设计单级圆锥齿轮减速器和一级带传动 - 图文

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机械设计课程设计说明书

一、传动方案拟定…………….……………………………….2

二、电动机的选择……………………………………….…….2

三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4

四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5

五、传动零件的设计计算………………………………….….6

六、轴的设计计算………………………………………….....12

七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19

八、键联接的选择及计算………..……………………………22

九、减速器的润滑……………………………………………. 24

十、箱体尺寸…………………………………………………..24

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计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

第三组：设计单级圆锥齿轮减速器和一级带传动

（1） 工作条件：传动不可逆，载荷平稳。

启动载荷为名义载荷的1.25倍，传动比误差为+/-0.75% （2） 原始数据：输出轴功率Pw=3kw

输出轴转速n=100r/min

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计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组：设计单级圆锥齿轮减速器和一级带传动 （3） 工作条件：传动不可逆，载荷平稳。 启动载荷为名义载荷的1.25倍，传动比误差为+/-0.75% （4） 原始数据：输出轴功率Pw=3kw 输出轴转速n=100r/min 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率： 第 3 页 共 40 页

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η总=η带×η2轴承×η齿轮 =0.96×0.982×0.96 =0.8851 (2)电机所需的工作功率： P工作= Pw/η总 =3/0.8851 =3.39 KW 3、确定电动机转速： 已知：n=100r/min 按推荐的传动比合理范围，取圆锥齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=2~3。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=4~12。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a× n筒=（4~12）×100=400~1200r/min 符合这一范围的同步转速有750和1000 r/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：因此有三种传支比方案：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，可见第2方案比较适合，则选n=960r/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第 4 页 共 40 页

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步转速，选定电动机型号为Y132M1-6。 中心高H 112 外形尺寸 L×(AC/2+AD)HD 400×305×265 190×140 12 28×60 8×24 底角安装尺寸 地脚螺栓 A×B 轴 伸 尺 寸 装键部位寸 F×G 孔直径 K D×E 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动/n=960/100=9.6 2、分配各级传动比 （1） 据指导书，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=2~3合理） （2） ∵i总=i齿轮×I带 ∴i带=i总/i齿轮=9.6/3=3.2 四、运动参数及动力参数计算 1、 计算各轴转速（r/min） nI =nI/i带=960/3.2=300(r/min) nII=nII/i齿轮=300/3=100(r/min) 第 5 页 共 40 页

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II轴即为工作机构的转速nII=n 2、 计算各轴的功率（KW） PI= P工作×η带=3.39×0.96=3.2544KW PII= PI×η轴承×η齿轮=3.2544×0.98×0.96 =3.06KW 3、 计算各轴扭矩（N·m） TI=9550×PI/nI=9550×3.2544/300 =103.6N·m TII=9550×PII/nII =9550×3.06/100 =292.23N·mm 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本P150表9.21得：kA=1.1 PC=KAP=1.1×4=4.4KW 第 6 页 共 40 页

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由课本P149图9.13得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由课本图9.13得，推荐的小带轮基准直径为 80~100mm 则取dd1=100mm>dmin=75 dd2=i·dd1=3.2×100=320mm 由课本P134表9.3，取dd2=315mm 实际从动轮转速n2`=n1dd1/dd2=960×100/315 =304.8r/min 转速误差为：n2-n1`/n2=304.8-300/300 =0.016<+0.5%(允许值) 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 =5.02m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心矩 根据课本P151式（9.18）得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+315)≤a0≤2×(100+315) 由课本P151式（9.19）得： 所以有：290.5mm≤a0≤830mm 第 7 页 共 40 页

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按结构设计初定a0=500 L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×500+1.57(100+315)+(315-100)2/4×500 =1674.66mm 根据课本P135表（9.4）取Ld=1600mm 根据课本P151式（9.20）得： a≈a0+Ld-L0/2=500+(1600-1674.66)/2 =500-37.33 =462.67mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-dd2-dd1/a×57.30 =1800-(315-100/462.67)×57.30 =153.370>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本P144表（9.9）P0=0.95KW 根据课本P151式（9.22）△P0=0.12KW 根据课本P148表（9.12）Kα=0.96 根据课本P136表（9.4）KL=0.99 由课本P151式（9.22）得 Z=PC/P’=PC/(P0+△P0)KαKL =4.4/(0.95+0.12) ×0.96×0.99 第 8 页 共 40 页

