機械設計課程設計錐齒輪圓柱齒輪減速器說明書

機械設計課程設計說明書

題目：錐齒輪圓柱齒輪減速器

班級：__________________

姓名：__________________

學號：__________________

指導教師：__________________

目錄

第一節(jié)設計任務書........................................................1

1.1設計題目..........................................................1

1.2設計步驟..........................................................1

第二節(jié)傳動裝置總體設計方案..............................................2

2.1傳動方案..........................................................2

第三節(jié)選擇電動機........................................................3

3.1電動機類型的選擇..................................................3

3.2確定傳動裝置的效率................................................3

3.3選擇電動機容量....................................................3

3.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比................................4

3.5動力學參數計算....................................................4

第四節(jié)減速器高速級齒輪傳動設計計算......................................6

4.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數................................6

4.2按齒面接觸疲勞強度設計............................................6

4.3按齒根彎曲疲勞強度設計............................................8

4.4確定傳動尺寸.....................................................10

第五節(jié)斜圓柱齒輪傳動設計計算...........................................12

5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數...............................12

5.2按齒面接觸疲勞強度設計...........................................12

5.3按齒根彎曲疲勞強度設計...........................................14

5.4確定傳動尺寸.....................................................17

第六節(jié)鏈傳動設計計算...................................................18

第七節(jié)軸的設計和校核...................................................21

7.1輸入軸設計計算...................................................21

7.2中間軸設計計算...................................................26

7.3輸出軸設計計算...................................................32

第八節(jié)滾動軸承計算校核.................................................39

8.1輸入軸軸承計算校核...............................................39

8.2中間軸軸承計算校核...............................................40

8.3輸出軸軸承計算校核...............................................41

第九節(jié)鍵連接的選擇及校核計算...........................................42

9.1輸入軸鍵選擇與校核................................................42

9.2中間軸鍵選擇與校核...............................................42

9.3輸出軸鍵選擇與校核...............................................43

第十節(jié)聯(lián)軸器設計.......................................................44

10.1輸入軸上聯(lián)軸器..................................................44

第十一節(jié)減速器的潤滑和密封.............................................45

11.1減速器的潤滑....................................................45

11.2減速器的密封....................................................45

第十二節(jié)減速器附件及箱體主要結構尺寸...................................46

12.1減速器附件的設計與選取..........................................46

12.2減速器箱體主要結構尺寸..........................................50

第十三節(jié)設計小結.......................................................52

參考文獻.................................................................52

第一節(jié)設計任務書

1.1設計題目

二級圓錐-直齒圓柱減速器，拉力F=6000N,速度v=0.5m/s,直徑D=352mm,每天工

作小時數：16小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數：300天，配備有三相交流

電源，電壓380/220V。

1.2設計步驟

1.傳動裝置總體設計方案

2.電動機的選擇

3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比

4.計算傳動裝置的運動和動力參數

5.鏈傳動設計計算

6.減速器內部傳動設計計算

7.傳動軸的設計

8.滾動軸承校核

9.鍵聯(lián)接設計

10.聯(lián)軸器設計

11.潤滑密封設計

12.箱體結構設計

第二節(jié)傳動裝置總體設計方案

2.1傳動方案

傳動方案已給定，后置外傳動為鏈傳動，減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器

1）該方案的優(yōu)缺點

二級圓錐圓柱齒輪減速機承載能力強，體積小，噪聲低，適用于入軸、出軸成直角布

置的機械傳動中。

和齒輪傳動比較，鏈傳動可以在兩軸中心相距較遠的情況下傳遞運動和動力;能在低速、

重載和高溫條件下及灰土飛揚的不良環(huán)境中工作;和帶傳動比較，它能保證準確的平均傳動

比,傳遞功率較大，且作用在軸和軸承上的力較小;傳遞效率較高，一般可達0.95?0.97;鏈條的

錢鏈磨損后，使得節(jié)距變大造成脫落現(xiàn)象;安裝和維修要求較高。

2

第三節(jié)選擇電動機

3.1電動機類型的選擇

按照工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V,Y型。

3.2確定傳動裝置的效率

聯(lián)軸器的效率：ni=0.99

滾動軸承的效率：n2=0.98

閉式圓錐齒輪的效率：n3=0.97

鏈傳動的效率：nc=0.96

閉式圓柱齒輪的效率：n4=0.98

工作機的效率：nw=0.95

3

H=T)1T]2r)3T)cMHw=0.99x0.98x0.97x0.96x0.98=0.8503

3.3選擇電動機容量

工作機所需功率為

Fv6000X0.5

P=--------=——~——=3.158kW

w1000nw1000x0.95

電動機所需額定功率:

