一級圓錐齒輪減速器傳動方案

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1、設計題目 ：一級圓錐齒輪減速器傳動方案 運動簡圖 ： （1） 原始數據 運輸帶牽引力F=2200N 運輸帶線速度v=1.8m/s 驅動滾筒直徑D=280mm （2）工作條件及要求 ①使用5年，雙班制工作，單向工作 ②載荷有輕微沖擊 ③運送煤,鹽,沙等松散物品 ④運輸帶線速度允許誤差為5% ⑤有中等規(guī)模機械廠小批量生產 目 錄 機械設計基礎課程設計任務書 2 第1章 引言 4 第2章 電機的選擇 6 第3章帶傳動的設計 9 第4章、齒輪傳動的設計計算 12 第5章

2、 、齒輪上作用力的計算 16 第6章、軸的設計計算 17 第7章、密封與潤滑 24 第8章 課程設計總結 25 參考資料 26 第1章 引言 1、本課題的背景及意義 計算機輔助設計及輔助制造（CAD/CAM）技術是當今設計以及制造領域廣泛采用的先進技術。本次設計是蝸輪蝸桿減速器，通過本課題的設計，將進一步深入地對這一技術進行深入地了解和學習。 2、 國內外減速機產品發(fā)展狀況 國內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。另外材料品質和工藝水平上還有許多

3、弱點。由于在傳動的理論上，工藝水平和材料品質方面沒有突破，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、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據優(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動為主，體積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，封閉式結構， 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

4、功率，為負載功率，為總效率。） 而KW, 所以KW 傳動效率分別為： η1、η2、η3、η4、η5分別是V帶傳動、滾動軸承、錐齒輪傳動、聯軸器和卷筒的傳動效率。查《機械設計課程設計指導書》表II.5,取η1=0.96，η2=0.98，η3=0.97（齒輪為8級精度），η4=0.99（齒式聯軸器），η5=0.96，則 ηa=η1η2η3η4η5 0.960.98^30.970.990.96=0.86 傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積,即： 3、確定電動機轉速 卷筒軸工作轉速為 = 按《機械設計課程設計指導書》表2.1推薦的傳動比合

5、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。故電動機轉速的可選范圍為。 符合這一范圍的同步轉速有750,1000。 ηd=(4~12)121r/min=491.12~1452r/min 根據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 P KW 電動機轉速 r/min 電動機重量 Kg 同步轉速 滿載轉速 1 Y160M2– 8 5.5 750 720 119 2 Y132M2 – 6 5.5 1000 960 84 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、

6、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 2–6。 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 132 12 其安裝尺寸如表: （二）計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、

7、總傳動比 由選定的的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置的總傳動比為: = 電動機型號為Y132SM2-6滿載轉速 = 960r/m ,且工作機主動軸轉速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 設為錐齒輪的傳動比，傳動比范圍 = 2~3,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 Ⅰ軸

8、 Ⅱ軸 Ⅲ軸 (2)、各軸輸入功率 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 (3) 、各軸輸入轉矩 電機軸輸出轉矩 所以各軸輸出轉矩為： Ⅰ軸 TI=Tdη1i=52.220.963.18=1121.6Nm Ⅱ軸 TII= TIi1η2^2η3=52.222.70.98^20.97=378.4Nm Ⅲ軸

9、 軸名稱 轉速 功率（kw） 轉矩（） I軸 384 4.89 121.6 II軸 120.9 4.79 378.4 III軸 120.9 4.56 360.2 第3章帶傳動的設計 1、確定計算功率 由教材P156表8-8取工作情況系數kA=1.1 計算功率Pca=KAPd=1.15.25=5.78KW 2、 選擇V帶帶型 n小齒輪=n電動=n滿載=960r/min 根據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 ①

10、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 ②驗算帶速v。 帶速V：V= 在5~25m/s范圍內，帶速合適 4、確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld ①根據教材P152式（8-20），初定中心距。 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)得： 0.7(150+355)≤a0≤2(150+355) 所以有：353.5mm≤a0≤1010mm，取a0=700 ②由教材P158式（8-22）計算帶所需的基準長度 Ld0=2a0+[π（dd1

