机械设计减速器(DOC43页).doc

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1、机械设计减速器设计说明书 系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录一、设计任务书1二、传动装置总体设计方案1三、选择电动机2四、计算传动装置运动学和动力学参数3五、链传动设计计算4六、减速器高速级齿轮传动设计计算6七、减速器低速级齿轮传动设计计算10八、轴的设计13九、滚动轴承寿命校核31十、键联接设计计算34十一、联轴器的选择35十二、减速器的密封与润滑36十三、减速器附件36十四、减速器箱体主要结构尺寸39十五、设计小结39十六、参考文献40一、 设计任务书1.1 设计题目 二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力F=7000N，速度v=0.4m/s，直径D=383mm，每

2、天工作小时数：24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。1.2 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.链传动设计计算 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.润滑密封设计二、 传动装置总体设计方案2.1 传动方案 传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2 该方案的优缺点 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

3、机械传动中。三、 选择电动机3.1 电动机类型的选择 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。3.2 确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.98 闭式圆柱齿轮的效率：4=0.98 闭式圆锥齿轮的效率：3=0.97 链传动的效率：c=0.96 工作机的效率：w=0.953.3 计算电动机容量 工作机所需功率为 电动机所需额定功率: 工作转速： 经查表按推荐的合理传动比范围，链传动比范围为：26，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：616，因此理论传动比范围为：1296。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(1296)1

4、9.96=240-1916r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M1-8的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=720r/min，同步转速为nt=750r/min。 电机主要尺寸参数 图3-1 电动机3.4 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： （2）分配传动装置传动比 取链传动比：ic=3 锥齿轮（高速级）传动比 则低速级的传动比为 减速器总传动比四、 计算传动装置运动学和动力学参数4.1 电动机输出参数4.2 高速轴的参数4.3 中间轴

5、的参数4.4 低速轴的参数4.5 工作机的参数五、 链传动设计计算1. 确定链轮齿数 由传动比取小链轮齿数Z1=25，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=iZ1=75，所以取Z2=77。 实际传动比i=z2/z1=3.082. 确定链条型号和节距 查表得工况系数KA=1.1 小链轮齿数系数： 取单排链,则计算功率为: 选择链条型号和节距： 根据Pca=4.294kW，n1=59.85r/min，查图选择链号16A-1，节距p=25.4mm。3. 计算链长 初选中心距 则，链长为: 取Lp=133节 采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532则链传动的最大中心距为： 计算链速v

6、，确定润滑方式 按v=0.633m/s，链号16A，查图选用滴油润滑。4. 作用在轴上的力 有效圆周力 作用在轴上的力 链轮尺寸及结构 分度圆直径六、 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1. 由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217286HBS，大齿轮ZG35CrMo（调质），齿面硬度190240HBS2. 选小齿轮齿数Z1=34，则大齿轮齿数Z2=Z1i=343=103。 实际传动比i=3.0293. 压力角=20。6.2 按齿面接触疲劳强度设计1. 由式试算小齿轮分度圆直径，即 初选载荷系数Kt=1.4 由表7-5，取齿宽系数R=0.3 由表7-6，查得弹性系数

7、ZE=189.8MPa 由表7-12查取节点区域系数ZH=2.49 由图7-19查得接触疲劳寿命系数 取安全系数SH=1，由式（7-18）得许用接触应力2. 计算圆周速度v3. 计算当量齿宽系数d4. 计算载荷系数 查表得使用系数KA=1.25 查图得动载系数KV=1.093 取齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.29 实际载荷系数为5. 按实际载荷系数算得的分度圆直径6. 计算模数 取标准模数m=2.5mm。6.3 确定传动尺寸1. 实际传动比 大端分度圆直径2. 计算分锥角3. 齿宽中点分度圆直径4. 锥顶距为5. 齿宽为 取b=41mm 校核齿根弯曲疲劳强度 由

8、表7-4查取齿形系数与应力校正系数 由图7-17查得 由图7-16查得弯曲疲劳极限 取SF=1.25，由式（7-16）得许用弯曲应力 校核齿根弯曲疲劳强度 故弯曲强度足够。6.4 计算锥齿轮传动其它几何参数 （1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 （2）分锥角（由前面计算） （2）计算齿顶圆直径 （3）计算齿根圆直径 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=1323 （5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=1163 （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=191927 a2=2+a2=724718 （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=1700七、 减速器低速级齿轮传动设计计

