機械設計課程設計一級圓錐齒輪減速器

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1、機械設計課程設計設計計算說明書 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(zhuǎn)，兩班制工作，與輕度震動，使用年限10年。 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=3103N，帶速V=1.0m/s；鏈輪直徑D=150mm。 注意事項： 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； 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(nèi)容要放在下一頁； 設計計算內(nèi)容字體為宋體、小四號、非加粗，按照樣例排版即可； 行間距要求：單倍行距； 以下左側(cè)方框內(nèi)為對應標題及其設計計算過程，右側(cè)方框?qū)?/p>

2、應位置寫設計計算的結(jié)果或結(jié)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(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。 2、電動機功率選擇 （1）傳動裝置的總效率： ηaη1?η23?η3?η4?η5 式中：η1、η2、η3、η4、η5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η1=0.95，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.99，η5=0.93，則 ηa=0.950.9830.970.990.93 =0.80 （2）電機所需的功率： =kw==3kw

3、= =3.75kw 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 計算鏈輪工作轉(zhuǎn)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、和1500r/min。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)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(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132M1-6。 其

4、主要性能：額定功率4KW；滿載轉(zhuǎn)速960r/min；額定轉(zhuǎn)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=7.53 2、分配各級傳動比 （1） 據(jù)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(zhuǎn)速 nⅠ=nm/id=960/2.51=382.5r/min nⅡ=nⅠ/ij=

5、382.5/3=127.39r/min nⅢ=nⅡ=127.39r/min 2、計算各軸的輸入功率 PI=Pd=3.750.95=3.56 KW PII=PIη2η3=3.560.980.97=3.39 KW PIII=PIIη2η4=3.390.990.98=3.29KW 3、計算各軸扭矩 電動機輸出軸轉(zhuǎn)矩: Td=9.55106Pd/nd=9.551063.75/960=37.30 Nm 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 TI=Tdη1=35.4 Nm TII= TIη2η3=33.7Nm TIII=9.55106PIII/nIII=32.7Nm

6、 五、傳動零件的設計計算 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=1.22.51=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 由教材教材P157圖8-11推薦的小帶輪基準直徑為：80~100mm， 則取dd1=100mm>dmin=75 mm 大帶輪直徑 dd2=nd/nIdd1=960/382.5100=251mm 由教材P157表8-8，取dd2=250mm 實際從動

7、輪轉(zhuǎn)速nI’=nddd1/dd2=960100/250=384r/min 轉(zhuǎn)速誤差為：nI-nI’/nI=(382.5-384)/382.5=-0.0039<0.05(允許) 帶速V：V=πdd1nd/601000=π100960/601000=5.024m/s 在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適 3、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）0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)得： 0.7(100+250)≤a0≤2(100+250) 所以有：245mm≤a0≤700mm，取a0=500 由教材P158式（8-22）Ld0=2

8、a0+1.57(dd1+dd2)+ (dd1-dd2)2/4a0得： Ld0=2500+1.57(100+280)+(280-100)2/4500=1612.8mm 根據(jù)教材P146表（8-2）取Ld=1600mm 根據(jù)教材P158式（8-23）得： a≈a0+（Ld-L0）/2=500+（1600-1560.75）/2=520mm 4、驗算小帶輪包角 根據(jù)教材P152式（8-20）α1=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(jù)教材P152表

9、（8-4a）查得：P0=0.95KW 根據(jù)教材P153表（8-4b）查得：△P0=0.11KW 根據(jù)教材P155表（8-5）查得：Ka=0.96 根據(jù)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)0.960.99]=3 取Z=3 6、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)4.8/0.9355.03+0.15.0242=1

10、62.17N 則作用在軸承的壓力Fp，由教材P159式（8-28）得： Fp=2ZF0sinα1/2=23162.17sin163.50/2=963N 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，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS；根據(jù)教材P210表10-8選7級精度。齒面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm 2、按齒面接觸疲勞強度設計 根據(jù)教材P203式10-9a：進行計算 確定有關參數(shù)如下： ① 傳動比i齒=3 取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1

