一級圓錐齒輪減速器設(shè)計計算說明書

1、機械課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：一級圓錐齒輪減速器班 級：學(xué) 號： 姓 名： 指導(dǎo)老師：目錄一、 設(shè)計任務(wù) 第3頁二、 電動機的選擇 第4頁三、 圓錐齒輪的設(shè)計計算 第6頁四、 軸的設(shè)計計算 第10頁五、 鍵的校核 第18頁六、 潤滑方式及密封形式的選擇 第19 頁七、 減速器箱體設(shè)計 第20頁八、 設(shè)計總結(jié) 第21頁參考文獻(xiàn) 第22頁第一章設(shè)計任務(wù)1.設(shè)計題目 用于帶式運輸機的一級圓錐齒輪減速器。傳動裝置簡圖如右圖所 示。給定條件：由電動機驅(qū)動，運輸帶工作拉力為2800N，運輸帶速度為1.8m/s，運輸機滾筒直徑為320mm。（1）帶式運輸機數(shù)據(jù)見數(shù)據(jù)表格。（2）工作條件兩班制工作，空載啟動

2、，單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)。運輸帶速度允許速度誤差為5%。（3） 使用期限 工作期限為十年，每年工作300天；檢修期間隔為三年。（4） 生產(chǎn)批量 小批量生產(chǎn)。2.設(shè)計任務(wù)1)選擇電動機型號；2)確定鏈傳動的主要參數(shù)及尺寸；3)設(shè)計減速器；4)選擇聯(lián)軸器。3.具體作業(yè)1)減速器裝配圖一張；2)零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）；3)設(shè)計說明書一份。第二章 電動機的選擇2-1選擇電動機類型和結(jié)構(gòu)型式由電動機工作電源，工作條件荷載和特點選擇三相異步電動機。 2-2選擇電動機容量 標(biāo)準(zhǔn)電動機的容量由額定功率表示。所選電動機額定功率應(yīng)等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機正常工作，或

3、使電動機長期過載，發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增大成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成浪費。 由于工作所給的運輸帶工作壓力F=2800N，運輸帶工作速度V=1.8m/s得工作所需功率為： pw=FV/1000=5.04KW電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為：=123345=0.9930.970.9930.960.970.870所需電動機的功率為：Pd=Pw/=5.040.870=5.79kw式中：1=0.993聯(lián)軸器的效率； 2=0.97圓錐齒輪效率； 3=0.99滾動軸承的效率； 4=0.96鏈輪傳動的效率; 5=0.97傳動滾筒的效率。因為電動機的額定功率P額略大于Pd，選同步轉(zhuǎn)速75

4、0r/min，選Y160L-8型三相異步電動機，其P額=7.5kw，nm =720 r/min2-3確定電動機的轉(zhuǎn)速，總傳動比與各級傳動比工作機的轉(zhuǎn)速nw=60vD=601.80.32=107.43r/min傳動裝置的總傳動比為：i=nmnw=720107.43=6.7式中nm電動機的滿載轉(zhuǎn)速，r/min； nw工作機的轉(zhuǎn)速，r/min。二級傳動中，總傳動比為6.7減速器傳動比i01=3，則鏈?zhǔn)絺鲃觽鲃颖萯02=ii01=6.73=2.232-4 計算傳動裝置的運動和運動參數(shù)1）各軸轉(zhuǎn)速：傳動裝置從電動機到工作機有三軸，依次為1，2，3軸，則： 電動機軸n0=nm=720r/min 高速軸n1

5、=nm=720r/min 低速軸 n2=n1i01=7203=240r/min 滾筒軸 n3=n2i02=2402.23=107.6r/min2）各軸輸入功率： 電動機軸P0=Pd=5.79KW高速軸P1=P01=5.790.993=5.75KW低速軸 P2=P123=5.750.970.99=5.52KW滾筒軸 P3=P234=5.520.990.96=5.25KW3）各軸轉(zhuǎn)矩： 電動機軸 T0=95505.79720=76.80N.m高速軸 T1=95505.75720=76.27N.m;低速軸 T2=95505.52240=219.65N.m;滾筒軸 T3=95505.25107.6=4

