錐-圓柱齒輪減速器設計說明書.docx

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機械設計課程設計說明書 設計內(nèi)容——( 錐-圓柱齒輪減速器 ) 專 業(yè) ： 機械設計制造及其自動化 班 級 ： 1202 姓 名 ： 學 號 ： 指導老師 ： 馬利云 呂梁學院:礦業(yè)工程系 完成時間 ： 年 月 日 目 錄 一、 設計任務書2 二、電機的選擇計算 一、選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形勢2 二、選擇電動機容量2 三、確定電動機的轉(zhuǎn)速3 三、運動和動力參數(shù)的計算 一、分配減速器的各級傳動比直齒輪圓錐齒輪傳動比3 四、皮帶，皮帶輪設計3 一、V帶設計3 二、確定V帶中心距和基準長度3 五、傳動零件的設計計算 一、 閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算4 二、 閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設計計算6 三、數(shù)據(jù)整理6 六、軸的設計計算 1. 減速器高速軸I的設計9 2. 減速器低速軸II的設計11 3. 減速器低速軸III的設計14 七、 滾動軸承的選擇與壽命計算 1.減速器高速I軸滾動軸承的選擇與壽命計算16 2.減速器低速II軸滾動軸承的選擇與壽命計算17 3. 減速器低速III軸滾動軸承的選擇與壽命計算18 八、 鍵聯(lián)接的選擇和驗算 1. 聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接19 2. 大圓錐齒輪與低速軸II的的鍵聯(lián)接19 3. 大圓柱齒輪與低速軸III的的鍵聯(lián)接20 八、 潤滑油的選擇與熱平衡計算 1. 減速器的熱平衡計算21 2. 潤滑油的選擇22 九、 參考文獻23 設計計算內(nèi)容 結(jié)果 一、設計說明書 一、設計題目：設計圓錐—圓柱齒輪減速器 適合在多灰塵并稍有波動的環(huán)境中工作，生產(chǎn)小批量，兩班制。 1.發(fā)電機 2.減速皮帶 3.減速器 4.聯(lián)軸器 5.滾筒 6.傳送皮帶 二、原始數(shù)據(jù)： 傳送帶拉力F(KN) 傳送帶 度V(m/s) 鼓輪直徑D（mm） 使用年限（年） 2.7 1.3 300 10 二.電機的選擇計算 由圖可，該設備原動機為電動機，傳動裝置為減速器，工作機為運輸設備。減速器為展開式圓錐—圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用深溝球軸承。聯(lián)軸器選用齒形聯(lián)軸器。 一、選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 按工作要 求和條件，選用三相籠型異步電動機，Y系列，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，頻率50Hz。 二、選擇電動機容量 工作機主動軸功率：PW=FV1000=27001.31000=3.15KW 傳動裝置的總效率：η=η聯(lián)?η承?η錐?η柱?η帶?η筒 式中η聯(lián)、η承、η錐、η柱、η帶、η筒分別為聯(lián)軸器、滾動軸承、圓錐齒輪傳動、圓柱齒輪傳動、V帶傳動和卷筒的傳動效率。）取η聯(lián)=0.99（聯(lián)軸器）η承=0.99（滾動軸承），η錐=0.97（圓錐齒輪精度為7級，不包括軸承效率），η柱=0.98（圓柱齒輪精度為7級，不包括軸承效率），η帶=0.96（滾筒效率，不包括軸承）η筒=0.95（V帶的傳動效率） η=0.990.9940.970.980.960.96=0.83 電動機所需功率： Pd=Pwη=3.150.83=3.80 三、確定電動機的轉(zhuǎn)速 滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速為：nw=60vπD=601.3π0.3=82.76（r/min） 按課程設計指導書P6—表2-1查得圓錐—圓柱齒輪的傳動比一般范圍為：=8~22,故電動機轉(zhuǎn)速nd=inw=(8~22)82.76=668.08~1820.72（r/min） 根據(jù)額定功率≥，且轉(zhuǎn)速滿足662.08≤nd≤1820.72，查機械設計使用手冊表9.2-6選電動機型號為Y132S-4。 