减速器设计说明书.doc

1、二、电动机的选择1、电动机转速的确定工作机转速锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为i=815电动机转速应在范围内即8481590所以选取电动机同步转速为1000r/min2、电动机功率的确定类别效率数量弹性柱销联轴器0.992圆柱齿轮（8级，稀油润滑）0.971圆锥齿轮（8级，稀油润滑）0.971圆锥滚子轴承（一对）（稀油润滑）0.983滚筒0.961（1）计算得传动的装置的总效率（2）工作机输入功率为（3）电动机输出功率为3、电动机转速计算n锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为。故电动机转速可选范围为查1表19-1，电动机同步转速符合这一范围的有1000r/min,1500r/min两种。最

2、后确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y160M-6，额定功率7.5kW，满载转速970r/min。三、传动系统的运动和动力参数计算1、传动装置的总传动比2、分配各级传动比1）锥齿轮的传动比，圆柱齿轮的传动比，且，得，3、 由传动比分配结果计算轴速 4、 各轴输入功率 电动机轴 I轴 II轴 III轴 工作机轴 各轴输入转矩将计算结果列在下表轴号功率P/kW转矩T/()转速n/（r/min）电机轴5.95446.06970I轴5.89445.86970II轴5.6098.42323.33III轴5.32379.2776.44工作机轴5.16370.1876.44四、传动零件的计算（一）圆锥直齿

3、齿轮传动的计算选择齿形制GB12369-90，齿形角设计基本参数与条件：齿数比u=3，传递功率，主动轴转速，采用一班制工作，寿命8年（一年以350天计），小锥齿轮悬臂布置。1、选择齿轮材料和精度等级材料选择。查表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS。精度等级取8级。试选小齿轮齿数，2、按齿面接触疲劳强度设计查3(10-26)有齿面接触疲劳强度设计公式（1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数：。 计算小齿轮传递的扭矩： 取齿宽系数： 确

4、定弹性影响系数：由3表10-6， 查3图10-21(d)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：， 确定区域系数：查3图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动： 根据循环次数公式3式10-13，计算应力循环次数： 查3图10-19得接触疲劳寿命系数：， 由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数， ， （2）计算由接触强度计算出小齿轮分度圆直径 齿轮的圆周速度计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查3表10-2得b：动载系数，查3图10-8得c：齿间分配系数，查3表10-3得d：齿向载荷分布系数 查3表10-9得，所以e：接触强度载荷系数按载荷系数校正分度圆直径计算模数m 取标准值，

5、模数圆整为计算齿轮的相关参数，确定齿宽：圆整取3、 校核齿根弯曲疲劳强度 载荷系数当量齿数，查3表10-5得， ，取安全系数由3图10-18得弯曲疲劳寿命系数，查3图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：，许用应力 计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数2.86并就近圆整为标准值=3.0mm,按接触强度算得的分度圆直径=85.893mm，算

6、出小齿轮齿数应有的齿数取25，大齿轮齿数。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 。（3）计算齿轮宽度 取。 （二）圆柱斜齿齿轮传动的计算设计基本参数与条件：齿数比u=4.23，传递功率，主动轴转速，采用一班制工作，寿命8年（一年以350天计）。1、选择齿轮材料、精度等级和齿数小齿轮材料选取40Cr钢调质，大齿轮选取45钢调质，小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS。精度等级取8级。试选小齿轮齿数，取调整后初选螺旋角2、按齿面接触疲劳强度设计查3(10-21

7、)有齿面接触疲劳强度设计公式(1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数：计算小齿轮传递的扭矩：取齿宽系数：确定弹性影响系数：由3表10-6，确定区域系数：查3图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动：根据循环次数公式3式10-13，计算应力循环次数：查3图10-19得接触疲劳寿命系数：，查3图10-21(d)得疲劳极限应力：，由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数， ， 由3图10-26查得（2）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。 圆周速度齿宽b及模数，计算纵向重合度 计算载荷系数K：a：齿轮使用系数，查3表10-2得b：动载系数，根据v=1.133m/s，7级精度，

8、由3图10-8查得动载系数c：齿间分配系数，查3表10-3得d：查3表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数；由，查3图10-13得e：接触强度载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 计算模数3、按齿根弯曲强度设计由3式10-17（1）确定公式内的各计算数值计算载荷系数由纵向重合度，从2图10-28得螺旋角影响系数计算当量齿数由3图10-20得弯曲疲劳强度极限，由3图10-18取弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数由3式10-12得由3表10-5得齿形系数，得应力校正系数，计算大、小齿轮的并加以比较取较大值。，大齿轮的数值大

9、。（2） 设计计算取 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径=74.527mm来计算应有的齿数，于是由 ，取，则，取圆整中心距 ， 圆整为修正螺旋角 变化不大，不必修正参数、。计算几何尺寸，取齿宽为，各齿轮参数：名 称符号高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮法面模数3mm3mm2.5mm2.5mm螺旋角/14.2114.21齿 数257529123分度圆直径7522574.72316.91齿顶高系数1111顶隙系数0.250.250.250.25齿顶高=3.