11、+dd2）]/2+[（dd2-dd1）^2]/（4a0)得： Ld0=2700+[π(150+355)]/2+[(355-150)^2]/（4700） =2208mm 根據教材P146表（8-2）取Ld=2200mm ③根據教材P158式（8-23）得實際中心距a： a≈a0+（Ld-Ld0）/2=700+（2200-2208）/2 a=696mm 按式（8-24），中心距變化范圍為： amin=a-0.015Ld=663mm amax=a+0.03Ld=762mm 5、驗算小帶輪包角 根據教材P152式（8-20） α1=180- (dd1-dd2)57.3

12、/a =180-（315-112）57.3/529.34 =163>120 6、確定帶的根數 ①、計算單根V帶的額定功率 由dd1=150mm和n小齒輪=960r/min 根據教材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，i=2.5和A型帶,根據教材P153表（8-5）由插值法得：△P0=（0.15-0.11)/(1200-950)(960-950)+0.11=0.11kw 根據教材P155表（8-6）由插值法求得得： Ka=0.93+（0.95-0.93)/(160-

13、155)(158.03-155)=0.94 根據教材P146表（8-2）查得：KL=1 P=(P0+△P0)KaKL=(1.16+0.11)0.941=1.26kw ②、計算V帶根數 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）/（Zv Ka）+qv^2 F0=500(2.5-0.94)5.96/（45.630.94）+0.1057.54^2 F0=128N 8、計算壓軸力

14、Fp 由教材P159式（8-28）得： Fp=2ZF0sin（α1/2）=24210.77sin（158.03/2） Fp=1012N 9、帶輪其他參數計算 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 主要設計結論如表5.1所示 帶型 根數 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) A 4 2200 150 355 696 128 63 第4章、齒輪傳動的設計計算 1、選擇齒輪類

15、型、精度等級、材料及齒數 (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調質，齒面硬度為280HBS。大齒輪選用45鋼調制，齒面硬度240HBS； （3）根據教材P205表10-6選7級精度。 （4）選小齒輪齒數為Z1=25, 大齒輪齒數為 Z2=i齒輪Z1=2.525=62.5，去63 2、按齒面接觸疲勞強度設計 （1）根據教材P203式（10-29）試算小齒輪分度圓直徑，即 1宏基 1）確定有關參數如下： ①試選K=1.3 ②計算小齒輪傳遞的轉矩。

16、 T1=9.5510^6PI/nI=1.21.6Nm ③ 選取齒寬系數=0.3 ④ 由圖10-20查得區(qū)域系數 由表10-5查得材料的彈性影響系數=189.8Mpa 計算接觸疲勞許用應力[σH] 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（10-15）計算應力循環(huán)次數： N1=60njLh =603841(283005)=5.5210^8 i齒輪=Z2/Z1=63/25=2.5 N2=N1/i齒輪=5.5210^8/2.5=2.210^8 由教材P207圖10

17、-19查得接觸疲勞的壽命系數： 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S=1.0 [σH]1=σHlim1 KHN1/SH=6000.93/1.0Mpa=630Mpa [σH]2=σHlim2 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力,即 []=525Mpa 2）試算小齒輪分度圓直徑 =98.66mm （2）調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數前的數據準備 ①圓周速度v mm Vm=π83.87384/(601000）=1.

18、68m/s ②當量齒輪的齒寬系數 =0.398.66/2=56.35mm =56.35/83.87=0.67 2）計算實際載荷系數 ①根據Vm=1.68m/s,錐齒輪為7級精度,由圖10-8查得動載荷系數KV=1.15 ②由教材P193表10-2查得: 使用系數KA=1 ③由教材P195表10-3查得: 齒間嚙合系數KHa=1 ④ 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KHβ=1.35 故載荷系數KH=KAKVKHaKHβ=11.0511.35=1.45 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 根據式（10-12）

19、模數：m=d1/Z1=101.19/24=4.22mm 3.按齒根彎曲疲勞強度設計 1)確定公式中各個參數值 ①試選K=1.3 ②計算 由分錐角和可得當量齒數由分錐角=17.31和 =90—17.31=72.66，可得當量齒數 ③由圖10-17查得齒形系數， 由圖10-18查得應力修正系數 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： σFLim1=620Mpa σFLim2 =440Mpa 由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數, 按一般可靠度選取安全系數SF=1.7,由式（10-14）得 因為大齒輪大于小齒輪 2）試算模數 Mt=1

