课程设计之一级锥齿轮减速器课程设计说明书.docx
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课程设计之一级锥齿轮减速器课程设计说明书
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目一级圆锥齿轮减速器
机电工程学院（系）ap08083班
设计者阙吕云学号23
指导老师崔敏副教授
2011年七月七日
五邑大学
一、设计任务书及设计方案概括……………………3.
二、电动机的选择及计算……………………………4
三、传动装置的运动及动力参数的选择及计算……4
四、传动零件的设计计算……………………………5
五、轴的设计计算……………………………………8
六、箱体及附件的结构设计和选……………………14
七、键联接的选择及计算……………………………15
八、滚动轴承的选择及计算…………………………16
九、密封和润滑的设计………………………………17
一十、联轴器的设计……………………………………18
十一、课程设计总结…………………………………18
文献…………………………………………18
一、传动方案拟定
设计单级直齿圆锥齿轮减速器和一级链传动
1.工作条件：
使用年限10年，工作为两班工作制，载荷平稳，环境清洁，运输带允许误差为5%。
２.原始数据：
运输带工作拉力：
F=2000N；
运输带工作速度：
V=1.6m/s；
卷筒直径：
D=270mm
方案拟定：
采用链传动与直齿圆锥齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于链传动没有滑动，能保证准确的平均传动比，链传动对制造和安装的精度要求较低，能适用中心距较大的传动。
1.电动机2.联轴器3、圆锥齿轮减速器4.链传动5、卷筒6、运输带
二、电动机选择
1.电动机类型和结构的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便。
2.电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式
（1）：
Ｐd＝ＰＷ/η
式
（2）：
ＰＷ＝ＦV/1000
由电动机至运输带的传动总效率为：
η=η１×
×η３×η４×η
式中：
η1、η2、η3、η4、η5、分别为联轴器η1＝0.99、滚动轴承（一对）η２＝0.99、锥齿轮减速器传动η3＝0.97、链传动η4＝0.96、和传动滚筒效率η5＝0.96
η总=0.99×0.993×0.97×0.96×0.96=0.859所以：
电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η=（2000×1.6）/（1000×0.859）
=3.725kw
因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd，查电动机技术数据，选电动机额定功率Ped为4kw。
3.确定电动机转速
滚筒轴工作转速：
nw=60×1000v/πD=113.18r/min
通常，链传动的传动比常用范围2～5，一级锥齿轮减速器为2～3，则总传动比范围ia=4～15，故电动机转速的可选范围
=ia*nw=（4～15）×113.18=452～1698r/min
符合此范围的同步转速有750,1000和1500r/min。
即有三种型号的电动机，分别为Y112M-2，Y112M-4和Y132M-6。
此三种方案通过将其满载转速，质量，价格和传动比进行比较，Y112M-4型电动机最为适合，故选Y112M-4型电动机，额定效率4kw，转速1440r/min，额定转矩2.2。
三、传动装置的运动及动力参数的选择及计算
分配传动比
1、总传动比
ia=nm/nw=1440/113.18=12.72
2、分配传动装置各级传动比
取一级锥齿轮减速器传动比i1=3
则链传动的传动比为i2=ia/i1=12.72/3=4.24
运动和动力参数计算
0轴（电动机轴）
P0=Pd=3.725kw
n0=nw=1440r/min
T0=9550×P0/n0=24.70N*m
1轴（高速轴）
P1=P0η1η2=3.651kw
n1=n0=1440r/min
T1=9550×P1/n1=24.2N*m
2轴（低速轴）
P2=P1η2η3=3.506kw
n2=n1/i1=480r/min
T2=9550×P2/n2=69.75N*m
3轴（滚筒轴）
P3=P2η2η4=3.332kw
N3=n2/i2=113r/min
T1=9550×P1/n1=281N*m
各轴数据
转速n（r/min）
功率P
（kW）
扭矩T
0轴
1440
3.725
24.70
1轴
1440
3.651
24.2
2轴
480
3.506
69.75
3轴
113
3.332
281
四、传动零件的设计计算
1、圆锥齿轮传动的计算
1）、选择齿轮类型、材料、精度及齿数：
（1）本方案选用直齿圆锥齿轮（轴交角900）传动;
（2）采用硬齿面。
大小齿轮选用40Cr调质及表面淬火，大、小齿轮的齿面硬度HRC48～55。
参考《机械设计》附表8-12，选择锥齿轮精度为8级精度。
（3）齿数的选择对于封闭式硬齿面齿轮，小齿轮的齿数选择z1=25，大齿轮齿数z2=i1z1=3×25=75。
取标准值Z2=70。
实际传动比i0=70/25=2.8，传动比误差：
e1=
=-5.67%
齿数比：
u=i0=2.8
2）按齿根弯曲疲劳强度进行设计
m≥
确定上式各项参数。
（1）因为载荷平稳，可选载荷系数Kt=1.5
（2）计算转轴T1=9550×P1/n1=24.2N*m
（3）确定齿宽系数
根据《机械设计》表8-3，锥齿轮齿宽选
=0.3.