9、算7.1 选精度等级、材料及齿数1. 由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217286HBS，大齿轮ZG35CrMo（调质），齿面硬度190240HBS2. 选小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数Z2=Z1i=264.01=105。 实际传动比i=4.0383. 初选螺旋角=13。4. 压力角=20。 初选载荷系数Kt=1.4 由表7-5，取齿宽系数d=1 由表7-6，查得弹性系数ZE=189.8MPa 由表7-12查取节点区域系数ZH=2.46 由图7-19查得接触疲劳寿命系数 取安全系数SH=1，由式（7-18）得许用接触应力 由圆周速度 查图7-7得动载系数Kv=1.013 查图7-2查

10、得使用系数KA=1.25 由表7-3，假设KAFt/b100N/mm，得齿间载荷分配系数KH=1.2 查图查取齿向载荷分布系数：K=1.42（设轴刚性大）； 实际载荷系数为 按K值对d1修正，即 1)确定模数7.2 计算齿轮的集合尺寸1. 确定中心距2. 按圆整后的中心距修正螺旋角 =1324273. 计算小、大齿轮的分度圆直径4. 计算齿宽 取b1=90mm b2=85mm 校核齿根弯曲疲劳强度 由公式（4-20）计算： 由表7-4，按 查得 查图7-14得螺旋角系数 由图7-17查得 由图7-16查得弯曲疲劳极限 取SF=1.25，由式（7-16）得许用弯曲应力 校核齿根弯曲疲劳强度 故弯

11、曲强度足够。7.3 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）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径八、 轴的设计8.1 高速轴设计计算1. 已知的转速、功率和转矩 转速n=720r/min；功率P=3.5kW；轴所传递的转矩T=46423.61Nmm2. 轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45调质，许用弯曲应力为=60MPa3. 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。 由于最小轴段截面上要开2个键槽，故将轴径增大5% 查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=204. 确定各轴段的直径

12、和长度。 图8-1 高速轴示意图 1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT，查表，考虑载荷变动微小，故取KA = 1.3，则: 按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为20mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm。选用普通平键，A型键，bh = 66mm(GB T 1096-2003)，键长L=28mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求

13、并根据d23 = 25 mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30206，其尺寸为dDT = 306217.25mm，故d34 = d56 = 30 mm。由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高度h =2.5mm，则d67=25mm。 3)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，则 4)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取=10mm，小齿轮轮毂宽度L=44.01mm，则 5)取锥齿轮轴上的距离为2.5倍轴颈直径，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度

14、。5. 轴的受力分析 高速级小齿轮所受的圆周力 高速级小齿轮所受的径向力 高速级小齿轮所受的轴向力 Fae=Fa1=147N 第一段轴中点到轴承中点距离l1=79.62mm，轴承中点到齿轮中点距离l2=103.5mm，齿轮受力中点到轴承中点距离l3=42.76mm 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 a.计算作用在轴上的支座反力 轴承A在水平面内的支反力 轴承B在水平面内的支反力 轴承A在垂直面内的支反力

15、轴承B在垂直面内的支反力 轴承A的总支承反力为： 轴承B的总支承反力为： b.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面内弯矩 截面B在水平面内弯矩 截面C在水平面内弯矩 截面D在水平面内弯矩 c.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面内弯矩 截面B在垂直面内弯矩 截面C在垂直面内弯矩 截面D在垂直面内弯矩 d.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩 截面B处合成弯矩 截面C处合成弯矩 截面D处合成弯矩 e.绘制扭矩图 f.计算当量弯矩图 截面A处当量弯矩 截面B处当量弯矩 截面C处当量弯矩 截面C处当量弯矩 图8-2 高速轴受力及弯矩图6. 校核轴的强度 因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面 其抗弯截面系数为

16、 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 查表得45调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。8.2 中间轴设计计算1. 已知的转速、功率和转矩 转速n=240r/min；功率P=3.33kW；轴所传递的转矩T=132506.25Nmm2. 轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45调质，许用弯曲应力为=60MPa3. 按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。 由于最小

17、直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm4. 确定轴的直径和长度 图8-3 中间轴示意图 1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin = 27.63 mm，由轴承产品目录中选取圆锥滚子轴承30206，其尺寸为dDT = 306217.25mm，故d12 = d56 = 30 mm。 2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45 = 36 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2 = 62 mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取

