机械设计课程设计--锥齿轮减速器

一、机构图--------------------------------------------------------------3 二、设计要求-----------------------------------------------------------3 三、计算机设计--------------------------------------------------------3

1、计算转速--------------------------------------------------------------3

2、电机选型--------------------------------------------------------------3 3、计算轴的转速和功率-----------------------------------------------------4

四、零件的设计和计算-----------------------------------------------4

1、链的选型及链轮设计----------------------------------------------------4

（1）传动最终速度和总传动比计算-----------------------------------------4 （2）链轮的设计-----------------------------------------------------------------4

2、V带的设计计算-----------------------------------------------------5

（1） 选型-------------------------------------------------------------------------5 （2）确定带长和中心距--------------------------------------------------------5 （3）计算中心距的波动范围--------------------------------------------------5

（4）验算小带轮的包角-----------------------------------------------------6 （5）确定带数--------------------------------------------------------------------6

（6）确定带的初拉力F0-------------------------------------------------------6 （7）压轴力的计算-------------------------------------------------------------7 （8）带轮的选择设计----------------------------------------------------------7

3、齿轮的设计-------------------------------------------------7

（1）齿轮的选材----------------------------------------------------------------7

（2）模数的设定----------------------------------------------------------------7 （3）齿轮的校核----------------------------------------------------------------7 （4）计算齿轮相关参数-------------------------------------------------------8 （5）校核齿根弯曲疲劳强度-------------------------------------------------9

4、轴的设计和校核-------------------------------------------9

（一）输入轴的设计和校核-----------------------------------------------------9 （1）选材和估算直径--------------------------------------------------------9

（2）设计----------------------------------------------------------------------10 （3）校核----------------------------------------------------------------------11 （二）输出轴的设计---------------------------------------------------------------12

（1）选材------------------------------------------------------------------------12 （2）校核------------------------------------------------------------------------14

5、轴承的验算与校核------------------------------------------16

（1）输入轴轴承的计算--------------------------------------------------------16

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（2）输出轴轴承的计算------------------------------------------------------------16

6、键的选择和校核------------------------------------------------16 7、箱体的设计------------------------------------------------------17 8、密封与润滑的设计---------------------------------------------18 （1） 密封-------------------------------------------------------------------------------18 （2） 润滑-------------------------------------------------------------------------------18 五、设计小结------------------------------------------------------------18 六、参考文献------------------------------------------------------------18

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计算内容 一、机构图：计算结果 二、设计要求：设计单级圆锥齿轮减速器。减速器小批量生产，双班制工作，使用期限5年。链牵引力F (N) =2100， 链速度V (m/s) =0.7；链轮直径D (mm) =100。 三、计算及设计 1、计算转速 由题意知，链速为0.7m/s，链轮直径为D=100mm， 链牵引力F=2100N。由于设计要求主链轮的齿数不小于25， 则取主链轮的齿数Z=30. i总=6.53 电机为Y1325-6 3

由d=P0可知，P=100*sin6=10.45 0180sin()ZZnPv*60*1000，所以n=147r/min。 60*100030*P由教材表格9-1选型06B，P=9.525.单排抗拉载荷为8.9KN. 对于链速有v=2、电机选型 对于整个系统有：带传动 承)1=0.98 ，轴承1(圆锥滚子轴2= 0.96 ，轴承 2（圆锥滚子轴承）=0.98，链传动3=0.96，齿轮啮合， 45=0.94 。 总12345=0.832

Pw=PwF*v=1.47Kw。P==1.77Kw 总1000总 查找机械设计手册选电动机型号为Y1325-6，（P=3Kw，功率因数=0.76，实际转速为960r/min） P*cos=3*0.76=2.28>1.77Kw.所以电机合适。 由电机转速和最终转速可算出总传动比： i总=960r/min/147r/min=6.53 分配传动比，分配给齿轮的为i齿=3，i带=2.177 i=0<0.5%，所以传动比合理。 3、计算轴的转速和功率 n0=960r/min，n1= n0/ i带=960/2.177r/min=441r/min； n2= n1/i齿=147r/min； 轴的功率P0=2.28Kw，P1=P0* dd1=132mm， 12=2.145Kw； P2=P1*23=2.02Kw。 轴的转矩；T=9550* P，所以T0=22.68N.m ndd2=280mm 4

