課程設計一級圓錐齒輪減速器

1、一、課程設計任務書題目：一級圓錐齒輪減速器工作條件：單向運轉，兩班制工作，與輕度震動，使用年限10年。原始數(shù)據：滾筒圓周力F=3×103N，帶速V=1.0m/s；鏈輪直徑D=150mm。注意事項：Ø 將設計人的電子版課程設計任務書（從郵箱中下載）粘貼、整理在此處；Ø 正文中的標題（一、二、三）字體為宋體、四號、加粗、居中，且要求不同標題不能放在同一頁，下一個標題及其內容要放在下一頁；Ø 設計計算內容字體為宋體、小四號、非加粗，按照樣例排版即可；Ø 行間距要求：單倍行距；Ø 以下左側方框內為對應標題及其設計計算過程，右側方框對應位置寫設

2、計計算的結果或結論。二、電動機的選擇1、電動機類型的選擇按工作要求和條件選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。2、電動機功率選擇（1）傳動裝置的總效率： a123345式中：1、2、3、4、5分別是帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和輸送鏈的傳動效率。取1=0.95，2=0.98，3=0.97，4=0.99，5=0.93，則a=0.95×0.983×0.97×0.99×0.93 =0.80（2）電機所需的功率：=kw=3kw= =3.75kw3、確定電動機轉速計算鏈輪工作轉速：按機械設計課程設計指導書P7表1推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動

3、比，一級錐齒輪減速器的傳遞比。則總傳動比合理范圍為。故電動機轉速的可選范圍為：。符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。4、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132M1-6。其主要性能：額定功率4KW；滿載轉速960r/min；額定轉矩2.0。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比ia=nm/n=960/127.39=7.5

4、32、分配各級傳動比（1） 據指導書P7表1，為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，取ij=3。（2） id=ia/ij=2.51 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速n=nm/id=960/2.51=382.5r/minn=n/ij=382.5/3=127.39r/minn=n=127.39r/min2、計算各軸的輸入功率PI=Pd=3.75×0.95=3.56 KWPII=PI2×3=3.56×0.98×0.97=3.39 KWPIII=PII×2×4=3.39×0.99×0.98=3.29KW3、計算各軸扭矩電

5、動機輸出軸轉矩:Td=9.55×106Pd/nd=9.55×106×3.75/960=37.30 N·m各軸輸入轉矩TI=Td×1=35.4 N·mTII= TI2×3=33.7N·mTIII=9.55×106PIII/nIII=32.7N·m五、傳動零件的設計計算Ø V帶傳動的設計計算1、選擇普通V帶截型由教材P156表8-7取工作情況系數(shù)kA=1.2計算功率Pca=KAP=1.2×2.51=3.012KW由教材P157圖8-11選用A型V帶2、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速

6、由教材教材P157圖8-11推薦的小帶輪基準直徑為：80100mm，則取dd1=100mm>dmin=75 mm 大帶輪直徑 dd2=nd/nI·dd1=960/382.5×100=251mm由教材P157表8-8，取dd2=250mm 實際從動輪轉速nI=nd·dd1/dd2=960×100/250=384r/min轉速誤差為：nI-nI/nI=(382.5-384)/382.5=-0.0039<0.05(允許)帶速V：V=dd1nd/60×1000=×100×960/60×1000=5.024m/s

7、在525m/s范圍內，帶速合適3、確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld根據教材P152式（8-20）0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)得：0.7(100+250)a02(100+250) 所以有：245mma0700mm，取a0=500由教材P158式（8-22）Ld0=2a0+1.57(dd1+dd2)+ (dd1-dd2)2/4a0得：Ld0=2×500+1.57(100+280)+(280-100)2/4×500=1612.8mm根據教材P146表（8-2）取Ld=1600mm根據教材P158式（8-23）得：aa0+（Ld-L0）/2=500+（16

8、00-1560.75）/2=520mm4、驗算小帶輪包角根據教材P152式（8-20）1=1800-(dd1-dd2)×57.30/a =1800-（250-100）×57.30/520=1800-20.90=163.50>1200（適用）5、確定帶的根數(shù)根據教材P152表（8-4a）查得：P0=0.95KW根據教材P153表（8-4b）查得：P0=0.11KW根據教材P155表（8-5）查得：Ka=0.96根據教材P146表（8-2）查得：Kl=0.99由教材P158式（8-26）得：Z=Pca/(P0+P0)KaKl=3/(0.95+0.11)×0.96

