一级圆锥齿轮减速器 课程设计机械类Word文档格式.docx

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'

32~?

24i~i?

。

则V带传动比，一级锥齿轮减速器的传递比取21'

12~i?

4。

故电动机转速的可选范围为：

总传动比合理范围为a'

min/510:

1529nr?

。

d1500r/min。

1000符合这一范围的同步转速有750、、和根据容量和转速，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、2方案比较适合，则选价格和带传动、减速器的传动比，可见第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。

960r/min；

额定转矩；

满载转速其主要性能：

额定功率4KW2.0。

=0.80ηaP=3.75kwdminr/n?

127.39~n?

510dmin/1529r

电动机型号：

Y132M1-6

-2-

-3-

三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比i=n/n=960/127.39=7.53ma2、分配各级传动比。

=3，为使V带传动外廓尺寸不致过大，取i1

（1）据指导书P7表j/i=2.51

（2）i=ijda

=7.53ia=3ij=2.51id

-3-

-4-

机械设计课程设计设计计算说明书

四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速/i=960/2.51=382.5r/minn=nⅠdm=382.5/3=127.39r/min/in=njⅠⅡn=n=127.39r/min

ⅡⅢ2、计算各轴的输入功率=3.75=P×

0.95=3.56KW

PId×

ηP=Pη=3.56×

0.97=3.39KWI2II3×

0.99×

0.98=3.29KW=3.39×

ηP=P×

ηII2III4、计算各轴扭矩3电动机输出轴转矩:

66N·

m×

=9.5510T=9.55×

P/n×

103.75/960=37.30ddd各轴输入转矩=35.4=TT×

ηN·

m1dI×

ηη=TT=33.7N·

mIII236/nP10m=32.7N·

×

=9.55TIIIIIIIII

=127.39r/minnⅠ=127.39r/minnⅡ=382.5r/minnⅢ=3.75KWPd=3.56KWPI=3.39KWPII=3.29KWPIIIN·

m=38.03TdmN·

T=35.4ImN·

T=33.7IImN·

T=32.7III

-4-

-5-

五、传动零件的设计计算?

V带传动的设计计算1、选择普通V带截型取工作情况系数k=1.2由教材P156表8-7A计算功率P=KP=1.2×

2.51=3.012KWAca带选用A型V由教材P157图8-112、确定带轮基准直径，并验算带速80~100mm，由教材教材P157图8-11推荐的小带轮基准直径为：

d=100mm>

dmin=75mm

则取d1d=n/n·

d=960/382.5×

100=251mm

大带轮直径d1d2Idd=250mm

表8-8，取P157由教材d2=960实际从动轮转速n'

=n·

d/d×

100/250=384r/minId1dd2=（382.5-384）/382.5=-0.0039<

0.05（允许）

/n转速误差为：

n-nIII100×

960/60×

1000=5.024m/s：

带速VV=πdn/60×

1000=π×

d1d范围内，带速合适在5~25m/sV3、确定中心距a，并选择带的基准长度Ld得：

≤a≤2（d+d））根据教材P152式（8-200.7（d+d）0d1d1d2d22（100+250）

≤a≤0.7（100+250）0=500

a所以有：

245mm≤a≤700mm，取002（d-d）/4a）+L由教材P158式（8-22）=2a+1.57（d+d得：

00d1d1d2d0d22500=1612.8mm

/4500+1.57（100+280）+（280-100）L=2×

d0=1600mm8-2根据教材P146表（）取Ld根据教材P158式（8-23）得：

（/2=520mm1600-1560.75）（≈aa+L-L）/2=500+00d、验算小带轮包角40057.3×

/a式（根据教材P1528-20）α=180-d-（d）d2d11000000-20.9=163.5（适用）=180（-250-100）×

57.3/520=180>

1205、确定带的根数=0.95KW8-4a根据教材P152表（）查得：

P0）查得：

△P=0.11KW8-4b根据教材P153表（08-5表（）查得：

K=0.96根据教材P155a8-2根据教材P146表（）查得：

K=0.99l）得：

8-26由教材P158式（×

K）K△/[（PZ=P+P]=3/[（0.95+0.11）0.960.99]=3×

l0aca0Z=3

取6、计算轴上压力8-27P158查得q=0.1kg/m，由教材式（）8-3P149由教材表带的初拉力：

单根V2+qV/ZVK）（=500PF2.5-Ka0caa2×

4.8/0.93×

=500（2.5-0.93）5=162.17N×

5.03+0.15.024，由教材Fp）得：

式（P1598-28则作用在轴承的压力0162.17×

3×

/2=2/2=963Nsinα=2ZF×

Fsin163.51p0?