P3.158,

P=—w=———=3.714kW

dx]0,8503

工作機軸轉速:

60X1000v60X1000X0.5

n=27.13r/min

wITDITx352

綜合考慮選定電機型號為：YE4-132M1-6的三相異步電動機，額定功率Pen=4kW,滿

載轉速為nm=970i7min,同步轉速為nt=1000r/mino

表3-1電機選擇方案對比

方案電機型號額定功率(kW)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)

1Y160M1-84750720

2YE4-132M1-641000970

3

3YE4-112M-4415001455

4YE4-112M-2430002915

3.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比

（1）總傳動比的計算

由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw,可以計算出傳動裝置總傳動比

為：

nm970

ia=—=——=35.755

nw27.13

（2）分配傳動裝置傳動比

取鏈傳動比：1=3.23

錐齒輪（高速級）傳動比

ii=0.25i=0.25x11.06=2.76,取=2.76

則低速級的傳動比為

i2=4.01

減速器總傳動比

ib=.i2=11.068

3.5動力學參數計算

（1）各軸轉速：

輸入軸:nj=nm=970.00r/min

中間軸：n=—=——=351.45r/min

2hz.76

.....n2351.45/

輸出軸：n3=—==87.64^min

124,U1

n87.64/

工作機軸：r?4=二3==27.13r/min

（2）各軸輸入功率:

4

輸入軸：Pi=Pdni=4x0.99=3.96kW

中間軸：P2=Pln2n3=3.96x0.98x0.97=3.76kW

輸出軸：P3=P2n2n4=3.76x0.98x0.98=3.61kW

工作機軸：=P3n2nc=3.61x0.98x0.96=3.40kW

(3)各軸輸入轉矩：

輸入軸：Ti=9550x—=9550x——=38.99N-m

970

p3.76

=9550x—2=9550X=102.17N*m

中間軸：T2==351.45

n2

P3.61

輸出軸：T=9550x—3=9550x-------：=393.38N-m

387.64

n3

塌3.40

工作機軸：T=9550x—=9550x——=1196.83N-m

427.13

n4

運動和動力參數列表如下;

表3-3各軸動力學參數表

編號電機軸輸入軸中間軸輸出軸工作機軸

功率4kW3.96kW3.76kW3.61kW3.40kW

轉速970r/min970r/min351.45r/min87.64r/min27.13r/min

轉矩39.38N-m38.99N-m102.17Nm393.38N-m1196.83N-m

傳動比12.764.013.23

效率0.990.970.980.96

5

第四節(jié)減速器高速級齒輪傳動設計計算

4.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數

1）選用直齒圓錐齒輪傳動，壓力取為a=20°。

2）參考表10-7選用7級精度。

3）材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調質），硬度為280HBW,大齒輪45（調

質），硬度為240HBW

4）選小齒輪齒數zi=32,則大齒輪齒數Z2=89O

4.2按齒面接觸疲勞強度設計

4.2.1由式(10-29)試算小齒輪分度圓直徑，即

32

d>_____41<HtT_____/ZHZEZ￡\

2

批一JcpR(1-0.5(pR)u\[aH])

1)確定公式中的各參數值

①試選Knt=1.3

②計算小齒輪傳遞的扭矩：

P3.67

T=9550X-=9550x——=36.51N?m

n970

③選取齒寬系數由口=0.3

④計算區(qū)域系數ZH：

ZH=2.49

⑤由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8VMPao

計算由分錐角

詼=arctan(包)=arctan(籌)=19.7761°

82=90-19.7761°=70.2239°

計算當量齒數

Zi32

z=--------=------------------=34.006

Vv1coscos19.7761°

6

z289

Zv2=-----=----rcrcccc=263.045

cos62cos70.2239

⑥由式(10.9)計算接觸疲勞強度用重合度系數Z￡。

Zixcosa/34.006xcos20°\-

a=arccos-----——=arccos-,——-———二27.44°

alIZi+2h*\34.006+2x1/

/z2xcosa\263.045xcos20°\

aa2=arccos-----———=arccos-----------------=21,156°

Vz2+2h*)263.045+2x1/

z(tana—tanaJ+z(tana—tana')