其主要性能如下表： 型號 額定功率Kw 滿 載 時 轉(zhuǎn)速 電流（380V） A 效率 % 功率 因數(shù) Y132S-4 5.5 1440 11.6 85.5 0.84 7.0 2.2 2.3 電動機的外形尺寸： 中心高H 外形尺寸 L(AC/2+AD)HD 底角安裝尺寸 AB 地腳螺栓孔 直徑 K 軸伸尺寸 DE 裝鍵部位 尺寸FGD 132 380288245 216140 12 3880 1033 傳動比i=144082.76=17.399 工作計滿載時輸入軸的轉(zhuǎn)速nw=60Vπd=82.80(r/min) 電動機的滿載轉(zhuǎn)速nw=1440r/min 故總傳動比i=144082.76=17.40 三、運動和動力參數(shù)計算 1.分配減速器的各級傳動比直齒輪圓錐齒輪傳動比 查表得i帶=2.5 按直齒輪圓柱齒輪傳動比i錐=1.35i=3.07，又因錐齒輪的傳動比一般不大于3，故取i錐=3 i柱=17.432.5=2.32 電動機軸：P0=Pr=4.39kw n0=1440 r/min T0=9.554.391031440=29.11 (N/m) 軸Ⅰ： P1=P0η帶=4.390.95=4.17 kw n1=n0i帶=576 r/min T1=9.55P1n1=9.554.17103576=69.14 N/m 軸Ⅱ： P2=P1η錐η承=4.170.980.98=4.0 kw n2=n1i錐=192 r/min T2=9.55P2n2=9.554.0103192=198.96 N/m 軸Ⅲ： P3=P2η柱η承=4.00.980.98=3.84 kw n3=n2i柱=82.76 r/min T 3=9.55P3n3=9.553.8410382.76=443.11 N/m 軸Ⅳ：P4=P3η聯(lián)η筒=4.00.980.99=3.73 kw n4=n3=82.76 r/min T4=9.55P4n4=9.553.7310382.76=430.42 N/m 軸號 輸入功率(kW) 轉(zhuǎn)速（r/min） 輸入轉(zhuǎn)矩(Nm) Ⅰ 4.17 576 69.14 Ⅱ 4.0 192 198.96 Ⅲ 3.84 82.76 443.11 Ⅳ 3.72 82.76 430.42 四、皮帶，皮帶輪設計 1.V帶設計 確定計算功率并選擇V帶類型 ①確定計算功率pca,根據(jù)《機械設計手冊》表5.3-12工作情況系數(shù)kA=1.2通過兩班制，載荷變動力，得kA=1.3 工作功率Pca=kAPe=1.35.5=7.15kw ②選擇pca，nm差《機械設計手冊》圖5.1-1得選擇A型普通V帶 ③選小齒輪根據(jù)《機械設計手冊》表5.3-36，取小帶輪的基準直徑dd1=90mm ④驗算帶速v，v=πdd1nw601000=π90144060000=6.78m/s 因為5/s?v?30m/s,故帶速合適 ⑤計算大帶輪的基準直徑dd2， dd2=i1dd1=2.590=225mm 2.確定V帶中心距和基準長度 ①計算中心距 0.7(dd1+dd2)?a0?2(dd1+dd2) 227mm?a0?630mm 初定中心距a0=450mm ②計算所需基準長度 根據(jù)表《機械設計手冊》5.3-12 Ldo=2a0+π2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)24a0 =2450+π2315+13524400 =1405.94≈1406mm 根據(jù)《機械設計手冊》5.3-8取Ldo=1430mm ③計算實際中心距表5.3-8 a=a0+Ld-Ldo2 =450+1430-14062 =462mm 根據(jù)表《機械設計手冊》表5.3-39得基準寬度bd=11.0mm amin=a-2bd+0.09Ld=311.3mm amax=a+0.02Ld=490.6≈490mm 所以中心距范圍在311~490mm 皮帶輪相關數(shù)據(jù)： 基準寬度：bd=11.0mm 基準線上槽深：hamin=2.75mm 基準線下槽深：htmin=11.08.7mm 槽間距：e=1.50.3mm 槽邊距：dmin=9mm 最小輪緣厚: δmin=6mm 帶輪寬：B=(Z-1)e+2f=78mm (Z輪槽數(shù)） 外經(jīng)：dn=dd+2ha=95.5mm ④驗算帶包角α1 α1≈180。