一级圆锥齿轮减速器课程设计(机械类)

1、机械设计课程设计设计计算说明书-10 -一、机械设计基础课程设计任务书题目：一级圆锥齿轮减速器机械设计基础工作条件：单向运转，两班制工作，与轻度震动，使用年限 10年。原始数据：滚筒圆周力F=3X 103N,带速V=1.0m/s；链轮直径D=150mm-19 -电动机注意事项:? 将设计人的电子版课程设计任务书（从邮箱中下载）粘贴、整理在此处；? 正文中的标题（一、二、三）字体为宋体、四号、加粗、居中，且要求 不同标题不能放在同一页，下一个标题及其内容要放在下一页；? 设计计算内容字体为宋体、小四号、非加粗，按照样例排版即可；? 行间距要求：单倍行距；? 以下左侧方框内为对应标题及其设计计算过

2、程，右侧方框对应位置写设计计 算的结果或结论。二、电动机的选择1、电动机类型的选择按工作要求和条件选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V, Y 型。2、电动机功率选择(1)传动装置的总效率：Y a Y 1? Y 2 ?4 3?” 4?4 5式中：刀1、刀2、刀3、刀4、刀5分别是带传动、轴承、齿轮传动、 联轴器和输送链的传动效率。取“ 1=0.95 ,4 2=0.98 ,4 3=0.97 ,4 4=0.99 ,4 5=0.93 ,则4 a=0.95 X 0.98 3X 0.97 X 0.99 X 0.93 =0.80(2)电机所需的功率：_ FV - 3000*1pw 100010

3、00Pd = -pw=3.75kw3、确定电动机转速计算链轮工作转速：60 1000V60 1000 1.0 彳“，,n 127.39r/minD150按机械设计课程设计指导书P7表1推荐的传动比合理范围，取V带传动比i1 24 , 一级锥齿轮减速器的传递比i2 23。则总传动比合理范围为ia 412。故电动机转速的可选范围为：'一 一一一nd510 : 1529r / min。符合这一范围的同步转速后 750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号， 因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、 价格和带传动、减速器的传动比

4、，可见第 2方案比较适合，则选 n=1000r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M1-6其主要性能：额定功率 4KW满载转速960r/min ;额定转矩 2.0。4 a=0.80Pd =3.75kw n 127.39r/min nd 510 1529r/min电动机型号： Y132M1-6a=7.53 j=3 d=2.51三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比i a=nm/n=960/127.39=7.532、分配各级传动比(1)据指导书P7表1 ,为使V带传动外廓尺寸不致过大，取ij=3(2) id=ia/ij=2

5、.51ni =127.39r/minn 口 =127.39r/minnm=382.5r/min四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速ni=nm/i d=960/2.51=382.5r/minnn=n"i j=382.5/3=127.39r/minnm=nn =127.39r/minPd=3.75KWP=3.56KWPi =3.39KWPii =3.29KW2、计算各轴的输入功率P=R=3.75 义 0.95=3.56 KWPii =P 4 2 X 4 3=3.56 义 0.98 义 0.97=3.39 KWPhi =PIi x n 2 x n 4=3.39 x 0.99 x 0.

6、98=3.29KW3、计算各轴扭矩电动机输出轴转矩：Td=38.03 NJ- mT=35.4NJ- mTi =33.7NJ- mTii =32.7 NJ- mTd=9.55 义 106Pd/n d=9.55 X106X 3.75/960=37.30 N m各轴输入转矩Ti=TdX n 1=35.4 NJ- mTii = Ti T 2X n 3=33.7 NJ - mTiii =9.55 X 106Rii/n iii =32.7 N m五、传动零件的设计计算dd1=100mmdd2=280mm nI =342.86r/min? V带传动的设计计算1、选择普通V带截型由教材P156表8-7取工作情

7、况系数kA=1.2计算功率 Pca=KP=1.2X2.51=3.012KW由教材P157图8-11选用A型V带2、确定带轮基准直径，并验算带速V=5.03m/s由教材教材P157图8-11推荐的小带轮基准直径为：80100mm 贝U取 dd1=100mm>dmin=75 mm大带轮直径 d d2=nd/n i - dd1=960/382.5 X100=251mm由教材 P157表 8-8 ,取 dd2=250mm266mm < a0 < 760mm 取 a0=500Ld=1600mm实际从动轮转速 nJ =nd - dd1/dd2=960X 100/250=384r/min转

8、速误差为：ni-ni' /n i =(382.5-384)/382.5=-0.0039<0.05( 允许)带速 V: V=tt dd1nd/60 X 1000=兀 乂 100X 960/60 乂 1000=5.024m/s在525m/s范围内，带速合适3、确定中心距a,并选择V带的基准长度Ld根据教材 P152式(8-20) 0.7(d d1+ck) Wa002(dd1+dd2)得:0.7(100+250) <a0< 2(100+250)所以有：245m丽 a°0 700mm 取 a0=500a=493.6mm由教材 P158式(8-22) Ld0=2a0+