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=4.3 (6)计算轴上压力 由课本P140表9.6查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[500×4.4/5×5.02×(2.5/0.96-1)+0.1×5.022]N =142.76N 则作用在轴承的压力FQ，由课本P152式（9.24） F?1=2×5×142.76sin153.37/2 ?2ZsinFQ02=1384.75N 选用5根A—1600 GB/T 11544—1997V带中心距a=462.67 带轮直径dd1=100mm dd2=315mm 轴上压力FQ =1384.75N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220~250HBS。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度170~210HBS；根据课本P233表11.20选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥[KT1/φRu[4.98 ZE/(1-0.5φR）(ζH) ]2] 1/3 第 9 页 共 40 页

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由式（6-15） 确定有关参数如下：传动比i齿=3 取小齿轮齿数Z1=28。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=3×28=84 实际传动比I0=84/28=3 传动比误差：i-i0/I=3-3/3=0%<0.75% 可用 齿数比：u=i0=3 由课本P233表11.19取φr=0.3 (3)转矩T1 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.3/300 =1.1×105N·mm (4)载荷系数k 由课本P211表11.10取k=1.1 (5)许用接触应力[ζH] [ζH]= ζζHlimZNT/SH由课本P208图11.25查得： HlimZ2=530Mpa HlimZ1=560Mpa ζ由课本P133式6-52计算应力循环次数NL NL1=60njLn=60×300×1×(10×52×40) =3.744×108 NL2=NL1/i=3.744×108/3=1.248×108 . 由课本P210图11.28查得接触疲劳的寿命系数： 第 10 页 共 40 页

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电动机主要外形和安装尺寸：

中心高H 132 外形尺寸 L×(AC/2+AD)×HD 底角安装尺寸 地 脚螺栓孔直轴 伸 尺 寸 A×B 216×178 装键部位尺寸 F×GD 10×41 径 K 12 D×E 28×80 520×345×315 三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比： 由选定的电动机满载转速

nd和工作机主动轴转速n

=5.3

w

1.可得传动装置总传动比为：

i=

ndnw=

720135.9375总传动比等于各传动比的乘积 分配传动装置传动比 i= i1×i2 （式中i1×i2分别为减速器和链传动 第 16 页 共 40 页

的传动比） 2.分配各级传动装置传动比： 已知链传动传动比i2=2 精 密 机 械 课 程 设 计

因为： i=所以： 1 i×i 122小齿轮为45钢，调质217HBS~255HBS。取240HBS。大齿轮为45钢正火进163HBS~217HBS。取200HBS。8级精度 i＝i／i=5.3/2=2.65 由文献[1]P84页的表0-4、表0-9及表4-4、4-5行选材和热处理。由表4-6确定精度等级，设计后由表4-7校定或由表5-3查出。 3.确定齿数Z及校核 (1)选Z1。软齿面应尽量选大些。 (2)Z2= i1?Z1。且Z2为整数。 (3)计算U=(4)?i=Z2 Z1 Z1选20 Z2=2.65?20=53 U=2.65 ?i=0<5％ U- i??5％ i四、按接触强度计算d1 1.计算公式 ?ZE?ZH4.7KT133d1????[?]?Ru(1?0.5?R)H?????2 T1=9550000?5.5?0.99/720=72221.9 N*mm KA=1.0 第 17 页 共 40 页

2.计算T1 T1=95500pd?1 nd Pd-------Kw nd-----r/min η１=0.99 3.计算K K=KAKVK? (1)由表4-8选用系数KA 精 密 机 械 课 程 设 计

(2)选动载荷系数KV记为KVt KVt=1.1 ?R=0.3 ?m=0.500 (3)取?R值。一般取?R=0.3 b?m?dm1?Ru2?1= 2??R (4)由土4-45查出齿向载荷分布系数K? (5)计算 K=KAKVK? 取KV=KVt故Kt=KAKVK? 4.弹性系数ZE由表4-9查得 5.节点系数ZH由表4-48查得 6.许用应力[?]H=ZN?ZW K?=1.03 Kt=1.133 ZE=189.8ZH=2.5 MPa ?HSH (1)由图4-58查得?Hlim ?Hlim1=570MPa ?Hlim2=460MPa (2)由已知条件计算 N1=60n1*r*tn N2=N1/U 式中：n----啮和次数 N1=1.27?109 N2=4.76?108 n1-----r/min tn----每天工作小时 tn =29200 ZN1=1 ZN2=1 SH=1 N-----年?300天/年?小时/天 (3)由图4-59查得寿命系数 ZN1 ZN2 (4)由表4-11查得安全系数SH 第 18 页 共 40 页