9、×0.99=3取Z=36、計算軸上壓力由教材P149表8-3查得q=0.1kg/m，由教材P158式（8-27）單根V帶的初拉力：F0=500Pca（2.5-Ka）/ZV Ka+qV2=500×(2.5-0.93)×4.8/0.93×5×5.03+0.1×5.0242=162.17N則作用在軸承的壓力Fp，由教材P159式（8-28）得：Fp=2ZF0sin1/2=2×3×162.17×sin163.50/2=963NØ 齒輪傳動的設計計算1、選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒

10、輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240260HBS。大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度220HBS；根據教材P210表10-8選7級精度。齒面粗糙度Ra1.63.2m2、按齒面接觸疲勞強度設計根據教材P203式10-9a：進行計算確定有關參數(shù)如下： 傳動比i齒=3取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=3×20=60實際傳動比i0=52/20=2.6傳動比誤差：i-i0/I=2.6-2.6/2.6=0%<2.5% 可用齒數(shù)比：u=i0=2.6 由教材P224取R=0.3 轉矩T1T1=35.4N·mm 載荷系數(shù)k 取k=1.3 許用接觸應力H

11、H=HlimkHN/SH由教材P209圖10-21查得： HlimZ1=560Mpa HlimZ2=500Mpa由教材P206式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)NN1=60njLh=60×331.03×1×(16×365×10)=2.7648×109N2=N1/i=1.16×109/3=9.216×108由教材P207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：KHN1=0.87 KHN2=0.90通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求，選取安全系數(shù)SH=1.0H1=Hlim1 KHN1/SH=560×0.93/1.

12、0Mpa=487.2MpaH2=Hlim2 KHN2/SH=350×0.97/1.0Mpa=450Mpa彈性影響系數(shù)ZE 由教材P201表10-6查得ZE=189.8MPa1/2故得：=67.9計算平均分度圓處的圓周速度vm分錐角1=arctan(Z1/Z2)=當量齒數(shù) Zv1= Z1/cos1=21.43 Zv2= Z2/cos1=144.86平均分度圓處的圓周速度：計算載荷系數(shù) 根據v=3.41m/s錐齒輪為7級精度由教材P194圖10-8查得：動載系數(shù)KV=1.08 由教材P193表10-2查得: 使用系數(shù)KA=1由教材P195表10-3查得: 齒間嚙合系數(shù)Ka=1由教材P22

13、6b表10-9查得： 軸承系數(shù)KHbe=1.10 故載荷系數(shù)K=KAKVKHaKH=2.475按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑根據P226式（10-10（a）模數(shù)：m=d1/Z1=152.58/20=7.6mm取標準模數(shù)：m=73、校核齒根彎曲疲勞強度根據教材P226公式10-23：確定有關參數(shù)和系數(shù) 分度圓直徑：d1=mZ1=7×20=140mm d2=mZ2=7×52=364mm齒寬： 故得 取b=65 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa根據教材P200表10-5得：YFa1=2.72 YSa1=1.57 YFa2=2.14 YSa2=1.83許用彎曲應力F 根據公

14、式：F= FLim2/SF根據教材P208圖10-20（c）得 FLim1=420Mpa FLim2 =330Mpa按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25計算兩輪的許用彎曲應力F1=FLim1 /SF=420/1.25=336MpaF2=FLim2/SF=330/1.25=264Mpa 將求得的各參數(shù)代入式故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠5計算齒輪的圓周速度VV=d1n1/60×1000=2.43m/s六、軸的設計計算Ø 輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45調質，硬度217255HBS根據教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A=115d115 (3.70/331.

15、03)1/3mm=25.7mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=25.7×(1+5%)mm=27選d=28mm2、軸的結構設計（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構，安排在箱體一側，兩軸承安排在齒輪的右側，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=50mmh=2c c=1.5mmII段：d2=d1+2h=28+2×2×1.5=34mmd2=34mm軸承端蓋的總寬度為20mm。根據軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋

16、的外端面和帶輪右端面的距離l=30mm,故III段：參照工作要求并根據d2=34mm，有軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30208其內徑為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，此軸段應略短于軸承寬度，故取l5=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+(18-16)=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）按彎矩復合強度計算求小齒輪分度圓

17、直徑：已知d1=140mm求轉矩：已知T1=111070N·mm求圓周力：Ft根據教材P198（10-3）式得：Ft=2T1/dm1=111070/d1(1-0.5R)=1904N求徑向力Fr1和軸向力Fa1根據教材P225（10-22）式得：Fr=Ft·tancos1=646.8NFa=Ft·tansin1=248.8N軸承支反力： 由于軸單向旋轉，轉矩產生的扭轉切應力按脈動循環(huán)變化，取=0.6。 n 校核危險截面C的強度由式（15-5）該軸強度足夠。Ø 輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度（217255HBS）根據教材P370頁式