-dd2-dd157.3。a=163.26?！?63。>120。 ⑤計算帶的根數(shù) a.計算單根V帶的額定功率pr 因dd1=90mm和nw=1440r/min得p0=1.7kw 根據(jù)nw=1440r/min，i=2.5和A型帶得?p0=0.17kw（由《機械設 計手冊》表5.3-19） 得Kα=0.96（表5.3-14）得kL=0.96（表5.3-15）于是 pr=p0+?p0KαkL=1.7+0.170.960.96=1.72kw b.計算V帶的根數(shù) Z=PcaPr=7.151.72=4.16取5根 ⑥確定帶的初拉力和壓軸力 A型帶單位長度質(zhì)量m=0.11kg/m（表5.3-16） 所以（表5.3-12）F0min=5002.5-KαPcaKαZv+mv2 =500(2.5-0.96)7.150.9656.78+0.116.782 =174.23≈174N 應使帶的實際初拉力F0>F0min Fpmin=2ZF0minsinα12=25174sin163。2 =1720.89≈1771N ⑦帶輪的結(jié)構(gòu)設計 a.帶輪材料的確定，大小帶輪材料都選用HT200 b.帶輪的結(jié)構(gòu)形式（根據(jù)課程指導書P183小帶輪選用實心式，大帶輪孔板式 五、傳動零件的設計計算 一、閉式直齒輪圓錐齒輪傳動的設計計算 已知輸入功率4.21kw，小齒輪的轉(zhuǎn)數(shù)為1440r/min，大齒輪的轉(zhuǎn)數(shù)為576r/min，齒數(shù)比i=3，由電動機驅(qū)動，工作壽命為10年（設每年工作300天，二班制），帶式輸送機工作經(jīng)常滿載，空線起動，工作有輕震，不反轉(zhuǎn)，工作環(huán)境多灰塵，小批量生產(chǎn)。 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) （1）按傳動方案，選用直齒圓錐齒輪傳動，查《機械設計使用手冊》表5.6-2得齒形制GB/T12369-1990，齒形角α=20。，齒頂ha*=1，頂隙系數(shù)C*=0.2 ，螺旋角βm=0，不變位。 （2）小齒輪材料為４０Ｃｒ（調(diào)質(zhì)），硬度為240~285HBS，取用280HBS；大齒輪材料為４５鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 229~286HBS，取用240HBS。 [σH1]=380+HBS=380+280=660MPa [σH2]=380+0.7HBS=380+0.7240=548MPa [σF1]=155+0.3HBS=155+0.3280=239MPa [σF2]=140+0.2HBS=140+0.2240=188MPa （3）①選小齒輪齒數(shù)，取Z1=23， 大齒輪齒數(shù),Z2=uZ1=323=69 ②小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=6.98104 N/mm ③選擇齒寬系數(shù)，由于齒輪為非對稱布置，且為軟齒面，根據(jù)《機械設計》表9-6得ФR=13 ④初定載荷系數(shù)Kt=1.3~1.6，由于齒輪為非對稱布置，取Kt=1.6. ⑤查得材料的彈性影響系數(shù) ⑥計算分度圓直徑： 　 d1t≥3(268ZE [σH])22KT1ФR（1-0.5ФR）2u 根據(jù)上列參數(shù)計算得d1t=77.21mm ⑦確定載荷系數(shù)K 由《機械設計》表9-2得KA=1.3 齒輪的圓周速度： dm1=1- 0.5ФRd1=1-0.51377.21=64.34 mm v=лd1n1601000=3.1464.04576601000=1.94m/s 錐齒輪的精度等級為7級，由 《機械設計》 圖9-8得，KV=1.1 ； 表9-3得Kα=1.1 ； 圖9-9得Kβ=1.0 ； K=KAKVKαKβ=1.31.11.11.0=1.573 與所選相差不大，所以不矯正分度圓直徑。 