(最新整理)一級圓錐齒輪減速器傳動方案

1、(完整)一級圓錐齒輪減速器傳動方案(完整)一級圓錐齒輪減速器傳動方案 編輯整理：尊敬的讀者朋友們：這里是精品文檔編輯中心，本文檔內(nèi)容是由我和我的同事精心編輯整理后發(fā)布的，發(fā)布之前我們對文中內(nèi)容進行仔細校對，但是難免會有疏漏的地方，但是任然希望（(完整)一級圓錐齒輪減速器傳動方案）的內(nèi)容能夠給您的工作和學(xué)習(xí)帶來便利。同時也真誠的希望收到您的建議和反饋，這將是我們進步的源泉，前進的動力。本文可編輯可修改，如果覺得對您有幫助請收藏以便隨時查閱，最后祝您生活愉快 業(yè)績進步，以下為(完整)一級圓錐齒輪減速器傳動方案的全部內(nèi)容。33設(shè)計題目 ：一級圓錐齒輪減速器傳動方案運動簡圖 ： (1) 原始數(shù)據(jù)運輸帶

2、牽引力f=2200n運輸帶線速度v=1。8m/s驅(qū)動滾筒直徑d=280mm（2）工作條件及要求使用5年，雙班制工作，單向工作載荷有輕微沖擊運送煤,鹽，沙等松散物品運輸帶線速度允許誤差為5%有中等規(guī)模機械廠小批量生產(chǎn)目 錄機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計任務(wù)書2第1章 引言4第2章 電機的選擇6第3章帶傳動的設(shè)計9第4章、齒輪傳動的設(shè)計計算12第5章 、齒輪上作用力的計算16第6章、軸的設(shè)計計算17第7章、密封與潤滑24第8章 課程設(shè)計總結(jié)25參考資料26第1章 引言1、本課題的背景及意義計算機輔助設(shè)計及輔助制造(cad/cam）技術(shù)是當(dāng)今設(shè)計以及制造領(lǐng)域廣泛采用的先進技術(shù)。本次設(shè)計是蝸輪蝸桿減速器,通過本

3、課題的設(shè)計,將進一步深入地對這一技術(shù)進行深入地了解和學(xué)習(xí)。2、 國內(nèi)外減速機產(chǎn)品發(fā)展?fàn)顩r國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動，蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點。由于在傳動的理論上,工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破，因此沒能從根本上解決傳遞功率大，傳動比大,體積小，重量輕，機械效率高等這些基本要求。國外的減速器,以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位，特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪轉(zhuǎn)動為主,體積和重量問題也未能解決好。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用

4、壽命長的方向發(fā)展。電動機的選擇1、選擇電動機的類型： 按工作要求和條件選用鼠籠型三相異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380v,y型。2、選擇電動機容量 ：電動機所需的功率為:（其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率.）而kw， 所以kw傳動效率分別為: 1、2、3、4、5分別是v帶傳動、滾動軸承、錐齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。查機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表ii.5,取1=0。96，2=0。98,3=0.97（齒輪為8級精度），4=0.99(齒式聯(lián)軸器)，5=0.96，則a=12345 0。960。9830。970。990.96=0。86 傳動裝置的總效率應(yīng)為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積

5、,即： 3、確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為= 按機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表2。1推薦的傳動比合理范圍，取v帶傳動比，一級錐齒輪減速器的傳遞比。則總傳動比合理范圍為.故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為。符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750,1000. d=(412)121r/min=491。121452r/min根據(jù)這個查表可以選擇的電動機有以下幾種：方案電動機型號額定功率 pkw電動機轉(zhuǎn)速r/min電動機重量kg同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1y160m2 8 5。5 750 7201192y132m2 65。5100096084 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、市場常用性可見第2個方案比較合適因此選定電動機型號為y1