20、.946 調整齒輪模數 1） 計算實際載荷系數前的數據準備 ①計算齒輪的圓周速度V = Vm=πdm1n1/601000=π41.42384/(601000) =0.83m/s ②齒寬b: b==0.348.96 2)計算實際載荷系數 ①根據v=0.77m/s,7級精度由圖10-8查的動載荷系數=1.02 ②直齒錐齒輪精度低，取齒間分配系數=1 用插值法1.24 ， =1.17 則載荷系數： K==11.0211.14=1.37 3）由式10—13按實際載荷系數算得齒輪模數： m=mt（KF/KFt）^(1/3)=2.04(1.16/1.3)^(1/3)=1

21、.846mm 按照齒根彎曲強度計算模數，就近選擇標準模數m=2mm按接觸疲勞算得分度圓直徑d1=105.25mm,算出小齒輪齒數Z1=d1/m=105.25/2=52.6,取53。 取Z1=51，則大齒輪數Z2=i齒輪Z1=2.553=132.5取133.為了使兩齒輪互質，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）、數據整理 名稱 符號 公式 直齒圓錐小齒輪 直齒圓錐大齒輪 齒數 z 53 133 模數 m m 2 傳動比 i i 2.51

22、 分度圓錐度 ， 分度圓直徑 106 266 齒頂高 2 2 齒根高 2.4 2.4 齒全高 h 4.4 4.4 齒頂圓直徑 ， 109.71(大端) 267.5（大端） 齒根圓直徑 ， 101.5 264.20 齒距 p 6.28 6.28 齒厚 s 3.14 3.14 齒槽寬 e 3.14 3.14 頂隙 c 0.4 0.4 錐距 R 143.17 143.17 當量齒數 57

23、 359 齒寬 b 43 43 第六章、軸的設計計算 一、輸入軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 ① 選用45調質，硬度217~255HBS ② 根據教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A=115 ③ d≥115 (3.70/331.03)1/3mm=25.7mm ④ 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=25.7(1+5%)mm=27 ⑤ ∴選d=28mm 2、軸的結構設計 ⑥ （1）軸上零件的定位，固定和裝配 ⑦ 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

24、用平鍵連接。兩軸承分別以套杯和套筒定位。 ⑧ （2）確定軸各段直徑和長度 ⑨ I段：d1=28mm 長度取L1=50mm ⑩ ∵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。Ⅴ段軸承右端有套筒定位，為使

25、套筒端面可靠地壓緊軸承，此軸段應略短于軸承寬度，故取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=120mm ②求轉矩：已知T1=114000Nmm ③求圓周力：Ft 根據教材P198（10-3）式得： Ft=2T1/dm1=114000/[d1(1-0.5ΦR)]=1

26、904N ④求徑向力Fr1和軸向力Fa1 根據教材P225（10-22）式得： Fr=Fttanαcosδ1=646.8N Fa=Fttanαsinδ1=248.8N 軸承支反力 ： A型帶 V=7.54m/s a0=700mm Ld0=2208 Ld=2200mm a=696mm

27、 Pr=1.26kw Z=4 F0=128N Fp=1012N e=15 f=9 d=63mm

28、 KHN1=0.93 KHN2=0.95 [σH]1=630 [σH]2=525 Vm=1.68m/s KH=1.45 YFa1=2.75 YSa1=1.58 YFa2=2.16 YSa2=1.82 σFLim1=500Mpa

29、 σFLim2 =380Mpa SF=1.7 σF1=250Mpa σF2=197Mpa Mt=1.946 Vm=0.83m/s b=27.91mm KF=1.37 m=2 Z1=53 Z2=

30、133 d1=106mm d2=266mm b=42.81mm d1=28mm d2=34mm d3=18mm d4=34mm 二、輸出軸的設計計算 ? 按扭矩初算軸徑 ? 選用45#調質

31、鋼，硬度（217~255HBS） ? 根據教材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 21 輸出軸的最小值直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 22 聯軸器的計算轉矩 有P351表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取KA=1.3。則 23 根據機械設計手冊選擇LT7型彈性套注銷聯軸器，故取半聯軸器長度，，則半聯軸器與軸配合的轂孔長度 24 軸的結構設計 25 （1）確定軸的各段直徑和長度 26 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，Ι軸

32、段右端需制出一軸肩，故取Ⅱ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，半聯軸器與軸配合的轂空長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯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 27 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 28 其尺寸為50x90x32。故mm。 29 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

33、徑。 30 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 ?、舳尉嘞潴w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。 33 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 34 35 （2）軸上零件的周向定位 36 錐齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。