齿轮传动的设计计算

d=100mmd1d=280mmd2'

=342.86r/minnIV=5.03m/s266mm≤a≤0760mm取a=5000L=1600mmda=493.6mmZ=5根F=1609.1Np

-5-

-6-

、选择齿轮材料及精度等级1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240~260HBS。

大齿轮选用45钢调质，齿面40Cr调质，齿面硬度为级精度。

齿面粗糙度RP210硬度220HBS；

根据教材表10-8选7am

≤1.6~3.2μ2、按齿面接触疲劳强度设计KTZ2进行计算g1E：

P203式10-9a根据教材）?

2.92（d32?

u）?

0.5?

（1RHR确定有关参数如下：

=3传动比i①齿20=60=iZ=3×

取小齿轮齿数Z=20。

则大齿轮齿数：

Z112=52/20=2.6实际传动比i0传动比误差：

i-i/I=2.6-2.6/2.6=0%<

2.5%可用0=2.6齿数比：

u=i0=0.3由教材P224取φ②R转矩T1③=35.4N·

mmT1k=1.3k取④载荷系数]=σkH/SH⑤许用接触应力[σ][σNHHHlim=560Mpaσ=500MpaP209由教材图10-21查得：

σHlimZ2HlimZ1N10-13计算应力循环次数由教材P206式910）=2.7648×

101×

331.03×

（16×

365×

N=60njL=60h189/3=9.216×

10N=N/i=1.16×

1021查得接触疲劳的寿命系数：

由教材P207图10-19=0.87KH=0.90KHN2N1S=1.0通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数H0.93/1.0Mpa=487.2Mpa×

KH/S=560][σ=σN1HHHlim110.97/1.0Mpa=450Mpa×

KH/S=350[σ]=σN2HHlim22H1/2表10-6查得Z=189.8MP⑥弹性影响系数Z由教材P201EEa故得：

KTZ2g=67.91E）2.92（d?

32?

u）（1?

RHR计算平均分度圆处的圆周速度vm）=δ=arctan（Z/Z分锥角121=144.86=Z/cosδZ=Z/cosδ=21.43Z当量齿数1v112v21?

gd2ngt11sv?

m/?

4.16平均分度圆处的圆周速度：

m?

1000cos60?

1级精度锥齿轮为计算载荷系数根据v=3.41m/s7查得：

动载系数图10-8K=1.08由教材P194V=1

查得由教材P193表10-2:

使用系数KA齿间啮合系数查得表由教材P19510-3:

K=1a

=2.6i齿=20

Z1=52

Z2

u=2.6N·

mmT=1110701=560MpaσHlimZ1=350MpaσHlimZ2910=1.16×

N1810=4.46×

N2=0.93KHN1=0.97KHN2=520.8Mpaσ][H1=339.5Mpaσ][H2=112.8mmd1t=21.43

Zv1=144.86Zv2s/mv?

4.16m

-6-

-7-

轴承系数K=1.10由教材P226b表10-9查得：

beHβ=2.475故载荷系数K=KKKKβVHAHa按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径2.475K）P226根据式（10-10（a）152.58d?

d?

112.8g33t111Kt模数：

m=d/Z=152.58/20=7.6mm11取标准模数：

m=73、校核齿根弯曲疲劳强度YKFY：

P226公式10-23根据教材?

SatFa?

FF）?

（1?

0.5bmR确定有关参数和系数52=364mm

20=140mmd=mZ=7×

=7①分度圆直径：

d=mZ×

212122gZ?

ZmR21齿宽：

?

b195R?

32故得b=65取65?

bY齿形系数②Y和应力修正系数FaSa表P20010-5得：

根据教材=1.83

=1.57YY=2.72Y=2.14YSa2Fa1Fa2Sa1/S[σ]=σ]③许用弯曲应力[σ根据公式：

F

FFFLim2c（）得σ=420Mpaσ=330MpaP208根据教材图10-20FLim2FLim1=1.25按一般可靠度选取安全系数SF计算两轮的许用弯曲应力/S=420/1.25=336Mpa=σ[]σFFFLim11/S=330/1.25=264Mpaσ][σ=FFLim2F2④将求得的各参数代入式YKFY?

1Fa1Sat?