6、65.96N.m。運動和動力參數(shù)的計算如下表2-1所示：輸入功率P/KW轉(zhuǎn)速n/(r/min)轉(zhuǎn)矩T/N.m傳動比/i效率電動機軸5.7972076.8010.993高速軸5.7572076.2730.96低速軸5.52240219.652.230.95滾筒軸5.25107.6465.96 第三章 圓錐齒輪的設(shè)計計算1 選定齒輪的類型，精度等級，材料及齒數(shù)：（1） 選擇材料及熱處理 小圓錐選用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，調(diào)質(zhì)硬度為280HBS； 大圓錐選用45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，調(diào)質(zhì)硬度為240HBS。(2)選齒輪 小齒輪選=24，大齒輪選=72； 大小圓錐均選用7級精度。軸交角為90度的直齒圓錐齒輪傳動

7、u=3=tan=cot，得2=71.6，1 =18.4。2.按齒面接觸疲勞強度計算：d12.923(ZEH)2KT1R(1-0.5R)2u1） 定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.3.（1） 小圓錐齒輪的轉(zhuǎn)矩T1=7.627N.mm；（2） 查機械設(shè)計教材可知錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)R=13；（3） 從表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa；（4） 有圖10-21d按齒面硬度查得大小齒輪的解除疲勞強度極限=600MPa，=550MPa；（5） 計算應(yīng)力的循環(huán)次數(shù)： =60=6072012830010=2.07109 =2.071093=0.69109（6） 計算接觸疲勞許用應(yīng)

8、力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得=/S=0.9600=540MPa；=/S=0.95550=522.5MPa；2） 試算小齒輪分度圓直徑d1t2.923(ZEH)2KT1R(1-0.5R)2u=77.834mm 試算錐距 Rt=d1tu2+12=123.066mm 計算錐齒輪平均分度圓處的圓周速度為 V=d1n1601000=77.834720601000=2.93m/s 平均分度圓圓周處的速度Vm=2.445m/s 根據(jù)Vm=2.445m/s，7級精度由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.14， 查表10-2得KA=1 ,查教材可得KH=KF=1,KH=KF=1.875 計

9、算載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=11.1411.875=2.1375 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 d1=d1t3KKt=91.866mm 計算模數(shù) m=d1z1=3.83mm 3.按齒根彎曲強度設(shè)計 由式（10-24）得彎曲強度的設(shè)計公式為m34KT1R(1-0.5R)2z12u2+1YFaYSaF（1）計算載荷系數(shù)K=11.1411.875=2.1375（2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85，=0.88；（3）由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa；（4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3

10、，得 （5） 查取齒形系數(shù)（按平均分度圓處的當(dāng)量圓柱查） 由表10-5查得YFa1=2.62，YFa2=2.06，Ysa1=1.59,YSa2=1.97，（6） 計算大小齒輪的并加以比較 YFa1Ysa1F1=2.621.59303.57=0.01372 YFa2Ysa2F2=2.061.97238.86=0.01699大齒輪數(shù)值大。（7） 設(shè)計計算 m34KT1R(1-0.5R)2z12u2+1YFaYSaF =2.98 對此結(jié)果，齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪的直徑

11、有關(guān)。取由彎曲強度算得的模數(shù)，就近圓整為m=3。按接觸算得的分度圓直徑=91.866mm，算得小齒輪齒數(shù)=30，大齒輪齒數(shù)=90。 這樣設(shè)計的齒輪傳動既滿足了齒面接觸強度又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算：1） 計算分度圓直徑 =m=90mm =m=270mm2） 錐度R=d1u2+12=90102=142.3mm3） 錐齒寬度b=R=13142.3=47.4mm。選取寬度B1=B2=45mm。 4)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)3090模數(shù)mm3傳動比ii3分度圓錐度，18.471.6分度圓直徑90270齒頂高33齒根高3.63.6齒