--vl--------a-l-------------v-2-------a-2---------=1.804

2n

4-1.804

2g=---------=0.856

⑦計算接觸疲勞許用應力［o

由圖10-21C查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為

0Hlim1=600Mpa，aHiim2=550Mpa

由圖10-19查取接觸疲勞系數

KHNI=0.86,KHN2=086

取失效概率為1%,安全系數S=l,由式(10-14)得

「ui0Hlim1KHNI600x0.86

[aHJi=-----------=-----------=516MPa

SH1

「U10Hlim2KHN2550X0.86

|aHl2=-----------=-----；----=473MPa

SH1

取較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，則心田=473MPa

2)試算小齒輪分度圓直徑

422計算圓周速度v

dml=dlt(l—0.5(PR)=61.31x(1—0.5x0.3)=52.11mm

7

TTdmlnTTx52.11x970

Vm=加麗=60x1000=2.62m/s

423計算當量齒寬系數6d

Vu2+1

b(PR九-2~27.17

(Pd=-

dmidml

4.2.4計算載荷系數

查表10-2得使用系數KA=1

查圖10-8得動載系數Kv=1.103

取齒間載荷分配系數：KH.,=1

查表得齒向載荷分布系數：KHP=1.296

實際載荷系數為:

KH=KAKVKHaKHp=1x1.103X1X1.296=1.429

4.2.5按實際載荷系數算得的分度圓直徑

3KH31.429「

六二61.31Xy』二63.274mm

由=dlt

KHt、1.3

4.2.6計算模數

di63.274

mt=—=———=1.98mm

Zi32

4.3按齒根彎曲疲勞強度設計

(1)試算齒輪模數，即

34KFtTYgYFaYsa

m>

t2CT

(pR(1—0.5(PR)2ZIVU+1[F]

8

4.3.1確定公式中的各參數值。

①試選載荷系數Ki;t=1.3

②重合度系數Y,

0.750.75

Y=0.25+=0.25+=0.666

E1.804

③計算YFaXYSa/[。F]

由表查得齒形系數

YFal=2.46,YFa2=2.12

查得應力修正系數

Ysai=1.64,YSa2=1.86

由圖查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:

=500MPa>aFlim2=320MPa

由圖查取彎曲疲勞系數：

KFNI=0.88,KFN2=0.88

取彎曲疲勞安全系數S=1.25,由式(10-14)得

CT

r]FiimiKFNI500x0.88

[OFI]=-------g-------=-m—=352MPa

^Flim2KFN2320X0.88

Fl,

[aF2]==____=225.28MP

丫詈_衿=0,01146,丫喂”=0.01750

[叫i[QF]2

兩者取較大值，所以：牛平=0.0175

將確定后的數值代入設計式，求得：

4KTYYY

Ft￡F:a；Sa

mt>=1,503mm

<PR(1-0.5(PR)2ZJVU2+1CF]

(2)調整齒輪模數

1)圓周速度v

di=mZ[=1.503x32=48.096mm

9

dml=由(1—0.5(pR)=48.096x(1—0.5x0.3)=40.88mm

KdnTTx40.88x970

v=----m-l---=--------------=2.05

mm60x100060x1000

2)齒寬b

Vu2+1V2.762+1_

b—(PRd]------=0.3x48.096-----------21.178mm

3)齒寬與中點齒高之比b/h：

bm(l-0.5(p)21.178

-------t---------R---------/b5

hm(2ha+c*)xmm2.812

3)計算實際載荷系數心

查圖得動載系數Kv=L099

取齒間載荷分配系數：KFa=L2

查表得齒向載荷分布系數：KHp=1.296

查表得齒向載荷分布系數：K印=1.058

由式實際載荷系數為：

KF=KAKVKFC(KFp=1x1.099x1.2x1.058=1.395

4)計算按實際載荷系數算得的齒輪模數：

3K31.395H

m=m--F=1.503x———=1.539mm,取m=2.5mm。

t、Kpt、1.3

對比計算結果，滿足彎曲疲勞強度就近取m=2.5mm；為了同時滿足接觸疲勞強度，需

按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑di=63.274mm來計算小齒輪的齒數，取zi=32,則

Z2=89O

4.4確定傳動尺寸

4.4.1實際傳動比

89

u二-Z2—=2.78

Z132

大端分度圓直徑：

由=Zim=32x2.5=80.00mm

10

d2=z2m=89x2.5=222.50mm

4.4.2計算分錐角

=arctan(M)=arctan(邕)=19.7761°

S2=90-19.7761°=70.2239°

4.4.3齒寬中點分度圓直徑

dml=d1(l—0.5(pR)=80x(1—0.5x0.3)=68mm

dm2=d2(l—0.5(PR)=222.5x(1—0.5x0.3)=189.125mm

4.4.4錐頂距為

d]r-----80/---------

R=yVu2+1=y42.782+i=118.18mm

4.4.5齒寬為

Vu2+1A/2.782+1

b=q)Ra-------=0.3x80----------=35.453mm

取b=35mm

4.4.6錐齒輪主要設計結論

表4-1齒輪主要結構尺寸

代號名稱計算公式小齒輪大齒輪

模數mm2.52.5

齒數Z3289

齒寬B3535

分度圓直徑dd80222.5

分錐角519°46'33"70°1326”