53.1MPMP?

420?

Faa1F1）?

（1bm?

0.5RYKFY?

2SaFa2t?

330MP?

MP?

48.68?

FaaF22）bm（1?

R故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够计算齿轮的圆周速度V5V=πd1000=2.43m/s×

/60n11六、轴的设计计算

=152.58d1m=7

=140mmd1=364mmd2R=195mmb=65mm=2.72YFa1=1.57YSa1=2.14YFa2=1.83YSa2=420MpaσFLim1=330MpaσFLim2=1.25SF=53.1MpaσF1=48.68MpaσF2V=2.43m/s

-7-

-8-

输入轴的设计计算?

、按扭矩初算轴径1217~255HBS

选用45调质，硬度）式，并查表15-3，取A=115根据教材P370（15-21/3115（3.70/331.03）mm=25.7mm

d≥×

（1+5%）mm=27考虑有键槽，将直径增大5%，则：

d=25.7d=28mm

∴选2、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=28mmd长度取L=50mmI段：

11∵h=2cc=1.5mm×

II段：

d=d+2h=28+2×

21.5=34mm12d=34mm

∴2根据轴承端盖的拆装及便于对轴承。

轴承端盖的总宽度为20mml=30mm,添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和带轮右端面的距离mml?

50故2有轴承产品目录中初步选取段：

III参照工作要求并根据d=34mm，230208其内径为0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承40dd?

Ⅴ段轴承右端有L，宽度为40mm18mm。

故mm。

=18mm353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l=16mm度，故取5取锥齿轮的宽度为Ⅵ段：

取安装锥齿轮处的轴段Ⅵ的直径为34mml56mm，取套筒的长度为20mm，则=56+20+（18-16）=78mm6mm?

l80dⅣ段：

取=28mm44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d①求小齿轮分度圆直径：

已知=140mm1T②求转矩：

已知mm=111070N·

1Ft

③求圆周力：

）式得：

10-3P198根据教材（=111070/[d/dFt=2T）]=1904NΦ（1-0.5Rm111和轴向力F④求径向力Fa1

r1P225根据教材）式得：

10-22（=646.8NcosFr=Ft·

tanαδ1=248.8N=Ft·

tanαsinδFa1轴承支反力：

d=28mmL=50mm1d=34mm2mm?

l502d?

40mm

53L=18mm3

l=16mm5l=78mm6d=28mm4l?

80mm4d=140mm1T=111070N·

mm1Ft=1904NFr==646.8NFa=248.8NF?

929.87NAYF?

283.07NBY

-8-

-9-

74.2）（59.4?

FtN3428.2?

FN?

F?

3428.2AZAZ74.2NF?

1524.2F?

N.?

F1524AZtBZBZN.87F?

929AY

N07?

283.FBY

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α=0.6。

1?

CaAC的强度校核危险截面?

）由式（15-5?

1CaC?

22?

）TM?

（A?

MPa?

60.?

258MPa?

[]1CaA?

3d0.1

22?

（c?

∴MPa60?

42?

.75MPa[]?

1Cac?

3d.01

该轴强度足够。

输出轴的设计计算?

1、按扭矩初算轴径-9-

-10-

#217~255HBS选用45）调质钢，硬度（）取A=115页式（15-2），表（15-3根据教材P3701/31/3=115（3.43/127.32））=34.64mm

d≥A（P/n33与联轴器的孔输出轴的最小值直径显然是安装联轴器处的直径d?

径相适应，故需同时选取联轴器型号。

，考虑到转矩变化很小，故14-1联轴器的计算转矩有P351表。

则K=1.3取m.?

TKT?

339.1NA?

caA型弹性套注销联轴器，故取半联轴器长根据机械设计手册选择LT7度的毂孔长与半联轴器轴配合，，度则mm40d?

mm?

l112?

mml?

84?

、轴的结构设计2）确定轴的各段直径和长度（1轴段右端需制出一轴肩，为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ι左端用轴段挡圈定位。

按轴段直径取挡mmd?

46故取Ⅱ轴段直径?

圈直径mm84L?

，为了保，半联轴器与轴配合的毂空长度D=49mm?

段的长证轴端挡圈只压在半联轴器上二不压在轴的断面上，故Ιmm82l?

小一些，故取度应比l1?

46d基本0，照工作要求并根据有轴承产品目录中初步选取2游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承33210其内径为50d?

故mm其尺寸为50x90x3273mm?