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(5)由图查得工作硬化系数Zw (6)计算 [?]H1=ZN?ZW[?]H2=ZN?ZW?Hlim1SHZw=1 [?]H1=570MPa ?Hlim2SH[?]H2=460MPa (7)计算d1 d1?34.7KtT1?Ru(1?0.5?R)2?ZEZH??????H?????2 d1t?87.89mm m=4.395 试选Kt=Kvt ???H????H2 五、校核d1 因为试选的Kv可能与实际不符合。 取标准值。可改变Z1而达到选用适(1)模数m=d1tZ1当的m的目的，但 u有变则需重新计算d1。 取 m=4.5 (2)按几何关系计算d1 d1=m Z1 dm1= d1(1-0.5?R) (3)圆周速度d1=90mm dm1=76.5mm Vm=2.88m/s umZ1100Vm（平均直径dm） ?dm1n160?1000 Vm= uZ计算m1100umZ1100 =0.576 Kv=1.0 第 19 页 共 40 页

由 查图4-43得Kv (4)校核d1 精 密 机 械 课 程 设 计

d1=3Kv?d1t Kvtd1=85.14mm 故d1与d1t相差不Kvt，再计算d1t 大，符合要求。 d1与d1t相差太大，则需重新选六、校核齿根弯曲强度 (1)计算公式 ?4.7KT1YFaYSamZ1?R(1?0.5?R)322 u?12 ?F????F cos?1=0.936 (2)当量齿数计算 Zv= a. cos?1?uu2?11u?12Zcos? ?1=20.67? cos?2=0.353 cos?2?Z1 b. Zv1? cos?1?2=69.33? Zv1=21.37 Zv2=150.14 Zv2?Z2 cos?2 c.由当量齿数Zv查图4-55得齿形系数YFa1,YFa2 YFa1=2.63 YFa2=2.16 查图4-56得齿根应力修正系数Ysa1,Ysa2. d.确定[?]F=YH?Yx?HlimSF Ysa1=1.56 Ysa2=1.89 查图4-61得?Hlim1和?Hlim2 查图?Hlim1=230MPa ?Hlim2=190MPa 4-62得YN1, YN2 查图4-63得尺寸系数Yx 查图4-11得安全系数SF 计算???F1 ???F2 YN1=YN2=1 Yx=1 SF=1 ???F1第 20 页 共 40 页

=230MPa ???F2=190MPa

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查手册得，选用A型平键，得： A键 8×7 GB1096-79 L=L1-b=40-8=32mm T=72.22N·m h=7mm 根据课本P243（10-5）式得 ζp=4 ·T/(d·h·L) =4×72.22×1000/（28×7×32） =46.06Mpa < [ζR] =110Mpa 2、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d3=50mm L3=38mm TⅡ=180Nm 查手册P51 选用A型平键 键14×9 GB1096-79 l=L3-b=38-14=24mm h=9mm ζp=4·TⅡ/（d·h·l） =4×180×1000/（50×9×24） =66.7Mpa < [ζp] =110Mpa 十．滚动轴承设计 根据条件，轴承预计寿命 Lh=5×365×（8+8）=29200小时 1.输入轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在工作条件下受到Fr径向力作用和轴向力，查手册知：派生轴向力Fs=0.4Fr,且系数X=0.4,Y=1.1。第 36 页 共 40 页

键12×8 精 密 机 械 课 程 设 计

经计算得：P1=1356.6N P2=2378N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 P2>P1,故计算P2就可以了。 （3）选择轴承型号 选择型号为30209的圆锥滚子轴承 查表得：Cr=67.8kN 10106ftCε1061?678003Lh?()??（）?29200 60nfdP60?342.861?62.820∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 2.输出轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在工作条件下受到Fr径向力作用和轴向力，查手册知：派生轴向力Fs=0.4Fr,且系数X=0.4,Y=1.1。经计算得：P1=1491.2N P2=594.72N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 P1>P2,故计算P1就可以了 （3）选择轴承型号 选择型号为30209的圆锥滚子轴承 查表知， Cr=67.8KN 10106ftCε1061?678003Lh?()??（）?29200 60nfdP60?77.221?4865∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 第 37 页 共 40 页

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十一、密封和润滑的设计 1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。 2．润滑 (1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。 (2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。 十二．联轴器的设计 （1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对第 38 页 共 40 页