m=d1Z1=77.2123=3.36 mm ；取標準m=4mm ，校正d1=80 mm ； （4）齒根彎曲疲勞強度驗算 ①齒形系數(shù)和齒根應力修正系數(shù) cosδ1=u1+u2=31+32=0.9487 cosδ2=11+u2=11+32=0.3162 Zv1=z1cosδ1=230.9487=24.24 Zv2=z2cosδ2=700.3162=221.37 查《機械設計》表9-5得 YFa1=2.69 YFa2=2.06 YSa1=1.57 YSa2=1.95 ②驗算齒根彎曲疲勞強度 σF1=4kT1YFa1YSa11- 0.5ФR 2m3z121+u2ФR 代入數(shù)字得 σF1=74.89MPa〈[σF1]=239 Mpa ； σF2=σF1YFa2YSa2YFa1YSa1=2392.061.952.691.57=91.68〈[σF2]=188 Mpa 彎曲強度足夠。 (5）計算齒輪的幾何尺寸 d1=mZ1=423=92 mm d2=mZ2=470=280 mm da1=d1+2m cosδ1=92+240.9487=99.5896 mm da2=d2+2mcosδ2=280+240.3162=282.5296 mm df1=d1-2.4m cosδ1=92-2.440.9487=82.8925 mm df2=d2-2.4mcosδ2=280-2.440.3162=276.9645 mm 節(jié)圓頂距： R=d2u2+1=9221+32=145.4648 mm 齒寬： b=ФRR=13145.4648=48.488 mm 取b1=b2=48 mm 二、 閉式直齒輪圓柱齒輪傳動的設計計算 1.由《機械設計》9-1公式，確定許用應力。 傳動無特殊要求，采用軟齒面齒輪，確定選用小齒輪材料為４０Ｃｒ（調(diào)質(zhì)），硬度為240~285HBS，取用260HBS；大齒輪材料為４５鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 229~286HBS，取用240HBS。 [σH1]=380+HBS=380+260=640MPa [σH2]=380+0.7HBS=380+0.7240=548MPa [σF1]=155+0.3HBS=155+0.3260=233MPa [σF2]=140+0.2HBS=140+0.2240=188MPa 2.齒面接觸疲勞強度 ①選小齒輪齒數(shù)，Z1=20~40，取Z1=31， 大齒輪齒數(shù),Z2=uZ1=2.3231=71.92,取用Z2=72 ②小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=2.009510^5 m/s ③選擇齒寬系數(shù)，由于齒輪為非對稱布置，且為軟齒面，根據(jù)《機械設計》表9-6得Ψd=0.8. ④初定載荷系數(shù)Kt=1.3~1.6，由于齒輪為非對稱布置，取Kt=1.5. ⑤查得材料的彈性影響系數(shù) ⑥計算分度圓直徑 由端面重合度可得εα=1.88-3.2（1z1+1z2）=1.82，則 Zε =4-εα3=4-1.823=0.85 d1t≥3(268ZEZε[σH])2KT1Ψdu+1u 根據(jù)上列參數(shù)計算得d1t=75.30mm ⑦確定載荷系數(shù)KA 查《機械設計》表9-2得KA=1.5 齒輪的圓周速度v=лd1n1601000=3.1475.30192601000=0.757 m/s ⑧精度等級選7級，根據(jù)《機械設計》圖9-8可知Kv=1.15； 查表9-3得Kα=1.1 ； 由圖9-9知KHβ=1.065 ；則 K=KAKVKHαKHβ=1.51.151.11.065=2.02 與初定值相差較大，校正后的分度圓直徑為： d1=d1t3KKt=75.332.021.5=83.15 mm 確定齒輪模數(shù): m=d1z1=83.1531=2.68 mm 查標準選m=3 mm 3.