1、機械設計課程設計計算說明書設計項目：單級圓錐齒輪減速器姓名：孫建班級：55031學號：002003102028 院系：工程學院安全工程系 指導老師：徐林紅 日期：2005年12月目 錄設計題目和運動簡圖 03第一章 機器傳動裝置的總體設計方案 041.1電動機的選擇 041.2傳動比計算與分配 041.3傳動裝置對運動和動力參數計算 04第二章 傳動零件的設計計算和軸系零件初步選擇 052.1外部零件設計計算 052.1.1普通V帶傳動 052.1.2鏈傳動 052.減速器內部零件圓錐齒輪設計計算 062.3初算軸的直徑 082.4初選滾動軸承 08第三章 減速器結構與潤滑 083.1箱體 0

2、83.2減速器的附件 083.3減速器的潤滑 08第四章 減速器裝配圖設計 084.1箱體的結構尺寸初定 084.2減速器裝配草圖設計 09第五章 軸的設計計算 115.1高速軸的設計計算 115.2低速軸的設計計算 13第六章 滾動鍵連接的設計計算 156.1高速軸上鍵聯結的選擇計算 156.2低速軸上鍵連接的選擇計算 15第七章 滾動軸承的選擇和計算 167.1高速軸軸承的選擇和計算 167.2低速軸軸承的選擇和計算 16第八章 減速器結構尺寸的確定 168.1箱體 168.2減速器整體尺寸 16附錄：裝配圖和零件圖 19 2設計題目：設計某廠鏈式運輸機上的單級圓錐齒輪減速器。工作有輕度振

3、動，雙班制工作，曳引鏈容許速度誤差為5%，減速器為小批量生產，使用期限為5遍。具體數據如下：項目 已知數據牽引力F（N）傳送速度v（m/s）鏈輪直徑（mm）運動簡圖：1.電動機 2.帶傳動 3.減速器 4.鏈傳動第一章 機器傳動裝置的總體設計方案1.1電動機的選擇1.1.1電動機類型的選擇電動機類型根據動力源和工作條件，選用Y 系列三相異步電動機1.1.2電動機功率的選擇工作機所需要的有效功率：Pw=Fv/1000=27000.9/1000=2.43（KW）動軸承、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）、開式帶傳動的效率，查表得1=0.93，2=0.99， 確定從電動機到工作機之間總效率 。設1，2

4、，3，4分別為開式鏈傳動、滾3=0.97，4=0.95，則傳動的總效率為：=1234=0.93 0.99 0.97 0.99 0.95=0.8399電動機所需要功率為Pd=Pw/=2.43/0.8399=2.89(KW)根據JB3074-82查選電動機的額定功率為3KW，轉速為常用的同步轉速V=1000r/min和v=1500r/min兩種。再查JB3074-82，電動機型號分別為Y132S-6型和Y100L2-4型。綜合各方面因素現選擇v=1000r/min,Y132s-6型號的電動機，該電動機的中心高H=132mm，外伸軸頸圍38mm，軸外伸長度為80mm。1.2 傳動比的設計計算和分配鏈

5、輪直徑d=150mm,牽引力F=2700N，鏈速v=0.9m/s,可以求得鏈輪轉速n=60V/3.14d=115r/min.求出總傳動比：i總=n1n2=960/115=8.35所以總傳動比為8.35， 現選擇齒輪傳動比i2 =3，則帶傳動的傳動比i1=8.35/3=2.781.3傳動裝置的運動和動力參數計算1.3.1 各個軸的轉速計算n1 = nm /i1 =960/2.78 =345.32 r/minn2 = n1 /i2 = 345.32/3 =115 r/min1.3.2 各軸的輸入功率計算4（ KW） P1=Pd =2.746P2=P1 2 3 =2.637（KW）1.3.3 各軸的

6、輸入轉矩計算T1=9550P1/n1=75.94(Nm)T2=9550P2/n2=218.99(Nm)第二章 傳動零件的設計計算和軸系零件初步選擇2.1外部零件的設計計算(本節所查表均出自機械設計華中理工大學出版社2000版)2.1.1普通V帶傳動，則PC=KAP=1.2*3=3.6（KW） 計算功率PC：取工況系數KA=1.2（表410）選取V帶型號：根據PC=3.6KW和nm =960r/min,根據圖4-7可得的其工作點位于A、B型區域，本題選擇A型帶計算小帶輪基準直徑dd1和大帶輪基準直徑dd2：我們希望結構緊湊，?。?-）=275.22mm，取dd1=100mm，選取=0.01，則大