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缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 （2）载荷计算 计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×180=234Nm， 其中KA为工况系数，取KA=1.3 （3）型号选择 根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250Nm, 许用转速[n]=3750r/m ,故符合要求。 十三、设计小结 机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。 (1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。 (2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。 (3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。 第 39 页 共 40 页

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参考文献： [1] 王中发主编《实用机械设计》，北京理工大学出版社，1998年2月。 [2] 李秀珍主编《机械设计基础（少学时）》，机械工业出版社，2006年4月。 [3] 马保吉主编《机械设计基础》，西北工业大学出版社，2005年9月。 [4] 庞振基 黄其圣主编《精密机械设计》机械工业出版社，2007.8.1。

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比较YFa1Ysa1???F1 ，YFa2Ysa2???F2的大小，取较大值 YFa1Ysa1YFa2Ysa2???F1

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10.齿根圆直径 df1= m(Z-2.4cos?1) df2= m(Z-2.4cos?2) df1=79.9mm df2=234.7mm 八、受力分析 Ft1=-Ft2=2T12T1? dm1d1(1?0.5?R) Ft1=Ft2= Ft Ft=1888.15N Fr1=-Fa2=643.25N Fa1=-Fr2=242.59N Fr1=-Fa2= Ft1*tan??cos?1 Fa1=-Fr2= Ft1*tan??sin?1 九、动装置的运动和动力设计： 将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴.以及 i0,i1，......为相邻两轴间的传动比. PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率 （KW） TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩 （N·m） nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转速 （r/min） 可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴 的运动和动力参数 第 22 页 共 40 页

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1.运动参数及动力参数的计算 （1）计算各轴的转数： Ⅰ轴：nⅠ=nm/ i0 =720/1=720r/min Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i1 =720/2.65=270.7 r/min （2）计算各轴的功率： Ⅰ轴： PⅠ=Pd×η1 =5.5×0.99=5.445（Kw） Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ×η2×η3 =5.445×0.99×0.95 =4.865（KW） 计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为： Td=9550·Pd/nm=9550×5.5/720 =72.95 N·m Ⅰ轴： TⅠ= Td·i0·η1 nⅠ=720r/min nⅡ=270.7 r/min PⅠ=5.445Kw PⅡ=4.865KWw Td=72.95 N·m =72.95×1×0.99=72.22 N·m TⅠ=72.22 N·m Ⅱ轴： TⅡ= TⅠ·i1·η2·η3 =72.22×2.65×0.99×0.95=180 N·m 计算各轴的输出功率： TⅡ=180 N·m 由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴 承效率： 故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承 =5.445×0.99=5.121 KW 第 23 页 共 40 页

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P’Ⅱ= PⅡ×η轴承=4.865×0.99=4.816 Kw P’Ⅰ= 5.121 Kw P’Ⅱ =4.816 Kw 计算各轴的输出转矩： 由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴 承效率：则： T’Ⅰ= TⅠ×η轴承 =72.22×0.99=71.50 N·m T’ Ⅱ= TⅡ×η 轴承 T’Ⅰ=71.50 N·m =180×0.99=178.20 N·m T’ Ⅱ=178.20 N·m 综合以上数据，得表如下：

轴名 效率P （KW） 转矩T （N·m） 转速n 输出 72.95 71.50 r/min 720 720 传动比 i 效率 η 输入 输出 输入 电动机轴 5.5 1 0.99 Ⅰ轴 5.445 5.121 72.22 2.65 Ⅱ轴 七 轴的设计 1.齿轮轴的设计 (1)确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 0.95 4.865 4.816 180.00 178.20 270.7 第 24 页 共 40 页

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c=117 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度217~255HBS 轴的输入功率为PⅠ=5.445 Kw 转速为nⅠ=72.95r/min 根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取3d≥C·P5.445?117?3?23.0mm nⅠ720(3)确定轴各段直径和长度 1从大带轮开始右起第一段， ○由于齿轮与轴通过D1=Φ28mm 键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ28mm，又带轮L1=40mm 的宽度b=40 mm 则第一段长度L1=40mm 2右起第二段直径取D2=Φ36mm根据轴承端盖 ○的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，D2=Φ36mm 取端盖的内端面与带轮的左端面间的距离为30mm，L2=40mm 则取第二段的长度L2=40mm 3右起第三段， ○该段装有滚动轴承，选用圆锥滚 子轴承，则轴承承受径向力和轴向力为零，选用30209D3=Φ45mm 第 25 页 共 40 页

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