錐距R118.175118.175

11

第五節(jié)斜圓柱齒輪傳動設計計算

5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數

1）根據傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力取為a=20°,初選螺旋角B=14°。

2）參考表10-7選用7級精度。

3）材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調質），硬度為280HBW,大齒輪45（調

質），硬度為240HBW

4）選小齒輪齒數zi=23,則大齒輪齒數Z2=ziXi=21X4.01=92o

5.2按齒面接觸疲勞強度設計

5.2.1由式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即

32

2KHtTu+1/ZHZEZ￡Zp\

ditN

J<Pdu1[oH])

1)確定公式中的各參數值

①試選Knt=1.3

②計算小齒輪傳遞的扭矩：

P3.61

T=9550x-=9550x——-=102.17N?m

n351.45

③由表10-8選取齒寬系數6d=1

④計算區(qū)域系數ZH

/tana\/tan20°\

a=arctanI-------nI=arctan-------I=20.562°

t\cosp/\cos14°/

0b=arctan(tan0xcosat)=arctan(tan14xcos20.562)=13.14°

2xcosBb2xcos13.14

ZH=--------------=------------------------------------------=2.43

JcosatxsinatJcos20.562°xsin20.562°

⑤由表10-6查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa。

⑥由式(10-21)計算接觸疲勞強度用重合度系數Z￡o

Zi(tana-tana)+z(tana-tana)

￡?=------------a-t-l------------t-------2----------a-t2-------------t--=1.63

a2n

12

4=L4—%（1』）+4—1.63QT667）+奇1.667=。.7。4

⑦由公式可得螺旋角系數Zp。

Zp=Jcos，=Vcos14=0.985

⑧計算接觸疲勞許用應力［。田

由圖10-21C查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為

0HlimI=600Mpa，aHiim2=550Mpa

由圖10-19查取接觸疲勞系數

KHN1=0.86,KHN2=0.93

取失效概率為1%,安全系數S=l,由式（10-14）得

0Hlim1KHNI_60°義0.86

［同1==516MPa

0Hlim2KHN2550X0.93

［。用2==511.5MPa

?。?川和［OH］中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即

［。H］=511.5MPa

2）試算小齒輪分度圓直徑

3

2KHtTu+1，ZHZEZgZp

dit2

2x1.3x95820萬+12.43x189.8x0.704x0.985

=49.524mm

185

H

522調整小齒輪分度圓直徑

1）計算實際載荷系數前的數據準備。

①圓周速度v

13

ITdnTTX49.524x351.45

ltv=-------------=0.9m/s

60x100060x1000

②齒寬b

b=cpddit=1x49.524=49.524mm

2）計算實際載荷系數KHO

①由表10-2查得使用系數KA=1.25

②根據v=0.9m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=L04

③齒輪的圓周力。

T102170

Ft=2X—=2x=3869.64N

di49.524

KAXFt/b=1.25X3869.64/49.524=98N/mm<100N/mm

查表10-3得齒間載荷分配系數KH“=1.4

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，得齒向載荷分布系

數KHP=1.317

由此，得到實際載荷系數

KH=KAKVKHaKHp=1.25x1.04x1.4x1.317=2.397

3)由式(10-12),可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑

3KH32.397

dt=dlt——=49.524x—60.728mm

JKHtqi.3

4）及相應的齒輪模數

dixcosB60.728xcos14°

m=--------------=---------------------=2.81mm

nnZi21

5.3按齒根彎曲疲勞強度設計

1）由式（10-20）試算模數，即

32KFtT丫￡YBCOS20YFaYsa

Hint>

、(PdZ1即］

2）確定公式中的各參數值。

14

/tana\/tan20\

a=arctan-------n=arctan-------=20.562°

t\cosp/\cos14°/

①試選載荷系數KFt=1.3

②由式(10-18),可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數YEo

Zi(tanaatl-tanat)+z2(tanaat2—tanat)

”=“

得?a=1.63

Pb=arctan(tan0xcosat)=13.14°

0.750.75

YE=0.25+——=0.25+——=0.686

Eav1.719

③由式(10-19),可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數YR。

B14

YR=1-￡g-^―=1-1.667x——=0.806

''120°120°

④計算YFaXYsa/[OF]