11、=320=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 ② 由教材P224取φR=0.3 ③ 轉(zhuǎn)矩T1 T1=35.4Nmm ④ 載荷系數(shù)k 取k=1.3 ⑤ 許用接觸應力[σH] [σH]=σHlimkHN/SH 由教材P209圖10-21查得： σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=500Mpa 由教材P206式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)N N1=60njLh=60331.031(1636510)=2.7648109 N2

12、=N1/i=1.16109/3=9.216108 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=1.0 [σH]1=σHlim1 KHN1/SH=5600.93/1.0Mpa=487.2Mpa [σH]2=σHlim2 KHN2/SH=3500.97/1.0Mpa=450Mpa ⑥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δ1=arctan(Z1/Z2)= 當量齒數(shù)

13、 Zv1= Z1/cosδ1=21.43 Zv2= Z2/cosδ1=144.86 平均分度圓處的圓周速度： 計算載荷系數(shù) 根據(jù)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P226b表10-9查得： 軸承系數(shù)KHβbe=1.10 故載荷系數(shù)K=KAKVKHaKHβ=2.475 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 根據(jù)P226式（10-10（a）） 模數(shù)：m=d1/

14、Z1=152.58/20=7.6mm 取標準模數(shù)：m=7 3、校核齒根彎曲疲勞強度 根據(jù)教材P226公式10-23： 確定有關參數(shù)和系數(shù) ① 分度圓直徑：d1=mZ1=720=140mm d2=mZ2=752=364mm 齒寬： 故得 取b=65 ② 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa 根據(jù)教材P200表10-5得： YFa1=2.72 YSa1=1.57 YFa2=2.14 YSa2=1.83 ③許用彎曲應力[σF] 根據(jù)公式：[σF]= σFLim2/SF 根據(jù)教材P208圖10-20（c）得 σF

15、Lim1=420Mpa σFLim2 =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 [σF]1=σFLim1 /SF=420/1.25=336Mpa [σF]2=σFLim2/SF=330/1.25=264Mpa ④ 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V V=πd1n1/601000=2.43m/s 六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 根據(jù)教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A=115 d≥1

16、15 (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=28mm 2、軸的結(jié)構(gòu)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(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)

17、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。Ⅴ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 Ⅵ段：取安裝錐齒輪處的軸段Ⅵ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 Ⅳ段：取d4=28mm 在Ⅳ軸段加一套筒對軸承進行定位。套筒的外徑為

18、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 ①求小齒輪分度圓直徑：已知d1=140mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T1=111070Nmm ③求圓周力：Ft 根據(jù)教材P198（10-3）式得： Ft=2T1/dm1=111070/[d1(1-0.5ΦR)]=1904N ④求徑向力Fr1和軸向力Fa1 根據(jù)教材P225（10-22）式得： Fr=Fttanαcosδ1=646.8N Fa=Fttanαsinδ1=248.8N 軸承支反力： 由于軸單向旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應力按脈動循環(huán)變化，取α

19、=0.6。 n 校核危險截面C的強度 由式（15-5） ∴ 該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217~255HBS） 根據(jù)教材P370頁式（15-2），表（15-3）取A=115 d≥A(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(zhuǎn)矩 有P351表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3。則 根據(jù)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

20、合的轂孔長度 2、軸的結(jié)構(gòu)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，Ι軸段右端需制出一軸肩，故?、蜉S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Ι段的長度應比l1小一些，故取 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 其尺寸為50x90x32。故mm。 取安裝錐齒輪處的軸段Ⅴ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

21、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Ⅳ段的直徑。 對于左軸承若直接采用Ⅳ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，應在左軸承和Ⅳ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 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 ?、舳尉嘞潴w內(nèi)壁的距離為16mm，在確定軸承位置時，應距箱體內(nèi)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

22、 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(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。 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(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命：1636510=58400小時 1、計算輸入軸軸

23、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(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。 有P322式13-11得 （2）求系數(shù)x、y FaA/Fra=0.36 Fab/Frb=0.53 根據(jù)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(jù)教材P321表13-6取fP=1.2 根據(jù)教材P320式13-8a得 P1=fP(xAFrA+yAFaA)=4443.4N P2=fp(xBFrB+yBF

24、aA)= 2560N （4）軸承壽命計算 ∵故取P=4443.4N ∵ε=10/3 根據(jù)手冊得30208型的Cr=63000N 由教材P320式13-5a得 Lh=106/60n(Cr/P)ε=16670/458.2(163000/4443.4)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(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。 有P322式13-11得 （2）求系數(shù)x、y FaA/Fra=1.67>e Fab/Frb=0.