56d齿轮的左端面与右取安装锥齿轮处的轴段Ⅴ的直径为，5轴承之间采用套筒定位，为了是轴套可靠，取锥齿轮的宽度为60mmmm56l?

，齿轮的右的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度。

故取5。

则Ⅳ段的直h>

0.07d端面采用轴肩定位。

轴肩高度，故取h=6mmmm?

d68径。

4对于左轴承若直接采用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。

轴承端盖根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的。

的总宽度为20mmmml50?

l=30mm,故要求，取端盖的外端面和带轮右端面的距离2，，a=16mm取齿轮距箱体内壁距离取考虑到箱体的铸造误差，s=8mm

mm40d?

mm82?

l?

mmd?

462

50?

dd?

73mm56d?

5

l565mm68?

d4mm?

l502mm60?

l6

-10-

-11-

，则已知滚动轴承宽度T=32mmmm?

60?

（6056）?

32l?

a?

s6mm?

56l3应距箱体内，在确定轴承位置时，取Ⅳ段距箱体内壁的距离为16mm。

壁一定距离，取8mm，则mm5632?

16?

8?

lmml?

10043mm?

100l4至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

2）轴上零件的周向定位（锥齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

6-1按d有P106表查的平键截面。

键槽用铣刀加工，1016?

b?

h?

5，45mm，同样半联轴器与轴的连接选用平键长mm8?

7012mm滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证的。

根据轴的结构图做出周德计算简图。

在确定轴）求轴上载荷（3a=23.2mm承的支点位置时兑取33210型，查的。

N98?

383.F?

AYN.?

83903F?

AZN.68F?

632BY

载荷水平面垂直面NF?

2600BZ反支N03.F?

38398N?

839.FAZAYmN?

.M?

16847785力CZN?

.?

63268N?

2600FBZBYm64N?

M?

77083.1Y弯矩m?

M168477.85?

Nm?

.64N?

77083CZ1YmN?

M40997.872Ym?

40997.87NM?

2Y?

1CaA?

扭矩T=26.082N.m

按弯扭合成应力校核轴的强度（4）22?

）T?

（M轴承预计寿命?

MPa?

60][MPa?

1287?

Ca3d0.158400小时故安全。

-11-

-12-

八、滚动轴承的选择及校核计算小时根据根据条件，轴承预计寿命：

16×

10=58400、计算输入轴轴承122N3702.8?

FAZrAAY：

（1）两轴承径向反力22NF1700?

FBZrBBY型初选两轴承为圆锥滚子轴承30208Fr查机械手册知得轴承内部轴向力表13-7根据教材P322?

FdY2。

Y=1.6,e=0.37FrAN1157.1?

dAY2FrBN?

531.25dBY2N?

908.3F?

1157.1NF有P322式13-11得aaAaBaA、y2）求系数x（=0.36Fa/FraA=0.53F/Frbab13-5得e=0.37根据教材P321表X=1X=0.4AB=1.6Y=0YBAP、P（3）计算当量载荷21f=1.2根据教材P321表13-6取P得根据教材P320式13-8aF）=4443.4N+yP=f（xFaA1APrAAF）=2560N=f（xF+yPaAprBB2B）轴承寿命计算（4PP?

P=4443.4N

∵故取BA=10/3∵εCr=63000N根据手册得30208型的13-5a得由教材P320式10/3663000/4443.4）=16670/458.2×

（1×

L=10ε/60n（Cr/P）h=347322h>

58400h∴预期寿命足够2、计算输出轴轴承22N922.66?

FF?

FAZAYrA1）两轴承径向反力：

22NFF?

2675BZrBBY型初选两轴承为圆锥滚子轴承33210

N3702.8F?

rANF?

1700rBN1?

F1157.dAN.25F?

531dBN?

1157.1FaAN3.F?

908aB

=1XA=0YA=0.4XB=1.6YB=4443.4NP1=2560NP2

Lh=347322h预期寿命足够N.66F?

922rAN2675F?

rBN6?

F307.dA

-12-

-13-

Fr查机械手册知13-7得轴承内部轴向力根据教材P322表?

FdY2。

Y=1.5,e=0.41FrA?

NF?

307.6dAY2FrBN891.7F?

dBY2得有P322式13-11N?

1540.5N891.7F?

aaAaBaBx、y

（2）求系数Fa/F=1.67>

eraA/F=0.33>

e

Frbab=1X=0.4XBAY=0=1.5YBA、（3）计算当