18、l45 = 60 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 36 mm查表，取h = 5 mm，则轴环处的直径d34 = 46 mm。轴环宽度b1.4h，取l34 = 28 mm。 3)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。 4)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3= 90 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23 = 88 mm，d23=36mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2 =62mm，为了使挡油环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=60mm，d45=3

19、6mm。 5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离2 =12.5 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5. 轴的受力分析 高速级大齿轮所受的圆周力 高速级大齿轮所受的径向力 高速级大齿轮所受的轴向力 低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径） 低速级小齿轮所受的径向力 低速级小齿轮所受的轴向力 Fae=Fa2-Fa3=-369N 轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=75.2mm，低速级小齿轮中点到

20、高速级大齿轮中点距离l2=102mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=61.3mm 轴承A在水平面内支反力 轴承B在水平面内支反力 轴承A在垂直面内支反力 轴承B在垂直面内支反力 轴承A的总支承反力为： 轴承B的总支承反力为： a.计算水平面弯矩 截面A和截面B在水平面内弯矩 截面C右侧在水平面内弯矩 截面C左侧在水平面内弯矩 截面D右侧在水平面内弯矩 截面D左侧在水平面内弯矩 e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面内弯矩 截面C在垂直面内弯矩 截面D在垂直面内弯矩 f.绘制合成弯矩图 截面A和截面B处合成弯矩 截面C右侧合成弯矩 截面C左侧合成弯矩 截面D右侧合成弯矩 截面D左侧合成弯

21、矩 b.转矩 c.计算当量弯矩 截面A和截面B处当量弯矩 截面C右侧当量弯矩 截面C左侧当量弯矩 截面D右侧当量弯矩 截面D左侧当量弯矩 图8-4 中间轴受力及弯矩图6. 校核轴的强度 因D左侧弯矩大，且作用有转矩，故D左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 查表得45调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，cae，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=50.5kN，轴承采

22、用正装。 要求寿命为Lh=72000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得系数Y=1.6 由前面计算可知轴向力Fae=147N 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 因此两轴承的当量动载荷如下： 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。9.2 中间轴上的轴承校核 根据前面的计算，选用30206轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm 查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。 当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa

23、轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=50.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=72000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得系数Y=1.6 由前面计算可知轴向力Fae=-369N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2 因此两轴承的当量动载荷如下： 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。9.3 低速轴上的轴承校核 根据前面的计算，选用30211轴承，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm 查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.4。 当

24、Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=90.8kN，额定静载荷C0r=115kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=72000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得系数Y=1.5 由前面计算可知轴向力Fae=-752N 查表得X1=1，Y1=0，X2=0.4，Y2=1.5 查表可知ft=1，fp=1.2 因此两轴承的当量动载荷如下： 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式十、 键联接设计计算10.1 高速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得bh=6mm6mm（GB/T 1096-2003）

25、,键长28mm。 键的工作长度 l=L-b=22mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 采用双键，相隔180布置。双键的工作长度l=33mm。可得10.2 高速轴与小锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长28mm。 键的工作长度 l=L-b=20mm 小锥齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 采用双键，相隔180布置。双键的工作长度l=30mm。可得10.3 中间轴与低速级小齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=10mm8mm（GB/

26、T 1096-2003）,键长70mm。 键的工作长度 l=L-b=60mm 低速级小齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力10.4 中间轴与大锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长50mm。 键的工作长度 l=L-b=40mm 大锥齿轮材料为ZG35CrMo，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力10.5 低速轴与低速级大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=16mm10mm（GB/T 1096-2003）,键长70mm。 键的工作长度 l=L-b=54m

27、m 低速级大齿轮材料为ZG35CrMo，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力10.6 低速轴与链轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,键长100mm。 键的工作长度 l=L-b=86mm 链轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力十一、 联轴器的选择11.1 高速轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=KT=60.35Nm 选择联轴器的型号 （2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公

28、称转矩Tn=1250Nm，许用转速n=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=20mm，轴孔长度L1=42mm。 Tc=60.35NmTn=1250Nm十二、 减速器的密封与润滑12.1 减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V 3m/s，输出轴与轴承盖间也为V 1.2, 14mm 齿轮端面与内箱壁距离2,