9、1.57(d d1+dd2)+(dd1-dd2)2/4a。得：Ld0=2X 500+1.57(100+280)+(280-100) 2/4 X 500=1612.8mm根据教材P146表(8-2)取Ld=1600mm根据教材P158式(8-23)得：a=a°+ (Ld-L0) /2=500+ (1600-1560.75 ) /2=520mm4、验算小带轮包角根据教材 P152 式(8-20)民 1=1800-(d d1-dd2) X 57.30/a=180 0- (250-100) X 57.3 °/520=180°-20.9 0=163.5°>1

10、200 (适用)5、确定带的根数根据教材P152表(8-4a)查得：Po=0.95KW根据教材P153表(8-4b)查得： Po=0.11KWZ=5根根据教材P155表(8-5)查得：Ka=0.96根据教材P146表(8-2)查得：K=0.99由教材P158式(8-26)得：Z=PCa/(P 0+A P0)KaK=3/(0.95+0.11)乂 0.96 乂 0.99=3Fp=1609.1N取Z=36、计算轴上压力由教材P149表8-3查得q=0.1kg/m,由教材P158式(8-27)单根V带的初拉力：F0=500FCa (2.5-Ka) /ZV Ka+qV2=500X (2.5-0.93)

11、X 4.8/0.93 X 5X5.03+0.1 X 5.0242=162.17N则作用在轴承的压力Fp,由教材P159式(8-28)得：Fp=2ZRsin a i/2=2 X3X 162.17 X sin163.5 0/2=963N? 齿轮传动的设计计算d 逆3。)2g R(1R)2u=67-9i 齿=2.6Zi=20Z2=52u=2.6T1=11107CN mm(T HlimZ1 =560Mpa(T HlimZ2=350Mpa_ 9N=1.16X10N=4.46X108KH1=0.93KM0.97(T h 1=520.8Mpa(T h 2=339.5Mpad1t=112.8mmZ/1=21.

12、43乙2=144.86vm 4.16m/s1、选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr调质，齿面硬度为240260HBs大齿轮选用45钢调质，齿面 硬度220HBs根据教材P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度 R 0 1.63.2 52、按齿面接触疲劳强度设计根据教材 P203式 10-9a : d 2.923/(_ZE)2gKT1二进行计算H r(1 0.5 r)2u确定有关参数如下： 传动比i齿=3取小齿轮齿数Zi=20o则大齿轮齿数：乙引2尸3* 20=60实际传动比i 0=52/20=2.6传动比误差：i-i o/I=2.6-2.6/2

13、.6=0%<2.5%可用齿数比：u=i 0=2.6 由教材P224取小r=0.3转矩T1T1=35.4 N mm载荷系数k取k=1.3许用接触应力目 刊=(THlimkHN/SH由教材P209图10-21 杳彳马：CT HlimZ1=560Mpa o- Hlmz2=500Mpa由教材P206式10-13计算应力循环次数NN=60njLh=60X 331.03 X 1 X (16 X 365X 10)=2.7648 乂 109N2=N/i=1.16 X 109/3=9.216 X108由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：KH=0.87 KH n2=0.90通用齿轮和一般工业齿

14、轮，按一般可靠度要求，选取安全系数 容=1.0(thi=(t Hlim1 KHni/Sh=560X 0.93/1.0Mpa=487.2Mpa(T h 2=(T Hlim2 KHn2/Sh=350X 0.97/1.0Mpa=450Mpa弹性影响系数Ze由教材P201表10-6查得Ze=189.8MP1/2故得：计算平均分度圆处的圆周速度 Vm分锥角 6 1=arctan(Z i/Z 2)=当量齿数 Z V1= Z i/COS 6 1=21.43 Z V2= Z2/COS 6 1 = 144.86平均分度圆处的圆周速度：Vm -d1t-g-n1g2 4.16m/scos 1 60 1000计算载荷

15、系数根据v=3.41m/s锥齿轮为7级精度由教材P194图10-8查得：动载系数Kv=1.08由教材P193表10-2查得：使用系数K=1由教材P195表10-3查得：齿间啮合系数Ka=1由教材P226b表10-9查得：轴承系数Khbbe=1.10故载荷系数仁(&&小=2.475按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径根据 P226式(10-10 (a) di dit3KT 112.82475 152.58模数：m=dZ 1=152.58/20=7.6mm取标准模数：m=73、校核齿根弯曲疲劳强度根据教材 P226 公式 10-23 : FKFY FaYsaFbm(1 0.5 r)