6、32m 26。 電動機主要外形和安裝尺寸列于下表：電動機型號y132m-6中心高h外形尺寸腳底安裝尺寸地腳螺栓孔直徑k軸伸尺寸安裝部位尺寸13212其安裝尺寸如表：(二）計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比由選定的的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置的總傳動比為： = 電動機型號為y132sm2-6滿載轉(zhuǎn)速 = 960r/m ,且工作機主動軸轉(zhuǎn)速n = 121r/min，則由上面公式可得：2、分配傳動比總傳動比為各級傳動比的乘積，即 設(shè)為錐齒輪的傳動比，傳動比范圍 = 23,所以取=2.5則由公式 可得 = 7.94得 = 3.18為v帶帶輪傳動比。3、 計算傳動裝置的運

7、動和動力參數(shù) 軸 軸 軸 (2)、各軸輸入功率 軸 軸 軸 (3) 、各軸輸入轉(zhuǎn)矩電機軸輸出轉(zhuǎn)矩 所以各軸輸出轉(zhuǎn)矩為：軸 ti=td1i=52.220。963.18=1121.6nm軸 tii= tii1223=52.222.70。9820。97=378.4nm軸 軸名稱轉(zhuǎn)速功率（kw）轉(zhuǎn)矩（)i軸3844。89121。6ii軸120。94.79378.4iii軸120.94.56360。2第3章帶傳動的設(shè)計1、確定計算功率由教材p156表8-8取工作情況系數(shù)ka=1。1計算功率pca=kapd=1。15。25=5.78kw2、 選擇v帶帶型n小齒輪=n電動=n滿載=960r/min根據(jù)pca

8、、n小齒輪,由教材圖8-11選用a型v帶3、確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速初選小帶輪基準(zhǔn)直徑由教材教材表8-7和表89，取小帶輪基準(zhǔn)直徑為:dd1=150mm，則取大帶輪直徑dd2=375 mm查表取標(biāo)準(zhǔn)值dd2=355驗算帶速v。帶速v：v=在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適4、確定中心距a,并選擇v帶的基準(zhǔn)長度ld根據(jù)教材p152式(8-20），初定中心距。0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2）得：0.7（150+355）a02(150+355）所以有：353。5mma01010mm，取a0=700由教材p158式（822)計算帶所需的基準(zhǔn)長度ld0=2a0+（dd1+dd2）/2+（

9、dd2dd1）2/(4a0)得:ld0=2700+(150+355)/2+(355150)2/(4700）=2208mm根據(jù)教材p146表（8-2)取ld=2200mm根據(jù)教材p158式（823）得實際中心距a：aa0+(ldld0)/2=700+(2200-2208)/2a=696mm 按式（8-24）,中心距變化范圍為：amin=a0。015ld=663mmamax=a+0。03ld=762mm5、驗算小帶輪包角根據(jù)教材p152式（820)1=180 (dd1-dd2）57。3/a =180-（315112)57。3/529。34=1631206、確定帶的根數(shù)、計算單根v帶的額定功率由dd

10、1=150mm和n小齒輪=960r/min根據(jù)教材p152表（84）由插值法求得得:p0=1.39（1.391。15)/（1200-950）(1200960）=1。16kw根據(jù)，i=2.5和a型帶,根據(jù)教材p153表（85）由插值法得：p0=(0.150.11)/(1200-950）(960950)+0。11=0.11kw根據(jù)教材p155表（86)由插值法求得得:ka=0.93+(0。95-0.93）/（160-155）(158.03155)=0.94根據(jù)教材p146表（8-2）查得：kl=1p=(p0+p0)kakl=(1.16+0。11)0。941=1。26kw、計算v帶根數(shù) z=pca/

11、p=5。77/1.26=4。43 取z=4根7、計算單根v帶的初拉力由教材p149表83查得q=0。105kg/m,由教材p158式（8-27)單根v帶的初拉力:f0=500pca（2。5-ka）/（zv ka)+qv2f0=500（2.50。94)5。96/（45。630.94）+0。1057.542f0=128n8、計算壓軸力fp由教材p159式（828）得：fp=2zf0sin（1/2）=24210.77sin（158。03/2） fp=1012n9、帶輪其他參數(shù)計算求帶輪寬度由帶輪寬d=（z1)e+2f，查表8-11得e=15,f=9；則d=（4-1）*15+29=63mm主要設(shè)計結(jié)論

