一級圓錐齒輪減速器課程設計
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- 課程設計一級圓錐齒輪減速器二、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，封閉式結構，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=0.95×0.983×0.97×0.99×0.93 =0.80
（2）電機所需的功率：
=kw==3kw
= =3.75kw
3、確定電動機轉速
計算鏈輪工作轉速：
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。故電動機轉速的可選范圍為：。
符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。
根據(jù)容量和轉速，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速，選定電動機型號為Y132M1-6。
其主要性能：額定功率4KW；滿載轉速960r/min；額定轉矩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、計算各軸轉速
nⅠ=nm/id=960/2.51=382.5r/min
nⅡ=nⅠ/ij=382.5/3=127.39r/min
nⅢ=nⅡ=127.39r/min
2、計算各軸的輸入功率
PI=Pd=3.75×0.95=3.56 KW
PII=PIη2×η3=3.56×0.98×0.97=3.39 KW
PIII=PII×η2×η4=3.39×0.99×0.98=3.29KW
3、計算各軸扭矩
電動機輸出軸轉矩:
Td=9.55×106Pd/nd=9.55×106×3.75/960=37.30 N·m
各軸輸入轉矩
TI=Td×η1=35.4 N·m
TII= TIη2×η3=33.7N·m
TIII=9.55×106PIII/nIII=32.7N·m
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=1.2×2.51=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/nI·dd1=960/382.5×100=251mm
由教材P157表8-8，取dd2=250mm
實際從動輪轉速nI’=nd·dd1/dd2=960×100/250=384r/min
轉速誤差為：nI-nI’/nI=(382.5-384)/382.5=-0.0039<0.05(允許)
帶速V：V=πdd1nd/60×1000=π×100×960/60×1000=5.024m/s
在5~25m/s范圍內，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=2a0+1.57(dd1+dd2)+ (dd1-dd2)2/4a0得：
Ld0=2×500+1.57(100+280)+(280-100)2/4×500=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（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)×0.96×0.99]=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)×4.8/0.93×5×5.03+0.1×5.0242=162.17N
則作用在軸承的壓力Fp，由教材P159式（8-28）得：
Fp=2ZF0sinα1/2=2×3×162.17×sin163.50/2=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調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼調質，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=3×20=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 轉矩T1
T1=35.4N·mm
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=60×331.03×1×(16×365×10)=2.7648×109
N2=N1/i=1.16×109/3=9.216×108
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=560×0.93/1.0Mpa=487.2Mpa
[σH]2=σHlim2 KHN2/SH=350×0.97/1.0Mpa=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) 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/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=7×20=140mm d2=mZ2=7×52=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 σFLim1=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=πd1n1/60×1000=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調質，硬度217~255HBS
根據(jù)教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A=115
d≥115 (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、軸的結構設計
（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+2×2×1.5=34mm
∴d2=34mm
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
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求轉矩：已知T1=111070N·mm
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=Ft·tanαcosδ1=646.8N
Fa=Ft·tanαsinδ1=248.8N
軸承支反力：
由于軸單向旋轉，轉矩產(chǎn)生的扭轉切應力按脈動循環(huán)變化，取α=0.6。
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#調質鋼，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)軸器的計算轉矩 有P351表14-1，考慮到轉矩變化很小，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)軸器與軸配合的轂孔長度
2、軸的結構設計
（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(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
取Ⅳ段距箱體內壁的距離為16mm，在確定軸承位置時，應距箱體內壁一定距離，取8mm，則。
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
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。
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：16×365×10=58400小時
1、計算輸入軸軸承
（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+yBFaA)= 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×(1×63000/4443.4)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=0.33>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×(1×112000/3215.8)10/3
=18059903h>58400h
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C8×40GB/T1096-2003
l=L1-b=40-8=32mm T2=106.63N·m
根據(jù)教材P106式6-1得
σp=4T2/dhl=4×106630/28×7×32=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=260.82N·m
查手冊P51 選A型平鍵，得：b=10 h=8 L=50
即：鍵A10×50 GB/T1096-2003
l=L3-b=50-10=40mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×260820/34×8×40=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A16×36GB/T1096-2003
l=L2-b=36-16=20mm h=10mm
根據(jù)教材P106（6-1）式得
σp=4T/dhl=4×116300/56×10×20=41.5Mpa<[σp] (110Mpa)
...
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