齒根彎曲疲勞強度驗算 ①齒形系數(shù)和齒根應力修正系數(shù) 由Z1=31，Z2=72 查《機械設計》表9-5得 YFa1=2.50 YFa2=2.25 YSa1=1.63 YSa2=1.75 ②驗算齒根彎曲應力 Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.82=0.66 由 《機械設計》式9-6得 σF1=2kT1YFa1YSa2Yεd1bm =22.022.501.630.6674.4933 =105.19MPa〈[σF1]=233Mpa 齒根彎曲疲勞強度足夠。 4.計算齒輪的幾何尺寸 d1=mZ1=331=93mm d2=mZ2=372=216 da1=d1+2m=93+23=99mm da2=d2+2m=216+23=222mm df1=d1-2.5m=93-2.53=85.5mm df2=d2-2.5m=216-2.53=208.5mm a=m2（Z1+Z2）=32（31+72）=154.5mm b2=Ψdd1=0.893=74.4mm ， 取b2=75mm ，b1=b2+5=75+5=80mm 三、數(shù)據(jù)整理 1、圓錐齒輪 齒輪類型：直角圓錐齒輪（GB/T12369-1990,齒形角α=20。, ，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)，螺旋角，不變位） 精度7級，小齒輪材40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪材料45剛（調(diào)質(zhì)），硬度分別為280HBS和240HBS。 大端分度圓直徑：小齒輪d1=92mm， 大齒輪d2=280mm 節(jié)錐頂距： R=145.4648mm 節(jié)圓錐角： cosδ1=0.9487 cosδ2=0.3162 大端齒頂圓直徑：da1=99.59mm da2=282.52mm 齒寬： b1=b2=48mm 齒數(shù)： Z1=23， Z2=70 模數(shù)： m=3 2、圓柱齒輪 齒輪類型：直齒圓柱齒輪；精度7級，小齒輪材40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪材料45剛（調(diào)質(zhì)），硬度分別為260HBS和240HBS。 分度圓直徑： d1=93 mm， d2=216 mm 中心距： a=154.5 mm 齒寬： b1=80 mm，b2=75 mm 齒數(shù)： Z1=31， Z2=72 模數(shù)： m=2.5 mm 六、軸的計算 一、減速器高速軸I的設計 1.求輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面的計算可得 P1=4.21 kw n1=576 r/min T1=69.80 N/m 2.求作用在齒輪上的力 圓錐小齒輪 dm1=（1-0.5bR）d1=1-0.548145.464892=76.82mm Ft=2T1dm1=269.80100076.82=1817.23N Fr1=F1tanα?cosδ1=1817.23tan20。0.9487=627.49N Fα1=F1tanα?sinδ1=1817.23tan20。sin18.435。=209.10N 圓錐大齒輪 Fr2=Fα1=627.49N Fα2=Fr1=209.10N 圓柱小齒輪、大齒輪 Ft=2T2d1=22009510393=4321.51N Fr=Fttanα=4321.51tan20。=152.90N 3.初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查《機械設計》表14-2得A=126~103 dmin=A3P1n1=10534.21576=20.38mm 查《機械設計手冊》表4.2-57選用軸承代號6000型6306單列深溝球軸承得到，其尺寸dDB=35mm75mm17mm 為了利于固定，一般取比b小1mm（如圖所示），故可確定。 4. 由經(jīng)驗公式算軸肩高度： 取軸肩高為4mm ，確定。 由《課程設計指導書》P47圖46的要求可得， ，取。 5.根據(jù)軸承安裝方便的要求，取，得 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 。 6.根據(jù)齒輪孔的軸徑和長度，確定。 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。