12、如表5.1所示帶型根數(shù)帶基準(zhǔn)長度(mm)小帶輪基準(zhǔn)直徑（mm）大帶輪基準(zhǔn)直徑(mm）中心距(mm）初拉力(n)帶輪寬(mm）a4220015035569612863第4章、齒輪傳動的設(shè)計計算1、選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1）考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。壓力角取為20。（2）小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì),齒面硬度為280hbs。大齒輪選用45鋼調(diào)制，齒面硬度240hbs；（3）根據(jù)教材p205表106選7級精度。(4）選小齒輪齒數(shù)為z1=25, 大齒輪齒數(shù)為z2=i齒輪z1=2.525=62。5，去632、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）根據(jù)教材p203式（1029）試算小齒輪分

13、度圓直徑,即1宏基1)確定有關(guān)參數(shù)如下： 試選k=1。3 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩. t1=9.55106pi/ni=1.21.6nm 選取齒寬系數(shù)=0。3 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)由表105查得材料的彈性影響系數(shù)=189。8mpa計算接觸疲勞許用應(yīng)力h由圖1025d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別是 ， 由式（1015）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：n1=60njlh=603841(283005）=5。52108i齒輪=z2/z1=63/25=2.5 n2=n1/i齒輪=5.52108/2。5=2.2108由教材p207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數(shù):khn1=0.93 khn2=0。95通用齒輪

14、和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求，選取安全系數(shù)s=1。0h1=hlim1 khn1/sh=6000.93/1。0mpa=630mpah2=hlim2 khn2/sh=5500。95/1.0mpa=525mpa取中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即 =525mpa2）試算小齒輪分度圓直徑 =98.66mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度vmm vm=83.87384/(601000）=1.68m/s當(dāng)量齒輪的齒寬系數(shù)=0。398.66/2=56。35mm=56.35/83.87=0。672）計算實際載荷系數(shù)根據(jù)vm=1。68m/s，錐齒輪為7級精度,由圖

15、108查得動載荷系數(shù)kv=1.15 由教材p193表10-2查得： 使用系數(shù)ka=1由教材p195表103查得: 齒間嚙合系數(shù)kha=1 由教材p226b表109用插值法查得7級精度、小齒輪懸臂時，得齒向載荷分布系數(shù)kh=1。35故載荷系數(shù)kh=kakvkhakh=11。0511.35=1。45按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 根據(jù)式（1012）模數(shù)：m=d1/z1=101.19/24=4.22mm3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計1）確定公式中各個參數(shù)值試選k=1.3計算由分錐角和可得當(dāng)量齒數(shù)由分錐角=17。31和=9017.31=72。66，可得當(dāng)量齒數(shù)由圖1017查得齒形系數(shù)，由圖10-18

16、查得應(yīng)力修正系數(shù)由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為：flim1=620mpa flim2 =440mpa由圖1022取彎曲疲勞壽命系數(shù),按一般可靠度選取安全系數(shù)sf=1.7,由式（10-14）得因為大齒輪大于小齒輪2）試算模數(shù)mt=1.946調(diào)整齒輪模數(shù)1） 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備計算齒輪的圓周速度v=vm=dm1n1/601000=41.42384/（601000）=0。83m/s齒寬b：b=0。348.962)計算實際載荷系數(shù)根據(jù)v=0。77m/s，7級精度由圖108查的動載荷系數(shù)=1。02直齒錐齒輪精度低,取齒間分配系數(shù)=1用插值法1.24 ， =1.17則