T1=46.45N.m T2=131.23N.m 四、零件的设计和计算 1、链的选型及链轮设计 （1）由传动最终速度和总传动比计算知，链的型号应该选取 06B号，P=9.525.单排抗拉载荷为8.9KN. （2）链轮的设计 材料选择HT200.单排链轮。 大链轮的齿数应大于25，所以取z=30 p1800()=9.525*sin 600 其分度圆直径为dsinz =91mm取d=90mm 齿顶圆直径 1.61.6)d1909.525*(1)6.3592.67mm z30dmaxd1.25*pd1901.25*9.5256.3595.56mmdmindp*(1

所以取da94mm 齿根圆直径dfdd1=90-6.35mm=83.65mm 链轮结构选取孔板式 2、V带的设计计算 （1） 选型； 由教材表8-7可知，KA=1.2. PC=KA*P=1.2*2.28=2.736Kw 由8-11表格选A型带，推荐小带轮直径为112—140mm。 选小带轮为dd1=132mm， 所以dd2=2.177*dd1=2.177*132mm=287.4mm。 由表格8-8知选大带轮dd2=280mm。 实际转速n=n0*132/280=452r/min =1600 n=（n-n1）/n1=2.5%<5%，所以带的选型合格。 带速V=*dd1*n/60*10006.63m/s 在推荐速度5—20m/s。所以带的选型合格。 （2）确定带长和中心距 由教材可知，确定中心距需根据 带数Z=2 5

0.7*(dd1dd2)a02*(dd1dd2)确定。 代入dd1=132mm和dd2=280mm可知，a0(288.4,824) 初定中心距为500mm。 (dd2dd1)2相应带长Ld02*a0*(dd1dd2)， 24*a0 1000+6.84+10.952=1657.8 由教材表格8—2可知基准长度选取Ld=1600mm 修正系数KL=0.99 （3）计算中心距的波动范围

实际中心距a=a0LdLd0=500-28.9=471.1mm 2考虑带轮的制造，带长、弹性、松弛误差等因素则中心距的变动范围为｛amina0.015Ld447.1mmamaxa0.015Ld495.1mm57.50 （4）验算小带轮的包角 1180(dd2dd1) 由｛057.50可知，小带轮的包角1大于大 21800(dd2dd1)11fe带轮的包角2，而且由FecFfe2*(F0)min可知 11fe小带轮上的总摩擦力大于大带轮上的总摩擦力。所以打滑只会发生在小带轮上，为了提高带传动的工作能力，应使57.301180(dd2dd1)*900所以1=1620。 a0 A=471.1mm 两根A-1600GB/T—V 由教材表格8—5可选取=160， （5）确定带数 Z=0=1600， 6

KcaKA*P1.2*2.281.812 Kr(P0P0)*KKL(1.50.11)*095*099由教材8-4b可知P0=0.11，由8-4a可知P0=1.5 综上所述取带数Z=2 （6）确定带的初拉力F0 1fe由Fec2*(F0)min并计入离心力和包角的影响 11fe1可知，单根V 带需最小初拉力，由教材表格8-3可知v=6.63m/s q=0.1Kg/m (F0)min500*

(2.5K)*Pcaqv2=172.7N K*Z*V 应使实际初拉力F0>(F0)min （7）压轴力的计算 FP2*Z*(F0)min*sin122*2*172.7*sin800=680.3N 综上所述，本减速器选择两根A-1600GB/T—V,中心距为a=471.1mm dd1=280mm

dd1=280mm dd2=132mm FP680.3N （8）带轮的选择设计 带轮的材料选择HT200，轮辐选择孔板式，槽型选择A型。带轮的宽度为33mm。有两个带槽。内孔的直径为24mm。 dd2=132mm 3、齿轮的设计 （1）齿轮的选材 大小连个齿轮全部选取45钢，调质处理。小齿轮的硬度为250HBS， 大齿轮的硬度为220HBS。 （2）模数的设定 假设小齿轮的齿数Z1=24.则大齿轮的齿数 Z2Z1*u3*2472。 （3）齿轮的校核 齿轮的校核按照齿面接触设计Z1=24 Z2=72 ZE2KT1计算。 d1t2.92*3()* 2[H]R*(10.5*R)*u 载荷系数K=1.5. 小齿轮的转矩T1=46.45N。m，选齿宽系数 1 2R==0.3，由教材的10-6表格选取ZE1.8MPa， m=3mm 由10-30选ZH2.5 由循环次数公式N60*n*j*Lh可算出 N1=60*441*1*（2*8*300*5）=6.35*108h N2N1/u2.12*108h 由10-19表格得接触疲劳寿命系数 KHN11.18 KHN20.98 由10-21（d）得接触疲劳极限应力