25、33>e XA=0.4 XB=1 YA=1.5 YB=0 （3）計算當量載荷P1、P2 根據(jù)教材P321表13-6取fP=1.2 根據(jù)教材P320式13-8a得 P1=fP(xAFrA+yAFaA)=3215.8N P2=fp(xBFrB+yBFaA)= 3210N （4）軸承壽命計算 ∵故取P=3215.8N ∵ε=10/3 根據(jù)手冊得33210型的Cr=112000N 由教材P320式13-5a得 Lh=106/60n(Cr/P)ε=16670/458.2(1112000/3215.8)10/3 =18059903h>5840

26、0h 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C840GB/T1096-2003 l=L1-b=40-8=32mm T2=106.63Nm 根據(jù)教材P106式6-1得 σp=4T2/dhl=4106630/28732=78.5Mpa<[σp](110Mpa) 2、輸入軸與齒輪連接采用平鍵連接 軸徑d3=34mm L3=56mm T=260.82Nm 查手冊P51 選A型

27、平鍵，得：b=10 h=8 L=50 即：鍵A1050 GB/T1096-2003 l=L3-b=50-10=40mm h=8mm σp=4T/dhl=4260820/34840=95.9Mpa<[σp](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A1636GB/T1096-2003 l=L2-b=36-16=20mm h=10mm 根據(jù)教材P106（6-1）式得 σp=4T/dhl=4116300/561020

28、=41.5Mpa<[σp] (110Mpa) ηa=0.80 =3.75kw 電動機型號： Y132M1-6 ia=7.53 ij=3 id=2.51 nⅠ=127.39r/min nⅡ=127.39r/min nⅢ=382.5r/min

29、 Pd=3.75KW PI=3.56KW PII=3.39KW PIII=3.29KW Td=38.03 Nm TI=35.4Nm TII=33.7Nm TIII=32.7Nm dd1=100mm dd2=280mm nI’=342.86r/min V=5.03m/s 266mm≤a0≤760mm 取a0=500 Ld=1600mm a=493.6mm

30、Z=5根 Fp=1609.1N i齒=2.6 Z1=20 Z2=52 u=2.6 T1=111070Nmm σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=350Mpa N1=1.16109 N2=4.46108 KHN1=0.93 KHN2=0.97 [σH]1=520.8Mpa [σH]2=339.5Mpa d1t=112.8mm Zv1=21.43 Zv2=144.86 d1=152.58 m=7

31、 d1=140mm d2=364mm R=195mm b=65mm YFa1=2.72 YSa1=1.57 YFa2=2.14 YSa2=1.83 σFLim1=420Mpa σFLim2 =330Mpa SF=1.25 σF1=53.1Mpa σF2=48.68Mpa V =2.43m/s d=28mm L1=50mm d2=34mm mm L3=18mm l5=16mm l

32、6=78mm d4=28mm d1=140mm T1=111070Nmm Ft=1904N Fr==646.8N Fa=248.8N 軸承預計

33、壽命 58400小時 XA=1 YA=0 XB=0.4 YB=1.6 P1=4443.4N P2=2560N Lh=347322h 預期壽命足夠 XA=0.4 YA=1.5 XB=1 YB=0 P1=3215.8N P2=3210N Lh=18059903h 軸承合格 鍵C840 GB/T1096-2003 σp=7

34、8.5Mpa 鍵A1050 GB/T1096-2003σp=95.9Mpa 鍵A1636 GB/T1096-2003 σp=45.1Mpa 參考文獻 [1] 濮良貴、紀名剛．機械設計（第八版）．北京：高等教育出版社，2006． [2] 龔溎義、羅圣國．機械設計課程設計指導書（第二版）．北京：高等教育出版社，1990． [3]王文斌．機械設計手冊（第三卷）．機械工業(yè)出版社，2004.8． [4] 侯洪生．機械工程圖學．北京：科學出版社，2001． - 15 -