7、帶輪基準直徑dd2=100i1dd2=280mm。此時從動輪實際轉速n1=9601000.99/280=339.4r/min轉速誤差：(45.32-339.4)/345.32=0.0170.05,合適。驗算帶速：v=nmdd1601000=5.03m/s120,可以滿足要求 單根V帶所能傳遞的功率：由n=960r/min,dd1=100,查表4-4得P0=0.097KW單根V帶傳遞功率增量P0A型V帶，n1=960,i1=n1/n2=dd2/dd1=2.8 查表4-5得P0=0.11KWV帶的根數： zpc,查得ka=0.93,kl=0.99,則(p0+ p0)kakl z3.62,取z=4作

8、用在帶輪上的力：F0=500PC2.51)+qv2=153.85(N),q=0.10kg/m (kazvF=2zF0sin12=1161.72(N)選取A型帶：A-160042.1.2 鏈傳動則節距p=60*1000*v/zn=24.7，取p=25.40， P=2.43KW，n2=115r/min,取鏈輪齒數為19，16號鏈條，雙排鏈，驗算鏈速：v=znp/60/1000=0.92m/s速度誤差：（0.92-0.9）/0.9=0.0220.05,合適。鏈輪輪轂長度:l=4h,h=9.5+dk/6+0.01d,dk=34,d=150l=66.7,取l=68mm分度圓直徑d1=p=171.3,取d

9、=170mm sinz12.2 減速器內部傳動零件的設計計算2.2.1齒輪傳動：取8級精度軟齒面標準傳動。小齒輪45鋼，調質處理，齒面硬度為240HBS；大齒輪選用45鋼，正火處理，齒面硬度為180HBS。按接觸強度設計計算，彎曲強2.2.1.1按接觸疲勞強度強度計算d1傳動比u=i=3齒寬系數（表6-5） 取R0.03小齒輪轉矩T1=7.59410Nmm 4 （2.2-1） 載荷系數（表6-3）K=1.45材料彈性系數（表6-4）：ZE節點區域系數（圖6-13）：ZH=2.37 許用接觸疲勞應力：H=HlimENSHmin小齒輪和大齒輪 接觸疲勞應力分別為：Hlim1=590N/mm2，Hl

10、im2=520N/mm2小大齒輪最小許用接觸安全系數：SHmin1=SHmin2=1接觸壽命系數:小大齒輪每轉一周同一側齒面的嚙合次數：1齒輪傳動工作時間t=5*300*16=24000h小大齒輪應力循環次數：N1=60r1n1t=49.910N2=60r2n2t=16.310（圖6-20）得ZN1=1.1,ZN2=1.15 77H1=590*1.15/1=649N/mm2, H2=520*1.15/1=598N/mm2取H=598N/mm按式2.2-1得小齒輪大端分度圓直徑d1=72.63mm，取d1=75mm,模數m=3，小齒輪齒數為25，大齒輪齒數為75，大齒輪大端分度圓直徑d2=225

11、mm,R=118.6mm62有關參數修正：小齒輪圓周速度v=1.33m/s,與初估v=13m/s相符，K無需修正，即K取K=1.452.2.1.2彎曲疲勞強度校核：F=F （2.2-1）FaYSa齒形系數（圖6-16）：YFa1=2.6 ，YFa2=2.12應力修正系數（圖6-17）：YSa1=1.6 ， YSa2=1.84 許用彎曲疲勞應力：limYNYXF=S （2.2-2）FminFlim1=270N/mm2 Flim2=250N/mm2小大齒輪尺寸系數：YX=1小大齒輪最小許用彎曲安全系數（表6-9）：SF=1彎曲應力循環次數：N1=60r1n1t=49.9107 N2=60r2n2t

12、=16.3107小大齒輪彎曲壽命系數（圖6-21）：YN=1得 2F1=270N/mm 2F2=250N/mm代入2.2-2得：F1=158.4270 F2=47.59250小大齒輪滿足彎曲疲勞強度要求2.2.1.3 小大齒輪結構設計d1=75mm,d2=225mm,m=3da1=m(z1+2cos1)=80.692mmda2=m(z2+2cos2)=226.897mmdf1=m(z12.4cos1)=68.169mmdf2=m(z22.4cos2)=222.723mm=2sin1a1a2=arctanz=1.4491a1=1+a1=19.884a2=2+a2=73.014R=118.59mm

13、,B=0.3R=35mm 結構見裝配圖2.3 初算軸的直徑2.3.1主動軸主動輪帶輪軸頸估算：選軸的材料為45鋼，正火，c=118107，d=c=21.4823.68，取d=30mm 小齒輪段傳遞功率P= 2.89*0.95*0.99=2.718(KW),轉速n=339.4r/min，選軸的材料45鋼，正火，d=29.7523.61mm，取d=30mm2.3.2 從動軸鏈輪段軸徑估算：傳遞功率P=2.43KW，n=113.1r/min，選用45鋼，正火，d=29.7530.5 取d=32.5mm大齒輪段軸徑：傳遞功率P=2.64KW，n=113.1r/min,d=32.1135.41,取d=4