17、載荷系數(shù)：k=11。0211。14=1.373）由式1013按實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù)：m=mt（kf/kft）(1/3)=2。04(1.16/1。3)(1/3）=1。846mm按照齒根彎曲強度計算模數(shù)，就近選擇標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2mm按接觸疲勞算得分度圓直徑d1=105。25mm，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=105.25/2=52.6，取53.取z1=51，則大齒輪數(shù)z2=i齒輪z1=2.553=132.5取133.為了使兩齒輪互質(zhì)，取z2=133。4. 幾何尺寸計算（1） 計算分度圓直徑 =(2) 計算分錐角（3） 計算齒輪寬度取=7）、數(shù)據(jù)整理名稱符號公式直齒圓錐小齒輪直齒圓錐大齒輪齒數(shù)z5

18、3133模數(shù)mm2傳動比ii2.51分度圓錐度,分度圓直徑106266齒頂高22齒根高2.42。4齒全高h4。44.4齒頂圓直徑，109.71（大端）267.5(大端）齒根圓直徑,101。5264.20齒距p6.28 6.28齒厚s 3.143。14齒槽寬e3.14 3。14頂隙c 0。4 0。4錐距r143.17143.17當(dāng)量齒數(shù)57359 齒寬b4343第六章、軸的設(shè)計計算一、輸入軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑 選用45調(diào)質(zhì)，硬度217255hbs 根據(jù)教材p370（15-2）式，并查表153,取a=115 d115 (3.70/331.03）1/3mm=25.7mm 考慮有鍵槽，將直徑

19、增大5%,則：d=25.7(1+5）mm=27 選d=28mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將輸入軸的圓錐齒輪做成懸臂結(jié)構(gòu)，安排在箱體一側(cè)，兩軸承安排在齒輪的右側(cè)，齒輪左面由套筒定位，右面用擋圈固定，周向用平鍵連接。兩軸承分別以套杯和套筒定位。 （2）確定軸各段直徑和長度 i段：d1=28mm 長度取l1=50mm h=2c c=1。5mm ii段：d2=d1+2h=28+221。5=34mm d2=34mm 軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面和帶輪右端面的距離l=30mm,故 iii段：參照工作要求并

20、根據(jù)d2=34mm，有軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30208其內(nèi)徑為40mm，寬度為18mm。故mm。l3=18mm。段軸承右端有套筒定位，為使套筒端面可靠地壓緊軸承，此軸段應(yīng)略短于軸承寬度，故取16mm 段：取安裝錐齒輪處的軸段的直徑為34mm取錐齒輪的寬度為56mm，取套筒的長度為20mm,則l6=56+20+（1816)=78mm 段：取d4=28mm 在軸段加一套筒對軸承進行定位.套筒的外徑為d=50mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和距離。（3）按彎矩復(fù)合強度計算求小齒輪分度圓直徑：已知d1=120mm求轉(zhuǎn)矩：已知t1=114000nmm求圓周力

21、：ft根據(jù)教材p198（103)式得：ft=2t1/dm1=114000/d1(10.5r)=1904n求徑向力fr1和軸向力fa1根據(jù)教材p225（10-22）式得：fr=fttancos1=646.8nfa=fttansin1=248.8n軸承支反力： a型帶v=7.54m/sa0=700mmld0=2208ld=2200mma=696mmpr=1。26kwz=4f0=128nfp=1012ne=15f=9d=63mmkhn1=0.93khn2=0.95h1=630h2=525vm=1。68m/skh=1.45yfa1=2。75ysa1=1。58yfa2=2。16ysa2=1。82flim

22、1=500mpaflim2 =380mpasf=1.7f1=250mpaf2=197mpamt=1。946vm=0.83m/sb=27。91mmkf=1.37m=2z1=53z2=133d1=106mmd2=266mmb=42.81mmd1=28mmd2=34mmd3=18mmd4=34mm二、輸出軸的設(shè)計計算 按扭矩初算軸徑 選用45調(diào)質(zhì)鋼，硬度(217255hbs) 根據(jù)教材p370頁式（152)，表（153）取a=115 da（p3/n3)1/3=115(3.43/127.32）1/3=34.64mm21 輸出軸的最小值直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器