12、全高h(yuǎn)6.66.6齒頂圓直徑，95.69(大端)271.89（大端）齒根圓直徑， 83.17267.73齒距p9.42 9.42齒厚s 4.714.71齒槽寬e4.714.71頂隙c 0.6 0.6錐距R142.3142.3齒頂角，齒根角 齒頂圓錐角，齒根圓錐角，當(dāng)量齒數(shù)31.65285.13齒寬b=R4545第四章 軸的設(shè)計計算 4-1 軸一的設(shè)計(一)、選擇軸的材料初選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其機械性能查表可得：。(二)、軸的尺寸計算1、輸入軸上的功率5.75KW，轉(zhuǎn)速=720r/min，轉(zhuǎn)矩T1=76.27N.m;2、初步確定軸的最小直徑取A0=112 dA03Pn=11235.7

13、5720=22.39mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)下圖為I軸的裝配方案：(1) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，如下圖：4、選擇聯(lián)軸器：根據(jù)條件選取確定聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1=1.376.27=99.15N.m結(jié)合電動機型號，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，型號TL7聯(lián)軸器即該端選用的半軸連接器的孔徑d1=40mm，故取軸徑d1=40mm，半聯(lián)軸器轂空的長度L=112mm故取l1=112mm5、初步選擇滾動軸承軸承同時承載徑向力和軸向力，但軸向力較小，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求，并根據(jù)尺寸，選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列深溝球軸承6309其尺寸為dDB=4510025。從而可以知道

14、：d3=45mm，l3=24mm。6、由經(jīng)驗公式算肩高度：h=0.07d+12=4.155.15mm 故取h=5mm，從而確定d4=50mm取l4=80mm7、根據(jù)軸承安裝方便的要求，取，均比小2mm,則：d2=d5=43mm根據(jù)安裝軸承旁螺栓的要求取。根據(jù)齒輪與內(nèi)壁的距離要求，取l5=16mm8、根據(jù)齒輪孔的軸徑和長度，確定d6=33mm,l6=54mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。9、軸上零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按手冊查得，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接處的平鍵截面bh=12mm8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm（標(biāo)準(zhǔn)鍵長見）。 為了保證聯(lián)軸器與軸配合有

15、良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器輪轂與軸配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接處的平鍵截面bh=10mm8mm ()，長度為40mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工。10、確定軸上的圓角和倒角尺寸取軸端倒角為245，圓角大小見零件圖。(三)、求軸上的載荷及其校核根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，做出軸的計算簡圖：（齒輪取齒寬中點處的分度圓直徑作為力的作用點，軸承在寬度中點為作用點）。軸承1和軸承2之間的距離為105mm，軸承2和錐齒輪間的距離為54.5mm1、 計算作用在齒輪上的力圓錐小齒輪因已知高速級小錐齒輪的平均分度圓直徑為dm1=75.77mm，而 Ft=2T1dm1=276.270.07577=2023.76NFr1=Ftta

16、ncos1=2023.76tan20cos18.4=689.93N Fa1=Fttansin1=2023.76tan20sin18.4=234.94N2、 求作用在軸上的支反力FH1=-273.34N FH2=963.27NFN1=-1050.43N FN2=3074.19NFa1=234.94N Fa2=0Fr1=273.342+1050.432=1085.41NFr2=963.272+3074.192=3221.57N3、校核軸承壽命：查手冊得6309型深溝球軸承參數(shù)Cr=52800N C0r=31800N查表13-6得fp=1.1（1） 計算軸承所承受的軸向載荷因為軸承1固定，軸承2游離

