù)z查表

10、10-5 計算許用應(yīng)力 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 注：按照給定的條件工作機工作10年，每天工作8小時得 由圖10-18取接觸疲勞壽命系數(shù)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限去彎曲疲勞安全系數(shù) 將數(shù)據(jù)代入下式，進行校核，其中許用應(yīng)力取小的值代入 則，設(shè)計參數(shù)合格。將直齒輪所有數(shù)據(jù)匯總與表2.2當(dāng)中 表 2.2 直齒輪的參數(shù)匯總名稱符號小齒輪大齒輪齒頂高3mm齒根高3.70mm分度圓直徑72mm288mm齒根圓直徑64.5mm280.5mm齒頂圓直徑78mm294mm全齒高6.75mm頂隙0.75mm中心距180mm分度圓齒厚4.7mm齒寬80mm72mm齒距

11、9.425mm齒數(shù)2496第三章 減速器裝配草圖的設(shè)計3.1 裝配草圖設(shè)計前的準備工作3.1.1 安裝尺寸的選將所用到的數(shù)據(jù)計算匯總于表3.1中 表3.1 鑄鐵減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表匯總表名稱符號尺寸極左壁厚10mm機蓋壁厚10mm機座凸緣壁厚15mm機蓋凸緣壁厚15mm機座底凸緣壁厚25mm地腳螺釘直徑20mm地腳螺釘數(shù)目6mm軸承旁鏈接螺栓直徑16mm機蓋與機座鏈接螺栓直徑12mm鏈接螺栓的間距180mm軸承蓋螺釘直徑10mm窺視孔蓋螺釘直徑8mm定位銷直徑9mm至外機壁距離28、24、20mm凸緣距離26、20mm軸承旁凸臺半徑凸臺高度根據(jù)低速軸承外徑確定外機壁至軸承座端面距離60mm

12、內(nèi)機壁至軸承座端面距離70mm大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離15mm齒輪端面與內(nèi)機壁距離15mm機蓋、機座肋厚8.5mm,8.5mm軸承端蓋外徑由公式計算軸承端蓋凸緣厚度12軸承旁連接螺栓距離參照3.1.2 選定聯(lián)軸器的類型 在圓柱-圓錐減速器中我們用到兩個聯(lián)軸器，在選用聯(lián)軸器的時候，我們要按照軸的直徑來選取，根據(jù)軸的直徑我選取了兩個聯(lián)軸器，選定聯(lián)軸器，將參數(shù)填入表3.2。表 3.2聯(lián)軸器的選擇及參數(shù)型號公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速（r·）軸孔直徑軸孔長度轉(zhuǎn)動慣量質(zhì)量Y型56063002452385212055282.50.0095308260823.1.3 初步選定軸的最小直徑與軸的校核輸入軸（I軸)

13、的設(shè)計 1、求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =3.52 kw =960r/min =3.5 2、求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為 則 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖二所示 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，則其中C=107,P=3.52,n=960r/min根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3得 輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 =1.3X35000=45000N.mm 查機械設(shè)計課程設(shè)計表14-4，選Lx2型彈性柱

14、銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為1250N.m，取=24mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為62mm。 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖五） 圖五、輸入軸軸上零件的裝配(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，12段軸右端需制出一軸肩，故取23段的直徑d=32mm。左端用軸端擋圈定位，12段長度應(yīng)適當(dāng)小于L所以取=52mm 5、求軸上的載荷（30305型的a=13mm。所以倆軸承間支點距離為128mm 右軸承與齒輪間的距離為54.25mm。）載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩=100970.1N.mm扭矩T =3.51

15、 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)圖四可知右端軸承支點截面為危險截面，由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力為= 16.44Mpa前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1查得，故安全。 中間軸（II軸）的設(shè)計 1、求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T =3.35kw =348.14r/min =9.19 X 2、求作用在齒輪上的力 已知小直齒輪的分度圓直徑為 已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑 圓周力、，徑向力、及軸向力、的方向如圖八所示 圖八、中間軸受載荷圖3.確定軸2的最小直徑 選擇軸2的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)，則其中C=112,P=3.3

16、5,n=348.14r/min 軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（見圖九） 圖九、中間軸上零件的裝配5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30308型的支點距離a=20mm。所以軸承跨距分別為L1=29mm，L2=91mm。L3=71mm做出彎矩和扭矩圖（見圖八）。由圖八可知斜齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩=171853N.mm扭矩T =9.19N.mm6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計

17、算應(yīng)力為前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1查得，故安全。 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)圖四可知右端軸承支點截面為危險截面，由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力為= 16.44Mpa前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）表15-1查得，故安全。輸出軸（軸）的設(shè)計 1、求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 =3.18 kw =87r/min =3.49N·mm 2、求作用在齒輪上的力 已知大圓柱直齒輪的分度圓直徑為 而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖六所示確定軸3的最小直徑 選擇軸3的材料為 45鋼，調(diào)

18、質(zhì)，則其中C=112,P=3.18,n=87r/min 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 圖六、輸出軸的載荷圖 =133.49=508.196N.M查機械設(shè)計課程設(shè)計表14-4選Lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為1250N.M半聯(lián)軸器的孔徑，所以取40mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1) 擬定軸上零件的裝配方案（見圖七） 圖七、輸出軸軸上零件的裝配（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1

19、）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1段軸左端需制出一軸肩，故取2-3段的 5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30310型的支點距離a=23mm。所以作為簡支梁的軸承跨距分別為L1=61.25mm，L2=131.25mm。做出彎矩和扭矩圖（見圖六）。由圖六可知齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩=155050N.mm扭矩T =3.49 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力=16.9mpa前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設(shè)計（第八版）

20、表15-1查得，故安全。3.1.4 確定軸承的類型及校核軸承的選擇要考慮軸的直徑，還有軸的階梯段，在這里按照軸的最小直徑，初定軸承的類型。 選擇軸1的材料為 40Cr，則其中C=107,P=3.52,n=960r/min 確定軸2的最小直徑 選擇軸2的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)，則其中C=112,P=3.35,n=348.14r/min 確定軸3的最小直徑 選擇軸3的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)，則其中C=112,P=3.18,n=87r/min 按照上面軸的尺寸，選擇軸承，將所選擇的軸承和軸承的參數(shù)匯總于表3.3中 表 3.3選擇的軸承及相關(guān)尺寸軸承代號尺寸/mm極限轉(zhuǎn)速（r·）基本額定負載kN

21、計算系數(shù)脂潤滑油潤滑eY30305256218.251715131.50.81.56300800046.948.10.321.130308409025.2523301920.81.5400050001091300.31.71303105011029.252723232.521380048001301570.31.71輸入軸滾動軸承計算 初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30305，其尺寸為，軸向力 ， ，Y=1.7，X=0.4載荷水平面H垂直面V支反力F則 則則則，則 故合格。中間軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308。軸向力