小齒輪當量齒數：

Zi21

Z=----=--------?=22.988

V1cos3Pcos314

大齒輪當量齒數：

z85

Z=----2==----=93.048

v2cos3pcos314

由表10-5查得齒形系數

YFal=2.69,YFa2=2.19

查得應力修正系數

Ysai=1.58,YSa2=1.78

由圖10-20c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為

oFiiml=500MPa、aFiim2=320MPa

由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數

KFNI=0.88,KFN2=0.92

取彎曲疲勞安全系數S=1.25,由式(10-14)得

15

i^FlimlKFNI500X0.88

[aF1]=弋=—=352MPa

CTp|jm2KFN2320x0.92

[aF2]=W"=-=235.52MPa

YpaiYsaiYFa2YSa2

=0.01207,=0.01655

[。可][。印2

兩者取較大值，所以

YFaYSa

7.=0.01655

3)試算齒輪模數

2

32KTYYPcospYY

Ft-eIF；aFSa=1.695mm

m>

nt<Pdzf

5.3.1調整齒輪模數

1）計算實際載荷系數前的數據準備

圓周速度v：

m21

由=nt:=1.695x———=36.685mm

cospcos14°

7rdinITx36.685x351.45

v=----------=----------------------=0.668m/s

60x100060x1000/

齒寬比b/h：

bq)d由36.685

-=-------------------=-------=9,619

h(2h*a+c*)xmnt3.814

2)計算實際載荷系數KF

根據v=0.668m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數Kv=1.063

查表10-3得齒間載荷分配系數KF..=1.2

由表10-4用插值法查得KH@=L317,查圖10-13,得。=1.062。

則載荷系數為

KF=KAKVKFttK印=1.25x1.063x1.2x1.062=1.693

3)由式(10-13),按實際載荷系數算得的齒輪模數

16

3KF31.693

m=m--=1.695x_-=1.851mm

1n1ntjKFtJ1.3

由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，可取由并就近圓

整為標準值m=3mm,按di=60.728mm來計算小齒輪的齒數，取z1=23,則Z2=92。

這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度,

并做到結構緊湊，避免浪費。

5.4確定傳動尺寸

5.4.1計算中心距

(Zi+z)xm(23+92)x3

a=---------2--------n=—----------=177.78mm

2xcosp2xcos14

圓整為a=178mm

/(+z)xm\((23+92)x3、

B=aC0S[一Z12—n尸aC°S[2X178尸142802

542計算小、大齒輪的分度圓直徑

mZd3x23

di=---n----=------..=71.20mm

cospcos14.2802

mz3x92

d=---n----2=-----------——-二284.80mm

2cosPcos14.2802

5.4.3計算齒寬

b=0d由=71.20mm

考慮到不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬

取Bl=72mm,B2=67mm

主要設計結論

齒數zi=23,Z2=92,模數m=3mm,壓力角a=20°,螺旋角B=14.2802°=14°

467",中心距a=178mm,齒寬Bi=72mm、B2=67mm

17

5.4.5齒輪參數和幾何尺寸總結

表5-1齒輪主要結構尺寸

名稱和代號計算公式小齒輪大齒輪

中心距a178178

齒數Z2392

模數m33

齒寬B7267

螺旋角B右旋14°46'7"左旋14°46'7"

第六節(jié)鏈傳動設計計算

1）選擇鏈輪齒數

取小鏈輪齒數zi=21,鏈輪齒數為Z2=iXzi=67.2,所以取Z2=69。

實際傳動比i=Z2/zi=3.29

2）確定計算功率

/19\108/19\108

"（3=（五）及皿

由表9-6查得工況系數KA=1,主動鏈輪齒數系數K,=0.898,單排鏈，則計算功率為

Pea=KAKZP=1x0.898x3.28=2.945kW

3）選擇鏈條型號和節(jié)距

根據Pca=2.945kW,m=87.64r/min,查表可選O8A-1,鏈條節(jié)距p=12.7mm。

4）計算鏈節(jié)數和中心距

初選中心距

a0=（30?50）xp=（30?50）x12.7=381~635mm

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取ao=5O8mm,相應的鏈長節(jié)數為

Lp=2x%+^+?（匚丫=126.459節(jié)

°P2a0\2n/

取鏈長節(jié)數Lp=126節(jié)

查表9-7,得至ljfi=0.24532,則鏈傳動的最大中心距為

amax=flP（2Lp-（Z1+z2））=504.72mm

5）計算鏈速v,確定潤滑方式

Zinp21x86.74x12.7

v=---------=-----------------=0.386m/s

60x1000