17、，結(jié)合受力分析圖可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。由此可得軸承2不受軸向力，所以Fa1=234.94N Fa2=0（2） 計算當(dāng)量動負(fù)荷軸承1： FaC0=234.9431800=0.0074，由表13-5，用線性插值法可求得：e1=0.175 FaFr=234.941085.41=0.02165e1由查表13-5，并用線性插值法求得：X1=0.56 Y1=2.36，由此可得P1=fpX1Fr1+Y1Fa1=1.1(0.561085.41+2.36234.94)=1278.52N軸承2：FaC0=0由表13-5，用線性插值法可得:e2=1.6 FaFr=048000所選軸承6309深溝

18、球軸承合格4、做彎矩圖和扭矩圖如下5、校核軸的強度由彎矩圖可知危險截面出現(xiàn)在軸承2處。校核軸上最大彎矩截面的強度：ca=M2+(T)2W=28.702+110.252+(0.676.27)29.1110-6=13.47MPa0.07d6，故取h=4mm，可得d5=58mm，取 l5=8mm d4=50mm l4=142mm各段的直徑和長度如下表所示各段標(biāo)號1234567d/mm40424550585045l/mm70502414287835至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度（3）、軸上的零件的周向定位齒輪、鏈輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。查設(shè)計手冊選鏈輪與軸周向定位的鍵的公稱尺寸為bh=1

19、28，鍵的長度定為60mm，齒輪與軸周向定位的鍵的公稱尺寸為bh=149，鍵的長度定為60mm1、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2452.求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖3）作出軸的計算簡圖（齒輪取齒寬中點處的分度圓直徑作為力的作用點，軸承在寬度中點為作用點）。軸承1和軸承2之間的距離為261mm，軸承2和錐齒輪間的距離為91.4mm大錐齒輪：因已知大錐齒輪的平均分度圓直徑為dm2=227.31mm，而 Ft=2T1dm1=2219.650.2273=1932.69NFr1=Fttancos1=1932.69tan20cos71.6=222.04N Fa1=Fttansin1=1932.69

20、tan20sin71.6=667.48N3、求作用在軸上的支反力FH1=-212.37N FH2=434.41NFV1=675.77N FV2=1256.92NFa1=0 Fa2=667.48NFr1=212.372+675.772=708.35NFr2=434.412+1256.922=1329.87N4、 校核軸承壽命：查手冊得6309型深溝球軸承參數(shù)Cr=52800N C0r=31800N查表13-6得fp=1.1（1）計算軸承所承受的軸向載荷因為軸承1固定，軸承2游離，結(jié)合受力分析圖可知，軸承2被“壓緊”，軸承1被“放松”。由此可得軸承1不受軸向力，所以Fa1=0 Fa2=667.48

21、N（2）計算當(dāng)量動負(fù)荷軸承1： FaC0=031800=0，由表13-5，用線性插值法可求得：e1=0.16 FaFr=0684.03=0e2由查表13-5得X2=0.56 Y2=2.2，由此可得P2=fpX2Fr2+Y2Fa2=1.1（0.561329.87+2.2667.48）=2434.50N（3）軸承壽命Lh計算因為P148000所選軸承6309深溝球軸承合格5、做彎矩圖和扭矩圖如下 6、校核軸的強度由彎矩圖可知危險截面出現(xiàn)在軸承2處。校核軸上最大彎矩截面的強度：ca=M2+(T)2W=39.792+114.612+(0.6219.65)29.7210-6=18.43MPa-1=60MPa，故安全。第五章 鍵的校核5-1軸一鍵校核（一）鍵的校核：軸 一左鍵強度計算： p1=2T1103kld=276.6710346840=14.09MPa60MPa 軸一右鍵強度計算p2=2T1103kld=276.6710343033=38.72MPa60MPa所以兩鍵均安全。5-2 軸二鍵校核（一）鍵的校核軸二左鍵強度計算：p1=2T2103kld=2220.8410344840=57.5MPa60MPa軸二右鍵強度計算p2=2T2103kld=2220.841034.54650=42.67MPa1.2 取1=14（19） 齒輪端面與內(nèi)距離2；