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Hlim1618MPa Hlim2570MPa 取失效概率为1%，安全系数SH1.0 KHN1*Hlim11.18*615725.7MPaSH1 KHN2*Hlim20.98*570[H]2558.6MPaSH1[H]1由接触强度算出小齿轮的分度圆直径 d1t2.92*3(1.821.5*450=67.54mm )*2558.60.3*(0.85)*3计算齿轮的圆周速度 dm1d*(10.5*0.3)67.54*0.8557.41mm V*dm1*n160*10003.14*57.41*4411.325m/s 60*1000计算载荷系数由表格10—2可知KA1.0. 由10—8知 KV1.1。 取KHKF1.5*KHbe1.875 所以接触强度载荷系数 dm1=57.41mm KKAKVKHKH=1.0*1.1*1.0*1.875=2.06 按照实际载荷系数校正分度圆直径 d1d1t3K/Kt67.54*32.06/1.575.1mm md1753.13，查询标准值选取模数m=3. Z124（4）计算齿轮相关参数 d1m*Z13*2472mm，d2m*Z2216mm K=2.06 8

1arccosuu2118.4350 29001 u2110mm=113.84mm =72*Rd1*22

对于齿轮的宽度b1R*R0.3*113.84mm34.15mm 取整b1=35mm，大齿轮的宽度b2=32mm （5）校核齿根弯曲疲劳强度 1=18.4350 9

Z124K=2.06 计算当量齿轮Zr125.3 0cos1cos18.435Zr2Z224227.7mm 0cos2cos71.565由10-5得 YFa12.65 YSa11.58 YFa22.06 YSa21.97 计算弯曲疲劳许用应力由图知 KFN10.93 KFN20.97 按脉动循环变应力定弯曲应力 KFN1*FN10.93*440MPa314.8MPaS*F1.3 KFN2*FN20.97*425[F]2MPa317.1MPaS*F1.3[F]1校核弯曲强度由 F2*K*T1*YSa1*YFa1[F]校核 22b*m*(10.5*R)*Z2*2.06*450*2.65*1.58=146.7Mpa<[F] 2235*3*(10.5*0.3)*242*2.06*450*2.65*1.97=142.2Mpa<[F] 35*32*(10.5*0.3)2*24F1F2由上述校核可知齿轮的材料均满足要求，所以齿轮的材料、参数等符合要求，可以应用 4、轴的设计和校核 （一）输入轴的设计和校核 （1）选材和估算直径 对输入轴选取45#钢，调质处理。硬度为217—255HBS

9.55*106P按照扭转强度估算轴的直径d3 *40.2*(1)*[]n为材料的许用应力由教材可知，对实心轴而言 =0 []=40 A=106 经计算可得d17.97mm，考虑有键槽，应将d增大5%。 （2）设计 对于第一段，考虑有键槽d=（1+5%）*17.97=18.87mm 选d1=19mm， 设长度L1=35mm 此处的键为6x6，键长为L01=28mm 对于第二段 取d2=23mm，考虑轴承的安装，拆卸。润滑和箱体厚度等因素，取 L2=20mm 对于第三段 要配合30206型号的轴承，所以d3=30mm 由轴承的安装尺寸知 L3=16mm 对于第四段 为轴承的定位轴肩，其直径应小于滚子轴承的内圈直径，所以取d4=34mm L4=40mm d1=19mm L1=35mm d2=23mm L2=20mm 对于第五段 与第三段相同，所以d5=30mm L5=41mm 对于第六段 考虑要与大带轮配合，取 d6=24mm d3=30mm 10