（4）确定复合齿形系数YFS，则
δ1=arctan
=arctan
=18.434950即δ1=18026’6’’
δ2=90-18.43495=71.565050即δ2=71033’54’
故当量齿数为
Zv1=
=
≈26Zv2=
=
≈237
根据当量齿数查附图8-4，得
YFS1=4.17YFS2=3.97
（5）确定弯矩许用应力
，则
N1=60n1jLh=60×1440×1×（10×365×2×8）=5.04576×109
N2=
=
=1.68192×109
由附图8-5，查得疲劳寿命系数KFN1=0.80，KFN2=0.82。
根据表8-4，按一般可靠度，查得最小安全系数SFmin=1.25。
由附图8-8（c），按碳钢ML线及延长线查得小齿轮σFmin1=525MPaσFmin2=510MPa
则
[σF]1=
=
=336N/mm2
[σF]2=
=
=334.56N/mm2
因此，有
=
=0.01241﹥
=
=0.01186
可见，小锥齿轮的弯曲疲劳强度较弱，所以把
=0.01241代人公式进行计算，则
m≥
=1.615mm
3）修正计算结果
（1）小锥齿轮大头分度圆直径为
d1t=mtz1=1.615×25=40.375mm
小锥齿轮的平均分度圆直径为
dm1t=d1t（1-0.5φR）=40.375×（1-0.5×0.3）=34.319mm
锥距为
Rt=d1t
=63.84mm
齿宽为
b=φRR=0.3×63.84=19.152mm
平均速度为
Vmt=
=2.588m/s
（2）根据工作情况特性，查附表8-2，取KA=1.0；根据速度，查附图8-1，圆锥齿轮8级精度按低一级选取，即按9级精度去KV=1.22；查附表8-3，取KFα=1.2。
（3）确定齿向载荷分布系数KFβ。
根据圆柱齿轮KHβ的计算公式，进行近似计算。
由附表8-4，按硬齿面、8级精度、悬臂布置、安装时不做调整查找，则计算公式为
KFβ≈KHβ=1.23+0.18（1+6.7
）
+0.61×10-3b=1.23+0.18[1+6.7（
）2]（
）2+0.61×10-3×19.152≈1.34
（4）计算载荷系数
K=KAKVKFβKFα=1×1.22×1.2×1.34=1.96
m=mt
=1.615×
=1.76mm
因为是闭式齿轮传动，故取m=2.0mm
（5）确定锥齿轮的主要尺寸
d1=mz1=2×25=50mm
d2=mz2=2×75=150mm
R=
=79.057mm
由b=φRR=0.3×79.057=23.717mm，取齿宽b1=b2=24mm
小锥齿轮的平均分度圆直径为
dm1=d1（1-0.5φR）=50（1-0.5×0.3）=42.2mm
大锥齿轮的平均分度圆直径为
dm2=d2（1-0.5φR）=150（1-0.5×0.3）=127.5mm
齿顶高haha=m=2
齿根高hfhf=1.2m=2.4
齿顶间隙c=0.2m=0.4
2、链传动的设计
1、选择链轮齿数、和确定传动比：
一般链轮齿数在17~114之间，已知传动比i=4.24
已知链速v=1.6m/s，所以取Z1=16，则Z2=i2Z1=4.24×16=67.84，取Z2=69
则实际传动比：
=69/16=4.31
传动比误差：
e2=
=1.65%
则总传动比误差：
-5.67%+1.18%=-4.02%<5%符合要求
2、计算当量的单排链的计算功率PC：
由《机械设计》附表7-2、7-3、7-4查得：
KA=1.0,KZ=1.11,KM=1.0
PC=
=3.89KW
3、确定链条型号和节距p：
已知nc=n2=480r/min
链条型号：
由《机械设计》P176图9-11查得，应选10A单排滚子链。
节距：
由《机械设计》附表7-1查得，节距p=15.875
4、计算链条节数和中心距：
初选中心距a0=（30～50）×15.875=476.25～793.75mm。
取a0=500mm
=107.75
选取Lp=108
≈1.75所以由《机械设计》附表7-5查得：
f1=0.24156
所以
=502.35mm取a=502mm
5、计算链速v，确定润滑方式：
v=
=2.032m/s
根据链的速度，应采用油池润滑或油盘飞溅润滑
6、计算压轴力FP：
FP=KFPFe=1000×
KFP
其中KFP=1.15，V=2.032M/S
所以FP=1984.2N
7、设计结果：
选用单排滚子链10A，中心距a=502mm，小链轮齿数Z1=16，大链轮齿数Z2=69，轴上压力FP=1984.2N。
五、轴的设计计算
1、齿轮轴的设计
（1）确定轴上零件的固定方式（如下图）
（2）选择抽的材料为45号钢，调质处理，硬度217～255HBS。
由《机械设计》附表14-1查得对称循环弯曲许用应力[σ-1]=60MPa。
（3）计算最小轴径
由表14-1选取C=110，所以
d1min=C
=110×
=14.999mm≈15mm
（4）确定轴各段直径和长度
①从小锥齿轮开始右起第一段，由于齿轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ16mm，又带轮的宽度b=24mm则第一段长度L1=24mm
②右起第二段，该段装有挡油环和滚动轴承，挡油环长度为13mm，轴承选用圆锥滚子轴承，则轴承承受径向力和轴向力为零，选用30205型轴承，其尺寸为25×52×15，那么该段的直径为D2=Φ25mm，长度为L2=28mm
③右起第三段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，其轴肩高度h=（0.07～0.1）D3=2.1～3.0，所以取h=2.5mm，则D3=25+5=Φ30mm，长度取L3=55mm