14、5mm2.4初選滾動軸承因該減速器采用圓錐齒輪傳動，齒輪受軸向、徑向和周向載荷，使軸承是軸承承受較大的軸向和徑向力，且需要調整傳動件錐齒輪的軸向位置，所以可選用角接觸球軸承和圓錐滾子軸承。因圓錐滾子軸承裝拆調整方便，價格低廉，所以采用之。第三章 減速器結構與潤滑3.1 箱體箱體的選擇 箱體有鑄造箱體和焊接箱體兩種。前者剛性較好，外形美觀，易于切削加工，能吸收振動和消除噪聲，但重量大，適用于批量生產。后者針對于單體或小批量生產的箱體，采用鋼板和焊接而成，箱體壁薄，重量小，材料省，生產周期短但技術含量高。本題傳動有輕微振動，考慮到技術性能而采用鑄造箱體。3.2 減速器附件1窺視孔2通氣器 一件 Q

15、235A3軸承蓋 四件 HT2004. 定位銷 兩件 銷GB117-86-B10305. 油面指示裝置 選用油標6. 油塞 一件 Q235A M161.57. 起蓋螺釘 兩件 Q235A 螺栓GB5783-86-M10258. 起吊裝置 兩件 Q235A 螺栓GB825-88-M103.3 減速器潤滑該裝置齒輪傳動采用閉式，所以潤滑油粘度薦用值為118。又v=1.3m/s,調質鋼，齒面硬度280HBS,所以選用ckc 150工業齒輪用油對于滾動軸承潤滑，因為v=1.3m/sS=1.5,故安全同理右側：Sca=4.080S=1.5,故安全5.2 從動軸校核1.材料同主動軸，輸出軸轉矩T=218.

16、986Nm，n=113.4r/min2. 按彎扭合成強度校核軸的強度1）作軸的計算簡圖（圖5-2）（a）FNH1 FNH3 (c)（e）垂直彎矩圖(f)合成彎矩圖(g)轉矩圖(h)當量彎矩圖水平面內：FNH1=218.37N,FNH2=285.64N,FNH3=476.91N垂直面內：FNV1=1548.09N,FNV2=2025N,FNV3=476.91N2）計算彎矩并作出彎矩圖：MH1=13639.3Nmm,MH2=44274.2NmmMNV1= 73921.3Nmm，MNV2=73921.3 Nmm合成彎矩：M1=86165.91 Nmm扭 矩：T=218986 Nmm3）作出合成彎矩圖

17、m,MH2=44.27 Nm,MV=73.921 Nm 4）作扭矩圖，由圖可知B為危險截面，MH1=13.64 N合成彎矩M1=75169.27 Nmm,M2=86165.91 Nmm,W=0.1d3=9112.5ca=17.24MPaH=60MPa,故安全第六章 鍵聯結的設計及計算6.1 高速軸上鍵聯結的選擇和計算高速軸段有兩處需要鍵聯結，其一為外伸部分與帶輪的聯結。由第五章得帶輪段軸徑為28毫米，外伸軸長60毫米，帶輪輪轂寬50毫米，根據GB1096-79選取10651.510310(3=1.36106h24000h3Lh=bhl=8745(mm)的A型圓601153305所以安全可用頭普

18、通平鍵。大帶輪傳遞轉矩T1=75.94Nm，鍵的許用應力為100MPa，則p=4T =33.25MPa100MPa,故安全。dhl的A型圓頭普通平鍵聯結小錐齒輪處軸徑為30毫米，齒輪輪轂寬為45毫米，所以選取bhl=8745(mm3)，p=4T =40.18MPa100MPa,故安全。dhl6.2 低速軸上鍵聯結的設計計算低速軸需傳遞齒輪傳動及鏈傳動。即需聯結鏈輪和大齒輪。低速軸外伸段長80毫米、軸徑32.5毫米，帶輪輪轂長66.7毫米，取68毫米，所以選用bhl=10856(mm)的A型圓頭普通平鍵。鏈輪傳遞轉矩：T=218.986Nm，則163p=4T=46.01MPa100MPa，故安全。 dhl低速軸聯結齒輪軸段軸徑為45毫米，大錐齒輪輪轂長度為54毫米，選取bhl=14945(mm3)的A型圓頭普通平鍵聯結，大錐齒輪傳遞轉矩T=218.986Nm,承受擠壓力：p=4T =48.06MPa100MPa,故安全。dhl第七章 滾動軸承的選擇和計算7.1 高速軸段軸承受力分析圖如下：圖7-1圖中Fr=2025N,T=285.6