L6=30mm，此处的键为6X6，键长 L02=28mm 轴的总厂L=35+20+16+40+41+30=182mm 小齿轮的分度圆直径d1=72mm，转矩T1=46.45N.m 则圆周力FtL3=16mm d4=34mm L4=40mm 2*T12*450N1618.2N dm157.41径向力FrFt*tan*cos1558.7N 轴向力FaFt*tan*sin1186.25N （3）校核 d6=24mm 11

在水平方向，有Ft、Fp、Fh1、Fh2四个力 。 由力矩平衡可得出 Fh1*49Fp*48Ft*(71.549) 已知Ft=1618.2N Fp=680N 得出Fh1=3313N 因为Fh1+Fh2=Ft+Fp，所以 Fh2=1014.5N 在径向有Fa、Fr、Fr1、Fr2四个力。 由力矩平衡可知Fr1*49Fr*(71.549) 所以Fr1=1351.4N Fr2=792.44N 画出水平面和垂直面的受力图和弯矩图，如上所示， 可知B面为危险截面。即危险截面位于第三段轴上。 水平面上B点的弯矩M水=Ft*71.5=-115701.3N。m 垂直面上B点弯矩M垂Fr*71.5Fa*71.5=-33242.1N.m 合弯矩M=M水M垂=120381.7N.m B截面的直径为30mm， 22M2(T)2所以用公式ca 校核 W120381.72(0.6*450)2代入数据可得ca 30.1*30 =45.76Mpa<60Mpa 综上可知，危险截面处满足要求，所以整个轴均满足要求。 （二）输出轴的设计 （1）选材 输出轴选取45#钢，调质处理。硬度为217—255HBS。 9.55*106P根据d3估算直径 *40.2*(1)*[]n d2>25.41mm，取25mm。 输出轴的简化结构如下；

M=120381.7N.m 12

确定各段的长度和直径。 对于第一段 因为要配合30208轴承。所以 d1=40mm 第一段轴除了要配合轴承以外，还要在轴承的右侧加轴套。用 以固定齿轮。所以取第一段的长度 L1=37mm 第二段 要连接齿轮。轴径d2=41mm 长度L2=32mm 第三段 此段为齿轮的定位轴肩，取d3=52mm 长度L3=5mm 第四段 取此段d4=44mm，，对于此段的长度，在选取时应考虑 小齿轮的最大直径。考虑齿轮的配合。取此段的长度 L4=80mm。 第五段 与第一段的左侧相同，配合30208的轴承。 所以取d5=40mm L5=17mm 第六段 要配合链轮 取 d6=27mm 取L6=61mm。此处要与端盖配合，所以需要加长一些。此处的键 为8X7，键长为40mm

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所以总轴长 L=37+32+5+80+17+61=232mm 对于锥齿轮的受力有 大锥齿轮的分度圆直径 d2=216mm 其转矩为T2=131.23N。m 圆周力为 Ft2*T21215.1N dm2径向力 FrFt*tan*cos2140N 轴向力 FaFt*tan*sin2419.7N （2）校核 在水平方向上有 F（37+102）+F*58.5=Ft*102 1*得出 F1=7.8N F2=3307.2N 在垂直方向上 Fr1*139Fr*102Fa*102F*58.5 得出Fr1=473N Fr2=2713N 输出轴的主要受力如下图所示 T2=131.23N。m 14

计算出各个受力点的受力情况和受弯矩的情况，画出受力图和弯矩图 如下：

由受力图和弯矩图可知在输出轴上C截面为危险截面。 所以只对C截面进行校核。 在水平方向上C截面的弯矩 M水=-122856 N。m 在垂直方向上C截面的弯矩 M垂=-122836.4N。m 2M合=M水2M垂=173730N。m

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21737302（0.6*131230）由ca==29.8Mpa<60Mpa 30.1*40可知，C截面处满足要求，所以整根轴也满足要求。 5、轴承的验算与校核 （1）输入轴轴承的计算 106C（）来计算， 轴承的寿命计算是用Lh=60*nP其中=10/3.。 对于输入轴其派生轴向力Fs=0.4*Fr。 则总力为F=0.4*Fr1.7*Fa。经计算可知 M合=173730N。m F1=1459.2N F2=855.8N 10610195203 （）=214763h 所以只校核第一个即可。Lh=60*4411459.2 而减速器的工作量L=300*2*8*5=24000h24000h 60*4413902.04 所以输出轴上的轴承也满足要求。 6、 键的选择和校核 第一个键 输入轴上安装带轮时用的键。 型号是6X6，长度为28mm 平键 2*T*103 由p=校核 k*l*d 2*46.45*1000 p==58.2Mpa<100Mpa 0.5*6*28*19 第二个键 输入轴上安装齿轮时用的键 型号为6X6，键长为28mm，平键 与第一个相同，合格。