④右起第四段为滚动轴承段，则此段的直径为D4=Φ25mm，长度为L4=15mm.
⑤右起第五段，为轴承与轴承端盖的过度段，此段直径D5=Φ36mm。
⑥右起第六段，为联轴器接入轴,由于电机Y112M1-4的轴的直径为d2=Φ19mm，故选择凸缘联轴器GY2型，选d1=Φ19mm。
即D6=Φ19mm。
长度取L6=50mm。
（5）求齿轮上作用力的大小、方向
1小齿轮分度圆直径：
d1=42.2mm
2作用在齿轮上的转矩为：
T1=24.2N•m
③求圆周力：
Ft
Ft=2T1/d1=1146.92N
④求径向力Fr
Fr=Ft•tanα=1146.92tan200=417.44N
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
FHA=Ft/2=573.46NFHB=FHA=573.46N
垂直面的支反力：
FVA’=315.84N
FVB’=Fr-FVA=101.6N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面处的弯矩：
水平面的弯矩：
M水平=FHA×0.08=45.8768Nm
垂直面的弯矩：
M垂直=FVA’×0.08=25.2Nm
合成弯矩：
M合=
=52.34Nm
（7）画转矩图：
T=Ft×d1/2=242.00Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第二段剖面C处的当量弯矩：
（9）判断危险截面并验算强度
①右起第二段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以该剖面为危险截面。
已知M当=93.87Nm,有:
［σ-1］=60Mpa则：
σe=M当/W=M当/（0.1•D43）
=93.87×1000/（0.1×453）=10.30MPa<［σ-1］
3右起第一段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe=MD/W=MD/（0.1•D13）
=50.75×1000/（0.1×283）=33.12Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的。
受力图如下
：
2、输出轴的设计计算
（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）
（2）按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为P2=3.506Kw
转速为n2=480r/min
d2min=C
=110×
=20.34mm，取d2min=21mm
（2）确定轴各段直径和长度
①从右端开始右起第一段，安装滚动轴承和挡油环。
故D1=Φ25mm,L1=28mm.
②右起第二段为圆锥齿轮的轴肩，其直径应大于圆锥齿轮的轴孔孔径，取D2=Φ40mm，长度根据箱体的具体参数设计得到，在此取L2=57mm。
③右起第三段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为127.5mm，则第四段的直径取Φ32mm,齿轮宽为b=24mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L3=22mm。
④右起第四段，该段装有挡油环和滚动轴承，挡油环长度为13mm，轴承选用圆锥滚子轴承，则轴承承受径向力和轴向力为零，选用30205型轴承，其尺寸为25×52×15，那么该段的直径为D4=Φ25mm，长度为L4=28mm
⑤右起第五段，为轴承与轴承端盖的过度段，此段直径D5=Φ36mm。
⑥右起第六段，为链轮的轴肩，取D6=Φ21mm，L6=50mm
（3）求齿轮上作用力的大小、方向（略）
六、箱体结构及其他附件的设计
1、箱体机构设计
箱体结构尺寸选择如下表：
名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
8
机盖壁厚
δ1
8
机座凸缘厚度
b
11
机盖凸缘厚度
b1
11
机座底凸缘厚度
b2
15
地脚螺钉直径
df
15
轴承旁联结螺栓直径
d1
8
机盖与机座联接螺栓直径
d2
8
轴承端盖螺钉直径
d3
6
窥视孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
d
6
轴承旁凸台半径
R1
11
凸台高度
h
据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作
外机壁至轴承座端面距离
l1
18，30
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
10
齿轮端面与内机壁距离
△2
10
机盖、机座肋厚
m1,m2
8，8
轴承端盖外径
D2
92
轴承端盖凸缘厚度
t
7
轴承旁联接螺栓距离
S
尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2
2、减速器附件设计
（1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。
润滑油也由此注入机体内。
窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
在此选用的窥视盖的规格为40×40.