23、型號.22 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 有p351表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取ka=1。3。則23 根據(jù)機械設(shè)計手冊選擇lt7型彈性套注銷聯(lián)軸器，故取半聯(lián)軸器長度，則半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度24 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計25 (1）確定軸的各段直徑和長度26 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取軸段直徑左端用軸段擋圈定位。按軸段直徑取擋圈直徑d=49mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂空長度,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上二不壓在軸的斷面上，故段的長度應(yīng)比l1小一些,故取27 照工作要求并根據(jù),有軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承33210其內(nèi)徑為28 其尺寸

24、為50x90x32。故mm。29 取安裝錐齒輪處的軸段的直徑為，齒輪的左端面與右軸承之間采用套筒定位，取錐齒輪的寬度為60mm，為了是軸套可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度.故取,齒輪的右端面采用軸肩定位。軸肩高度h0。07d，故取h=6mm。則段的直徑。30 對于左軸承若直接采用軸段定位，則軸肩直徑大于軸承內(nèi)圈直徑，不利于拆卸軸承,應(yīng)在左軸承和軸段間加一套筒。軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面和帶輪右端面的距離l=30mm，故31 取齒輪距箱體內(nèi)壁距離a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差,取s=8mm，已知滾動軸承寬度t=32mm，則

25、32 取段距箱體內(nèi)壁的距離為16mm,在確定軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離，取8mm，則.33 至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。3435 （2）軸上零件的周向定位36 錐齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接.37 按d5有p106表61查的平鍵截面。鍵槽用銑刀加工，長45mm，同樣半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵,滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來保證的.38 （3）求軸上載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出周德計算簡圖。在確定軸承的支點位置時兌取33210型，查的a=23。2mm.39載荷水平面垂直面支反力 彎矩扭矩t=26。082n.m40 (4)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度414243 故安

26、全。44 第八章滾動軸承的選擇及校核計算45 根據(jù)根據(jù)條件,軸承預(yù)計壽命：1636510=58400小時46 計算輸入軸軸承47 （1)兩軸承徑向反力:48 初選兩軸承為圓錐滾子軸承30208型49 根據(jù)教材p322表137得軸承內(nèi)部軸向力查機械手冊知y=1。6,e=0.37.5051 有p322式13-11得 52 (2）求系數(shù)x、y53 faa/fra=0.3654 fab/frb=0.5355 根據(jù)教材p321表13-5得e=0.3756 xa=1 xb=0.457 ya=0 yb=1。658 (3）計算當(dāng)量載荷p1、p259 根據(jù)教材p321表13-6取fp=1。260 根據(jù)教材p32

27、0式138a得61 p1=fp（xafra+yafaa)=4443.4n62 p2=fp（xbfrb+ybfaa)= 2560n63 （4）軸承壽命計算64 故取p=4443。4n65 =10/366 根據(jù)手冊得30208型的cr=63000n67 由教材p320式13-5a得68 lh=106/60n(cr/p）=16670/458。2(163000/4443。4）10/369 =347322h58400h70 預(yù)期壽命足夠三、計算輸出軸軸承71 1）兩軸承徑向反力:72 初選兩軸承為圓錐滾子軸承33210型73 根據(jù)教材p322表137得軸承內(nèi)部軸向力查機械手冊知y=1.5，e=0。41.

28、7475 有p322式13-11得 76 （2)求系數(shù)x、y77 faa/fra=1.67e78 fab/frb=0.33e79 xa=0。4 xb=180 ya=1。5 yb=081 （3)計算當(dāng)量載荷p1、p282 根據(jù)教材p321表13-6取fp=1.283 根據(jù)教材p320式13-8a得84 p1=fp（xafra+yafaa)=3215.8n85 p2=fp（xbfrb+ybfaa)= 3210n86 （4)軸承壽命計算87 故取p=3215.8n88 =10/389 根據(jù)手冊得33210型的cr=112000n90 由教材p320式135a得91 lh=106/60n(cr/p)=16670/458。2(1112000/3215。8)10/392 =18059903h58400h93 四、鍵連接的選擇及校