10、0mm3.0mm2.5mm2.5mm齿根高3.75mm3.75mm3.125mm3.125mm齿顶圆直径=8123179.72321.91齿根圆直径=67.5217.568.47310.66齿 宽40mm40mm80m75mm法面压力角20202020传动中心距150mm196mm齿轮精度等级8级8级材料及热处理小齿轮：40Cr，调质，硬度为280HBS大齿轮：45钢，调质，硬度为240HBS五、轴的计算（一）输入轴设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力轴小圆锥齿轮的分度圆直径为圆周力、及轴向力的方向如图二所示3、 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

11、为40（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，因轴与联轴器通过一个键联接，所以轴径要增大5%7%，取为22mm，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4，选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。4、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案（见下图图三）（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，1-2

12、轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径。2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，而。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取。3） 为了使轴具有较大刚度，两轴承支点距离不宜过小，一般取，故取，所以。圆整，取。 小锥齿轮的悬臂长度。4） 为使套筒可靠地压紧轴承，5-6段应略短于轴承宽度29.5mm，故取。5） 取安装齿轮处的轴段6-7的直径；锥

13、齿轮轮毂宽度为 44mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。为使套筒可靠地压紧轴承，轴承与锥齿轮间隔一轴套，取。6） 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。（3）轴上零件的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；半联轴器与轴的连接，平键截面，半联轴器与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为n6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考课本表1

14、52，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见高速轴零件图。5、求轴上的载荷 首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30306型圆锥滚子轴承，查得，因此，作为简支粱的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 相关力计算如下：（1） 水平面上的支反力（2） 垂直面上的支反力（3） 水平面上的弯矩（4） 垂直面上的弯矩（5） 求合成弯矩（6）轴力产生的对轴的弯矩从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮C截面是轴的危险截面。现将该截面的载荷情况列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩M扭距T6、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只

15、校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为静应力，取，轴的计算应力前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表151查得,，因此安全。（二）中间轴设计1、求中间轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力1)已知圆柱斜齿轮的分度圆半径2)已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图四所示3、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），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和 4、轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）（2）根据轴向定位的要求

16、确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒直径。2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长取，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。3） 已知圆柱斜齿轮齿宽，为了使套筒端

17、面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4） 箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取 。（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为，各轴肩

18、处的圆角半径见高速轴零件图。5、求轴上的载荷首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于30306型圆锥滚子轴承，查得，因此，作为简支粱的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。相关力计算如下：（1）水平面上的支反力（2）垂直面上的支反力（3）水平面上的弯矩（4）垂直面上的弯矩（5）求合成弯矩从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮C截面是轴的危险截面。现将该截面的载荷情况列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向

19、旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由机械设计（第八版）表151查得。，因此安全。（三）输出轴设计1、求输出轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示3、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），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，此处有一个平键，直径增加5%-%7，得出直径最小为49mm。输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1

20、，由于转矩变化很小，故取，则查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4，选HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。4、轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图六）图六（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短些，现取。2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单

21、列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312，其尺寸为，而。3）左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程表15-7查得30312型轴承的定位轴肩高度，因此取；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。取安装齿轮处的轴段6-7的直径，齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。4）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与

22、半联轴器右端面间的距离，故取。5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见高速轴零件图。5、求轴上的载荷首先根据轴的结构做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于型圆锥

23、滚子轴承，查得，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。相关力计算如下：（1）水平面上的支反力（2）垂直面上的支反力（3）水平面上的弯矩（4）垂直面上的弯矩（5）求合成弯矩从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮C截面是轴的危险截面。现将该截面的载荷情况列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩M扭距T6、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表151查得。，因此安全。六、轴承的计算1、输入轴的轴承寿命校核 该轴上所用轴承型

24、号为30310，查表得，（1）求两轴承的径向载荷（2）求两轴承的轴向力（3）求轴承当量动载荷因为， 根据表得径向载荷系数和轴向载荷系数对轴承1 对轴承2 因轴承运转受中等载荷，由表13-6取，则（4） 轴承寿命的校核因为，所以按轴承2的受力大小验算预期寿命为，故满足要求。2、中间轴的轴承寿命校核 该轴上所用轴承型号为30306，查表得，（1）求两轴承的径向载荷（2）求两轴承的轴向力（3）求轴承当量动载荷因为， 根据表得径向载荷系数和轴向载荷系数对轴承1 对轴承2 因轴承运转受中等载荷，由表13-6取，则 （4）轴承寿命的校核因为，所以按轴承2的受力大小验算 预期寿命为，故满足要求。3、输出轴的