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第三个键 位于输出轴与齿轮结合处。 型号为 10X8 键长为30mm，平键 p=2*131.23*1000=42.3Mpa<100Mpa 0.5*10*30*37经校核，键合格 第四个键 位于输出轴和链轮的结合处 型号为 8X7 键长40mm 平键 p=2*131.23*1000=59.3Mpa<100Mpa 0.5*8*41*27所以，改键也合格 7、 箱体的设计 （1） 窥视孔和窥视孔盖 在减速器箱体的上方，可以看到齿轮的啮合情况，以便检测齿轮的接触斑点和齿侧间隙。了解啮合情况，润滑油也由此处注入机体内。窥视孔上有盖子，是为了防止杂物进入机体内和润滑油飞溅出来。 （2） 放油螺塞， 是用来堵住放油孔，放油孔的主要作用是排出被污染的润滑油。注入润滑油时，应拧紧放油螺塞。 （3） 油标 油标是用来检测油面的高度，以保证有正常的油量。 （4） 启盖螺钉 机盖与机座的结合面上常涂有水玻璃或者密封胶。连结后结合紧密，不易分开，为了便于启盖。在机盖凸缘上装有一到两个启盖螺钉。在启盖时可先拧起螺钉定期机盖。 （5） 定位销 为了保证轴承座孔德安装精度，在机盖和机座用螺栓连接后，镗孔之前，装上两个定位销。 （6） 密封装置 在伸出轴与端盖之间 有间隙，必须安装密封件。以防止漏油和污物进入机体内。密封元件多为标准件，密封效果相差很大，选择时，应根据实际情况选择。 箱体机构尺寸如下： 机座壁厚 10mm 机盖壁厚 10mm 机座凸缘厚度 15mm 机盖凸缘厚度 15mm 机座底凸缘高 5mm 地角螺栓直径 15mm 轴承旁连接螺栓直径 8mm 机盖与机座连接螺栓直径 8mm 端盖螺钉直径 6mm 窥视孔螺钉直径 6mm 定位销直径 10mm

6X6，长度为28mm 平键 10X8 键长为30mm，平键 型号为 8X7 键长40mm 平键 17

大齿轮齿顶圆与机座内壁的距离 20 mm 大齿轮断面与机座的距离 20mm 油槽宽度 5mm 机座肋厚 10mm 8、 密封与润滑的设计 （3） 密封 由于选用的电机为低速，常温常压的电动机，则可选用毛毡密封，其主要形式为毛毡圈密封。毛毡具有弹性，呈松孔海绵状。可储存润滑油和阻挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油刮下，自行润滑。 （4） 润滑 对于齿轮讲，由于传动件的圆周速度<12m/s。所以采用浸油润滑，因此机体内应保证有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免搅动时泛起沉渣，齿顶到油齿底面的距离不小于30mm，对于单级减速器，浸油深度为一个齿顶高。这样就可以决定所用油量，单级传动，每传动1Kw需要油量为0.35—0.7 m。 对于圆锥滚子轴承，在此处采用油润滑，其润滑油主要通过油槽到达轴承处。 3五、设计小节 机械设计课程设计是我们机械专业的学生第一次较全面的接触机械设计训练。是机械设计和机械设计所有基础性课程的综合。 通过这次机械设计的课程设计，综合运用了机械设计课程和其他基础课程所学到的知识。结合实际生产问题，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和拓展。 学习到了机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。 进行了机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。 六、 参考文献 （1）《机械设计》 濮良贵、纪名刚主编 西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著，高等教育出版社 第八版

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（2）《简明机械设计手册》 唐金松 主编 上海科技出版社 第三版 （3）《机械设计手册》 :机械设计手册编委会 编著 机械工业出版社 2004年出版

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