（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
（3）油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。
选用标式油标M12。
（4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。
所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
在此选用通气塞，规格M12×1.25。
（5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。
为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。
在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。
对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
（6）定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。
如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
在此选用公称直径d=6mm的圆锥销（GB/T117-2000）
（7）调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。
有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
（8）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
在此选用规格为20mm，材料为20钢，经正火处理的A型吊环螺钉（GB/T825-1998）。
（9）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。
密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
在此，两个轴承端盖都选用毡圈油封，规格分别为19和21。
七．键联接设计
1．输入轴与小锥齿轮联接采用平键联接
此段轴径d1=16mm,L1=24mm
选用A型平键，
键5×5GB1096-2003L=22mm
T1=24.2N•mh=5mm
所以：
σp=2•T1/（d•K•L）
=2×24.2×1000/（16×0.4×5×22）
=68.75Mpa<[σP]=110Mpa
2、输入轴与联轴器联接采用平键联接
此段轴径d1=19mm,L1=50mm
选用A型平键，
键6×6GB1096-2003L=36mm
T1=24.2N•mh=6mm
所以：
σp=2•T1/（d•K•L）
=2×24.2×1000/（19×0.4×6×36）
=29.48Mpa<[σP]=110Mpa
3、输出轴与大齿轮2联接用平键联接
轴径d3=32mmL3=24mm
选用A型平键
键10×8GB1096-2003L=22mm
T2=69.75Nmh=8mm
σp=2•T1/（d•K•L）
=2×69.75×1000/（32×0.4×8×22）
=61.92Mpa<[σP]=110Mpa
4、输出轴与链轮联接用平键联接
轴径d3=21mmL3=50mm
选用A型平键
键6×6GB1096-2003L=36mm
T2=69.75Nmh=6mm
σp=2•T1/（d•K•L）
=2×69.75×1000/（21×0.4×6×36）
=76.88Mpa<[σP]=110Mpa
八．滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命
Lh=10×365×（8+8）=58400小时
1.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在工作条件下受到Fr径向力作用和轴向力，查手册知：
派生轴向力Fs=0.4Fr,且系数X=0.4,Y=1.6。
经计算得：
P1=1156.3NP2=1896.5N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
P2>P1,故计算P2就可以了。
（3）选择轴承型号
选择型号为30205的圆锥滚子轴承
查表得：
Cr=32.2kN
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
2.输出轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在工作条件下受到Fr径向力作用和轴向力，查手册知：
派生轴向力Fs=0.4Fr,且系数X=0.4,Y=1.6。
经计算得：
P1=1562.2NP2=683.72N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
P1>P2,故计算P1就可以了
（3）选择轴承型号
选择型号为30205的圆锥滚子轴承
查表知，Cr=32.2KN
∴预期寿命足够∴此轴承合格
九、密封和润滑的设计
1.密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。
毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。
毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。
轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
2．润滑
（1）对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v<12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。
同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。
对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
（4）对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。
这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
十．联轴器的设计
（1）类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用凸缘联轴器GY2型。
（2）载荷计算
转矩Tc=T1=24.2Nm，
（3）型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n，查标准GB/T5843—2003，选用凸缘联轴器GY2型，其公称转矩[T]=63Nm,许用转速[n]=10000r/m,故符合要求。
十一、课程设计总结
通过这次课程设计，我们真是收获颇丰,不仅温习、巩固了课本上学所学知识，而且让我们在实际操作中体会到了多动脑带来的快乐，团体合作的力量以及相互讨论的好处。
这次课程设计使我们对于设计一个机器的流程有了更详尽的了解。
在设计过程中，我们按照课程设计题目的要求，收集了有关自动制钉机的工作原理的资料，然后构思出了自动制钉机加工的基本工作流程，接着把整个工作流程进行划分，对每一个工作阶段进行详细的分析，通过我们学过的各种可行机构来制造零件、组装模拟，从而达到我们的设计目的，最后将各部分进行合理的衔接，这样我们就完成了一个完整自动制钉机方案设计。
在有了设计方案后我们对机构的各个部分进行计算从而得到设计数据和参数。
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