16、确定启美参数和系数 分度圆直径:d=mZ=7X 20=140mm d=mZ=7X 52=364mm齿宽：b R3R g 2一- 195故得 b 65取b=65齿形系数YFa和应力修正系数Ysa根据教材P200表10-5得：YFa1=2.72 Y Sa1=1.57 Y Fa2=2.14 Y Sa2=1.83许用弯曲应力"根据公式："="Lim2/SF根据教材 P208 图 10-20 (c)得(TFLim1=420Mpa FLim2 =330Mpa按一般可靠度选取安全系数s=1.25计算两轮的许用弯曲应力(tf1=(t flm /S F=420/1.25=336Mp

17、a(T f 2=(T FLim2/SF=330/1.25=264Mpa将求得的各参数代入式KFYFa1Ysa153.1MPa 420MPaF 1bm(1 0.5 r)1KFYFa2YSa2F2 t Fa2 Sa248.68MPa 330MPaF 9bm(1 0.5 r)2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够5计算齿轮的圆周速度VV=tt dn/60 X 1000=2.43m/s六、轴的设计计算d1=152.58m=7d二140mmd2=364mmR=195mmb=65mm孤尸2.72Y5a1=1.57¥a2=2.14Ysa2=1.83(TFLim1=420Mpa(T FLim2 =330Mpa

18、9=1.25(TF1=53.1Mpa(TF2=48.68MpaV =2.43m/sd=28mmL1=50mmd2=34mml2 50mmd3 d5 40 mmL3=18mm15=16mm16=78mmd4=28mml4 80mmd二140mm Ti=111070N- mmFt=1904NFr=646.8NFa=248.8NFAY 929.87 NFBY 283.07N? 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBs根据教材P370 (15-2)式，并查表15-3,取A=115d>115 (3.70/331.03) 1/3mm=25.7mm考虑有苗槽，将直径增大

19、5% 则：d=25.7X(1+5%)mm=27选 d=28mm2、轴的结构设计(1)轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将输入轴的圆锥齿轮做成悬臂结构，安排在箱体 一侧，两轴承安排在齿轮的右侧，齿轮左面由套筒定位，右面用挡 圈固定，周向用平键连接。两轴承分别以套杯和套筒定位。(2)确定轴各段直径和长度I 段：d二28mm 长度取 L二50mm. h=2c c=1.5mmII 段：d2=&+2h=28+2X 2X 1.5=34mmd2=34mm轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和带轮右端面的距离l=30mm,故 l2 50mmII

20、I段：参照工作要求并根据d2=34mm有轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 30208具内径为40mm宽度为18mm故d3 d5 40 mm L3=18mm V段轴承右端有套筒定位，为使套筒端面可靠地压紧轴承，此轴段应略短于轴承宽度，故取15=16mmVI段：取安装锥齿轮处的轴段VI的直径为34mm取锥齿轮的宽度为56mm 取套筒白长度为 20mm 贝U 16=56+20+(18-16)=78mmIV段：取 d4=28mml4 80mm在IV轴段加一套筒对轴承进行定位。套筒的外径为d=50mm至此，已初步确定了轴的各段直径和距离。(3)按弯矩复合强度计算求小齿

21、轮分度圆直径：已知 d二140mm求转矩：已知 T1=111070N mm求圆周力：Ft根据教材P198 (10-3)式得：Ft=2T1/d m=111070/d i(1-0.5 r)=1904N求径向力Fr1和轴向力Fa1根据教材P225 (10-22)式得：Fr=Ft - tan a cos 6 i=646.8NFa=Ft tan a sin 6 i=248.8NFaz2) S?"不FbzFt Faz1524.2NFaz 3428.2NFbz 1524.NFay 929.87N07tt.00SQ稼BOKM 习SlnDMiw(im) D由押133.fimm -Lai-Hscfeir

22、cIal' 11.9C40I 1/M4D0Fby 283.07N由于轴单向旋转，转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取aCaA1=0.6 o校核危险截面C的强度由式(15-5)CaACac0.1d325.8MPa 1 60MPaCaC1、M； ( T)20.1d342.75MPa 1 60MPa该轴强度足够。? 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度(217255HBs根据教材P370页式(15-2),表(15-3)取A=115 d>A(Pa/n 3) 1/3=115(3.43/127.32) 1/3=34.64mm输出轴的最小值直径显然是安装联轴器处的直径d与

23、联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。40mm联轴器的计算转矩有P351表14-1 ,考虑到转矩变化很小，故取 K=1.3。贝UTca KAT 339.1N.m82mm根据机械设计手册选择LT7型弹性套注销联轴器，故取半联轴器长 度l 112mm, d 40mm,则半联轴器与轴配合的毂孔长度 l 84 mm2、轴的结构设计(1)确定轴的各段直径和长度d246mm为了满足半联轴器的轴向定位要求，I轴段右端需制出一轴肩， 故取II轴段直径d 46mm左端用轴段挡圈定位。按轴段直径取挡圈直径D=49mm半联轴器与轴配合的毂空长度 L 84mm,为了保 证轴端挡圈只压在半联轴器上二不压在轴的断面