18、（15-2），表（15-3）取A=115dA(P3/n3)1/3=115(3.43/127.32)1/3=34.64mm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，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩 有P351表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取KA=1.3。則根據機械設計手冊選擇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2、軸的結構設計 （1）確定軸的各段直徑和長度 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

19、聯(lián)軸器上二不壓在軸的斷面上，故段的長度應比l1小一些，故取 照工作要求并根據，有軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承33210其內徑為其尺寸為50x90x32。故mm。 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h>0.07d，故取h=6mm。則段的直徑。對于左軸承若直接采用軸段定位，則軸肩直徑大于軸承內圈直徑，不利于拆卸軸承，應在左軸承和軸段間加一套筒。軸承端蓋的總寬度為20mm。根據軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤

20、滑脂的要求，取端蓋的外端面和帶輪右端面的距離l=30mm,故取齒輪距箱體內壁距離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，則取段距箱體內壁的距離為16mm，在確定軸承位置時，應距箱體內壁一定距離，取8mm，則。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（2）軸上零件的周向定位錐齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d5有P106表6-1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。（3）求軸上載荷 根據軸的結構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

21、.2mm。載荷水平面垂直面支反力 彎矩扭矩T=26.082N.m(4)按彎扭合成應力校核軸的強度故安全。八、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命：16×365×10=58400小時1、計算輸入軸軸承（1）兩軸承徑向反力：初選兩軸承為圓錐滾子軸承30208型根據教材P322表13-7得軸承內部軸向力查機械手冊知Y=1.6,e=0.37。有P322式13-11得 （2）求系數(shù)x、yFaA/Fra=0.36Fab/Frb=0.53根據教材P321表13-5得e=0.37 XA=1 XB=0.4 YA=0 YB=1.6（3）計算當量載荷P1、P2根據教材P321表13

22、-6取fP=1.2根據教材P320式13-8a得P1=fP(xAFrA+yAFaA)=4443.4NP2=fp(xBFrB+yBFaA)= 2560N（4）軸承壽命計算故取P=4443.4N=10/3根據手冊得30208型的Cr=63000N由教材P320式13-5a得Lh=106/60n(Cr/P)=16670/458.2×(1×63000/4443.4)10/3=347322h>58400h預期壽命足夠2、計算輸出軸軸承1）兩軸承徑向反力：初選兩軸承為圓錐滾子軸承33210型根據教材P322表13-7得軸承內部軸向力查機械手冊知Y=1.5,e=0.41。有P322

23、式13-11得 （2）求系數(shù)x、yFaA/Fra=1.67>eFab/Frb=0.33>e XA=0.4 XB=1 YA=1.5 YB=0（3）計算當量載荷P1、P2根據教材P321表13-6取fP=1.2根據教材P320式13-8a得P1=fP(xAFrA+yAFaA)=3215.8NP2=fp(xBFrB+yBFaA)= 3210N（4）軸承壽命計算故取P=3215.8N=10/3根據手冊得33210型的Cr=112000N由教材P320式13-5a得Lh=106/60n(Cr/P)=16670/458.2×(1×112000/3215.8)10/3=180

24、59903h>58400h九、鍵連接的選擇及校核計算1、大帶輪與軸連接采用平鍵連接軸徑d1=28mm，L1=50mm查手冊P51 選用C型平鍵，得：b=8 h=7 L=40即：鍵C8×40GB/T1096-2003 l=L1-b=40-8=32mm T2=106.63N·m 根據教材P106式6-1得p=4T2/dhl=4×106630/28×7×32=78.5Mpa<p(110Mpa)2、輸入軸與齒輪連接采用平鍵連接軸徑d3=34mm L3=56mm T=260.82N·m查手冊P51 選A型平鍵，得：b=10 h=8

25、L=50即：鍵A10×50 GB/T1096-2003l=L3-b=50-10=40mm h=8mmp=4T/dhl=4×260820/34×8×40=95.9Mpa<p(110Mpa)3、輸出軸與齒輪2連接用平鍵連接軸徑d2=56mm L2=45mm T=116.3N.m查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=16 h=10 L=36即：鍵A16×36GB/T1096-2003l=L2-b=36-16=20mm h=10mm根據教材P106（6-1）式得p=4T/dhl=4×116300/56×10×20=41.5Mpa<p (110Mpa)a=0.80=3.75kw電動機型號：Y132M1-6ia=7.53ij=3id=2.51n=127.39r/minn=127.39r/minn=382.5r/minPd=3.75KWPI=3.56KWPII=3.39KWPIII=3.29KWTd=38.03 N·mTI=35.4N·mTII=33.7N·mTIII=32.7N·