25、轴承寿命校核 该轴上所用轴承型号为30312，查表得，（1）求两轴承的径向载荷（2）求两轴承的轴向力（3）求轴承当量动载荷因为 ， 根据表得径向载荷系数和轴向载荷系数对轴承1 对轴承2 因轴承运转受中等载荷，由表13-6取，则（4）轴承寿命的校核因为，所以按轴承1的受力大小验算 预期寿命为，故满足要求。七、 键连接的选择及校核计算1、输入轴上键的强度校核由表6-2查的许用挤压应力，取。（1）A处选用普通平键尺寸为，接触长度，可得：，故满足要求。（2） C处选用普通平键尺寸为，接触长度，可得：，故满足要求。2、中间轴上键的强度校核由表6-2查的许用挤压应力，取。（1）A处选用普通平键尺寸为，接触

26、长度，可得：，故满足要求。（2）C处选用普通平键尺寸为，接触长度，可得：，故满足要求。3、输出轴上的键的强度校核由表6-2查的许用挤压应力，取。（1）A处选用普通平键尺寸为，接触长度，可得：，故满足要求。（2）C处选用普通平键尺寸为，接触长度，可得：，故满足要求。八、润滑与密封1润滑方式的选择因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑。I，II，III轴的速度因子，查机械设计手册可选用钠基润滑剂2号 2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封，结构简单。3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N

27、200号润滑，轴承选用ZGN2润滑脂九、箱体及附件的结构设计和选择名称代号尺寸取值底座壁厚箱盖壁厚底座上部凸缘厚度箱盖凸缘厚度b底座下部凸缘厚度平底座地脚螺栓直径地脚螺数目n4轴承旁连接螺栓直径盖与座连接螺栓直径连接螺栓的间距l轴承端盖螺钉直径8mm视孔盖螺钉直径定位销直径至外箱壁距离表112至凸缘边缘距离表11216mm,14mm,10mm轴承旁凸台半径16mm,14mm,10mm凸台高度h根据低速级轴承座外径D=130mm确定100mm外箱座至轴承座端面距离 铸造过度尺寸X,Y,R表1-383mm,15mm,5mm大齿轮顶圆与内箱壁距离1.210mm齿轮端面与内箱壁距离10mm箱盖箱座肋厚

28、轴承端盖外径162mm轴承旁连接螺栓距离S一般取S=162mm 十、设计小结这是我第一次如此详尽地设计机械设备，过程非常艰难，我翻阅了大量的机械手册资料，不断地查表找数据，进行大量的计算。之前没想过类似于输送机这样的机械设备的设计有多么难，直到开始设计了才知道机械设计要考虑的因素很多，要考虑材料用量、强度大小、刚度大小等等因素，从而进行种种校核，验算是否达到要求。而在这里，我仅仅是进行了某些方面的校核，而不是全部，就要如此大的篇幅，如此大的工作量，实在令人感叹。一切都得归咎于自己对机械设计的不熟悉，经验不丰富。我这次设计只是按照书本的步骤一步步来设计，没有自己的思想，只是机械地计算查表，而且各

29、部件是分开设计的，到后来联系在一起的时候有些部件尺寸很大的偏差，只得重新选用参数并重新计算。很多时候还忽略一些重要的信息，导致到后来出现问题。在以上的设计计算中存在不少问题，但是由于时间的关系，无法再修改。能在设计计算中发现问题，找到解决问题的办法就才是课设的主要目的，没有必要花大把时间去修改。由于对AUTO CAD软件、word软件的不精通，我的效率很低，欲速不能，不过在这个过程中提高了效率，学到了新知识。这次的课程设计给我带来了不少烦恼，但是它带来的成就感和欢乐更多。十一、参考资料目录机械原理第七版 孙桓 陈作模 葛文杰主编 高等教育出版社2005年机械设计第八版 濮良贵 纪名刚主编 高等

30、教育出版社 2005年机械设计学基础 孙建东 主编 机械工业出版社 2004年机械设计手册（新编软件版）2008 数字化手册编委会编写 化学工业出版社 2008年机械设计计算手册 王三民 主编 化学工业出版社 2009年机械设计课程设计（1994年修订版） 张富洲主编 西北工业大学出版社 1998年同步转速为1000r/min确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y160M-6，额定功率7.5kW，满载转速970r/min45号钢调质。小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS 安全安全安全轴承型号30310合格轴承型号30306合格轴承型号30312合格安全安全安全安全满足要求满足要求word文档 可自由复制编辑