34、 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=23.2mm。 39 載荷 水平面 垂直面 支反力 彎矩 扭矩 T=26.082N.m 40 (4)按彎扭合成應力校核軸的強度 41 42 43 故安全。 44 第八章滾動軸承的選擇及校核計算 45 根據根據條件，軸承預計壽命：1636510=58400小時 4

35、6 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。 50 51 有P322式13-11得 52 （2）求系數x、y 53 FaA/Fra=0.36 54 Fab/Frb=0.53 55 根據教材P321表13-5得e=0.37 56 XA=1 XB=0.4 57 YA=0 YB=1.6 58 （3）計算當量載荷P1、P2 59 根據教材P321表13-6取fP=1.2 60 根據教材P320式13

36、-8a得 61 P1=fP(xAFrA+yAFaA)=4443.4N 62 P2=fp(xBFrB+yBFaA)= 2560N 63 （4）軸承壽命計算 64 ∵故取P=4443.4N 65 ∵ε=10/3 66 根據手冊得30208型的Cr=63000N 67 由教材P320式13-5a得 68 Lh=106/60n(Cr/P)ε=16670/458.2(163000/4443.4)10/3 69 =347322h>58400h 70 ∴預期壽命足夠 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 根據教材P322

37、表13-7得軸承內部軸向力查機械手冊知Y=1.5,e=0.41。 74 75 有P322式13-11得 76 （2）求系數x、y 77 FaA/Fra=1.67>e 78 Fab/Frb=0.33>e 79 XA=0.4 XB=1 80 YA=1.5 YB=0 81 （3）計算當量載荷P1、P2 82 根據教材P321表13-6取fP=1.2 83 根據教材P320式13-8a得 84 P1=fP(xAFrA+yAFaA)=3215.8N 85 P2=fp(xBFrB+yBFaA)= 3210N 86 （4）軸承壽命計算 87

38、∵故取P=3215.8N 88 ∵ε=10/3 89 根據手冊得33210型的Cr=112000N 90 由教材P320式13-5a得 91 Lh=106/60n(Cr/P)ε=16670/458.2(1112000/3215.8)10/3 92 =18059903h>58400h 93 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=28mm，L1=50mm 96 查手冊P51 選用C型平鍵，得：b=8 h=7 L=40 97 即：鍵C840GB/T1096-2003 98 l=L1-b=40-8=32mm T2=10

39、6.63Nm 99 根據教材P106式6-1得 100 σp=4T2/dhl=4106630/28732=78.5Mpa<[σp](110Mpa) 101 2、輸入軸與齒輪連接采用平鍵連接 102 軸徑d3=34mm L3=56mm T=260.82Nm 103 查手冊P51 選A型平鍵，得：b=10 h=8 L=50 104 即：鍵A1050 GB/T1096-2003 105 l=L3-b=50-10=40mm h=8mm 106 σp=4T/dhl=4260820/34840=95.9Mpa<[σp](110Mpa) 107 3、輸出軸與齒輪2連接用平

40、鍵連接 108 軸徑d2=56mm L2=45mm T=116.3N.m 109 查手冊P51 選用A型平鍵，得：b=16 h=10 L=36 110 即：鍵A1636GB/T1096-2003 111 l=L2-b=36-16=20mm h=10mm 112 根據教材P106（6-1）式得 σp=4T/dhl=4116300/561020=41.5Mpa<[σp] (110Mpa)  九、設計小節(jié) 通過這次設計一級減速器，讓我更為系統地認識了解了機械設計的全過程，增強了我們對機械行業(yè)的了解。課程設計的優(yōu)點：讓我們學會了靈活運用以往學習的知識

41、，及時了解并且彌補自己的不足。并且通過這次設計對制圖軟件更加熟悉。 十、參考資料 1、 機械設計/楊明忠，朱家誠主編 編號 ISBN 7-5629-1725-6 武漢理工大學出版社 2006年12月第3次印刷。 2、 機械設計課程設計手冊/吳忠澤，羅圣國主編 編號ISBN978-7-04-019303-9高等教育出版社 2006年5月（2009重?。? 3、 機械設計課程設計指導書/龔溎義主編 編號ISBN 978-7-04-002728-0 高等教育出版社 1990年4月（2009重?。?。 4、 機械設計課程設計圖冊/龔溎義主編 編號ISBN 978-7-04-000712-1 高等教育出版社 1989年5月（2009重印）。