24、上，故I段的长dad7 50度应比1i小一些，故取l 82mmd5I556mm照工作要求并根据d2 46mm ,有轴承产品目录中初步选取 0基本 游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 33210具内径为 其尺寸为 50x90x32。故 d3 d7 50 mm56mmd468mm取安装锥齿轮处的轴段V的直径为ds 56mm ,齿轮的左端面与右 轴承之间采用套筒定位，取锥齿轮的宽度为60mm为了是轴套可靠 的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度。故取 56mm,齿轮的右 端面采用轴肩定位。轴肩高度 h>0.07d,故取h=6mm则IV段的直 径 d4 68mm。l250mm对于左轴承若直接采用

25、IV轴段定位，则轴肩直径大于轴承内圈直 径，不利于拆卸轴承，应在左轴承和IV轴段间加一套筒。轴承端盖 的总宽度为20mm根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的 要求，取端盖的外端面和带轮右端面的距离l=30mm,故l2 50mm1660mm取齿轮距箱体内壁距离a=16mm考虑到箱体的铸造误差，取s=8mm已知滚动轴承宽度T=32mm则16 as (60 56) 32 60mml3 56mml4 100mm取IV段距箱体内壁的距离为16mm在确定轴承位置时，应距箱体内壁一定距离,取 8mm 则 13 16 8 32 56mm。14 100mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(2)轴上零

26、件的周向定位锥齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d5有P106表6-1查的平键截面b h 16 10。键槽用铳刀加工， 长45mm同样半联轴器与轴的连接选用平键 12mm 8mm 70mm, 滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证的。(3)求轴上载荷根据轴的结构图做出周德计算简图。在确定轴承的支点位置时兑取33210型，查的a=23.2mm(4)按弯扭合成应力校核轴的强度CaM2 ( T)20.1d312.87MPa 1 60MPaFAY383.98NFAZ839.03NFby632.68NFBZ2600NMcz 168477.85N mMy1 77083.64NMY2 4099

27、7.87NCaA1轴承预计寿命58400小时故安全。30208 型3702.8N1700N根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力Fd 上查机械手册知2YFrA 3702.8NFrB1700NFdA 1157.1NFdB 531.25NFaA 1157.1NFaB 908.3NXa=1Yx=0练=0.4Y=1.6r=4443.4NP2=2560N八、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：16X 365X 10=58400小时1、计算输入轴轴承(1)两轴承径向反力：FrAFrB初选两轴承为圆锥滚子轴承Y=1.6,e=0.37。FdA FrA 1157.1N 2YFdB FrB 5

28、31.25N 2Y有 P322 式 13-11 得 FaA 1157.1N FaB FaA Fa 908.3N(2)求系数x、yFaA/F ra=0.36Fab/F rb=0.53根据教材P321表13-5得e=0.37X A=1XB=0.4Y A=0YB=1.6(3)计算当量载荷P1、P2根据教材P321表13-6取fP=1.2根据教材P320式13-8a得P1=f p(x AFrA+yAFaA)=4443.4NP2=f p(xBFrB+yBFaA)= 2560N(4)轴承寿命计算v PAPB 故取 P=4443.4Nv £ =10/3根据手册得30208型的Cr=63000N由教

29、材P320式13-5a得Lh=106/60n(Cr/P) £ =16670/458.2 乂 (1 X 63000/4443.4)10/3=347322h>58400h预期寿命足够2、计算输出轴轴承1)两轴承径向反力：FrAFrB初选两轴承为圆锥滚子轴承FAY FAZ 922.66N，:FBY FBZ 2675N 33210型Lh=347322h预期寿命足够FrA 922.66NFrB 2675 NFdA 307.6N根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力Fd 上 查机械手册知 2YY=1.5,e=0.41 。FdAFrA 307.6N2YFdBFrB891.7N2Y有 P322式 13-11 得 FaB 891.7N FaA FaB Fa 1540.5N(2)求系数x、yFa/Fra=1.67>eFab/F rb=0.33>eX a=0.4Xb=1Y A=1.5Yb=0(3)计算当量载荷P1、P2根据教材P321表13-6取fP=1.2根据教材P320式13-8a得P1=f p(x AFrA+yAFaA)=3215.8NP2=f p(XBFrB+yBFaA)= 3210N(4)轴承/命计算V Pa Pb 故取 P=3215.8Nv £ =10/3根据手册得33210型的Cr=1