一級圓錐齒輪減速器傳動方案

1、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/

2、CAM）技術(shù)是當今設(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)展狀況國內(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

3、和重量問題也未能解決好。當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=1×2×3

4、15;4×5 0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=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,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

5、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Y132M 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

6、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=Td×1×i=52.22×0.96×3.18=1121.6N·m軸 TII= TI×i1×22×3=52.22×2.7×0.982×0.97=378.4N·m

7、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=KA×Pd=1.1×5.25=5.78KW2、 選擇V帶帶型n小齒輪=n電動=n滿載=960r/min根據(jù)Pca、n小齒輪，由教材圖8-11選用A型V帶3、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速初選小帶輪基準直徑由教材教材表8-7和表8-9，取小帶輪基準直徑為：dd1=150mm，則取大帶輪直徑dd2=375 mm查表取標準值dd2=355驗算帶速v。帶速V

8、：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（8-22）計算帶所需的基準長度Ld0=2×a0+×（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/（4×a0)得：Ld0=2×700+×(150+355)/2+(355-150)2/（4×700）=2208mm根據(jù)教材P146表（8-2）取Ld=2

9、200mm根據(jù)教材P158式（8-23）得實際中心距a：aa0+（Ld-Ld0）/2=700+（2200-2208）/2a=696mm 按式（8-24），中心距變化范圍為：amin=a-0.015Ld=663mmamax=a+0.03×Ld=762mm5、驗算小帶輪包角根據(jù)教材P152式（8-20）1=180°- (dd1-dd2)×57.3°/a =180°-（315-112）×57.3°/529.34=163°>120°6、確定帶的根數(shù)、計算單根V帶的額定功率由dd1=150mm和n小齒輪=96

10、0r/min根據(jù)教材P152表（8-4）由插值法求得得：P0=1.39-(1.39-1.15)/(1200-950)×(1200-960)=1.16kw根據(jù)，i=2.5和A型帶,根據(jù)教材P153表（8-5）由插值法得：P0=（0.15-0.11)/(1200-950)×(960-950)+0.11=0.11kw根據(jù)教材P155表（8-6）由插值法求得得：Ka=0.93+（0.95-0.93)/(160-155)×(158.03-155)=0.94根據(jù)教材P146表（8-2）查得：KL=1P=(P0+P0)×Ka×KL=(1.16+0.11)&#

11、215;0.94×1=1.26kw、計算V帶根數(shù) Z=Pca/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8-3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）/（Z×v ×Ka）+q×v2F0=500×(2.5-0.94)×5.96/（4×5.63×0.94）+0.105×7.542F0=128N8、計算壓軸力Fp由教材P159式（8-28）得：Fp=2ZF0sin（1/2）=2×4×

12、210.77×sin（158.03°/2） Fp=1012N9、帶輪其他參數(shù)計算求帶輪寬度由帶輪寬d=（Z-1）e+2f，查表8-11得e=15,f=9;則d=(4-1)*15+2*9=63mm主要設(shè)計結(jié)論如表5.1所示帶型根數(shù)帶基準長度(mm)小帶輪基準直徑(mm)大帶輪基準直徑(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

13、鋼調(diào)制，齒面硬度240HBS；（3）根據(jù)教材P205表10-6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=2.5×25=62.5，去632、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）根據(jù)教材P203式（10-29）試算小齒輪分度圓直徑，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=9.55×106×N·m 選取齒寬系數(shù)=0.3 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)由表10-5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10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別是 ， 由式（1

14、0-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60njLh=60×384×1×(2×8×300×5)=5.52×108i齒輪=Z2/Z1=63/25=2.5 N2=N1/i齒輪=5.52×108/2.5=2.2×108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=600×0.93/1.0Mpa=630MpaH2=Hlim2 KHN2/SH=550×0.95/1

15、.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)準備圓周速度vmm Vm=×83.87×384/(60×1000）=1.68m/s當量齒輪的齒寬系數(shù)=0.3×98.66×/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10-8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10-3查得: 齒間嚙

16、合系數(shù)KHa=1 由教材P226b表10-9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=KA×KV×KHa×KH=1×1.05×1×1.35=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（10-12）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量齒數(shù)由分錐角=17.31和=9017.31=72.66°，可得當量齒數(shù)由圖10-17查得齒形系數(shù)，由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)由圖10-24

17、c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10-22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)準備計算齒輪的圓周速度V=Vm=dm1n1/60×1000=×41.42×384/(60×1000)=0.83m/s齒寬b:b=0.3×48.962)計算實際載荷系數(shù)根據(jù)v=0.77m/s,7級精度由圖10-8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

18、用插值法1.24 ， =1.17則載荷系數(shù)：K=1×1.02×1×1.14=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)，就近選擇標準模數(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=2.5×53=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

19、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)z53133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

20、-2）式，并查表15-3，取A=115 d115 (3.70/331.03)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(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+2×2×1.5=34mm d2=3

21、4mm 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、標準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+(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

22、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=114000N·mm求圓周力：Ft根據(jù)教材P198（10-3）式得：Ft=2T1/dm1=114000/d1(1-0.5R)=1904N求徑向力Fr1和軸向力Fa1根據(jù)教材P225（10-22）式得：Fr=Ft·tancos1=646.8NFa=Ft·tansin1=248.8N軸承支反力： A型帶V=7.54m/sa0=700mmLd0=2208Ld=2200mma=696mmPr=1.26kwZ=4F0=128NFp=1012N

23、e=15f=9d=63mmKHN1=0.93KHN2=0.95H1=630H2=525Vm=1.68m/sKH=1.45YFa1=2.75YSa1=1.58YFa2=2.16YSa2=1.82FLim1=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（1

24、5-2），表（15-3）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

25、，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、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承33210其內(nèi)徑為28 其尺寸為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h>0.07d，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

26、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。38 （3）求軸

27、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40 (4)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度414243 故安全。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：16×365×10=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13-7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

28、/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）計算當量載荷P1、P259 根據(jù)教材P321表13-6取fP=1.260 根據(jù)教材P320式13-8a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×(1×63000

29、/4443.4)10/369 =347322h>58400h70 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13-7得軸承內(nèi)部軸向力查機械手冊知Y=1.5,e=0.41。7475 有P322式13-11得 76 （2）求系數(shù)x、y77 FaA/Fra=1.67>e78 Fab/Frb=0.33>e79 XA=0.4 XB=180 YA=1.5 YB=081 （3）計算當量載荷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13-5a得91 Lh=106/60n(Cr/P)=16670/458.2×(1×112000/3215.8)10/392 =18059903h>58400h93 四、鍵連接的選擇及校核計算94 1、大帶輪與軸連接采用平鍵連接95 軸徑d1