一级圆锥齿轮减速器课程设计
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- 课程设计一级圆锥齿轮减速器二、电动机的选择
1、电动机类型的选择
按工作要求和条件选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。
2、电动机功率选择
（1）传动装置的总效率：
ηaη1•η23•η3•η4•η5
式中：η1、η2、η3、η4、η5分别是带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和输送链的传动效率。
取η1=0.95，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.99，η5=0.93，则
ηa=0.95×0.983×0.97×0.99×0.93 =0.80
（2）电机所需的功率：
=kw==3kw
= =3.75kw
3、确定电动机转速
计算链轮工作转速：
按《机械设计课程设计指导书》P7表1推荐的传动比合理范围，取V带传动比，一级锥齿轮减速器的传递比。则总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为：。
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/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，因此有三种传动比方案，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=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。
其主要性能：额定功率4KW；满载转速960r/min；额定转矩2.0。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比
ia=nm/n=960/127.39=7.53
2、分配各级传动比
（1）据指导书P7表1，为使V带传动外廓尺寸不致过大，取ij=3。
（2）id=ia/ij=2.51
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速
nⅠ=nm/id=960/2.51=382.5r/min
nⅡ=nⅠ/ij=382.5/3=127.39r/min
nⅢ=nⅡ=127.39r/min
2、计算各轴的输入功率
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、计算各轴扭矩
电动机输出轴转矩:
Td=9.55×106Pd/nd=9.55×106×3.75/960=37.30 N·m
各轴输入转矩
TI=Td×η1=35.4 N·m
TII= TIη2×η3=33.7N·m
TIII=9.55×106PIII/nIII=32.7N·m
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
由教材P156表8-7取工作情况系数kA=1.2
计算功率Pca=KAP=1.2×2.51=3.012KW
由教材P157图8-11选用A型V带
2、确定带轮基准直径，并验算带速
由教材教材P157图8-11推荐的小带轮基准直径为：80~100mm，
则取dd1=100mm>dmin=75 mm
大带轮直径 dd2=nd/nI·dd1=960/382.5×100=251mm
由教材P157表8-8，取dd2=250mm
实际从动轮转速nI’=nd·dd1/dd2=960×100/250=384r/min
转速误差为：nI-nI’/nI=(382.5-384)/382.5=-0.0039<0.05(允许)
带速V：V=πdd1nd/60×1000=π×100×960/60×1000=5.024m/s
在5~25m/s范围内，带速合适
3、确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld
根据教材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
根据教材P146表（8-2）取Ld=1600mm
根据教材P158式（8-23）得：
a≈a0+（Ld-L0）/2=500+（1600-1560.75）/2=520mm
4、验算小带轮包角
根据教材P152式（8-20）α1=1800-(dd1-dd2)×57.30/a
=1800-（250-100）×57.30/520=1800-20.90=163.50>1200（适用）
5、确定带的根数
根据教材P152表（8-4a）查得：P0=0.95KW
根据教材P153表（8-4b）查得：△P0=0.11KW
根据教材P155表（8-5）查得：Ka=0.96
根据教材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、计算轴上压力
由教材P149表8-3查得q=0.1kg/m，由教材P158式（8-27）单根V带的初拉力：
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
则作用在轴承的压力Fp，由教材P159式（8-28）得：
Fp=2ZF0sinα1/2=2×3×162.17×sin163.50/2=963N
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大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度220HBS；根据教材P210表10-8选7级精度。齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm
2、按齿面接触疲劳强度设计
根据教材P203式10-9a：进行计算
确定有关参数如下：
① 传动比i齿=3
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3×20=60
实际传动比i0=52/20=2.6
传动比误差：i-i0/I=2.6-2.6/2.6=0%<2.5% 可用
齿数比：u=i0=2.6
② 由教材P224取φR=0.3
③ 转矩T1
T1=35.4N·mm
④ 载荷系数k 取k=1.3
⑤ 许用接触应力[σH] [σH]=σHlimkHN/SH
由教材P209图10-21查得： σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=500Mpa
由教材P206式10-13计算应力循环次数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图10-19查得接触疲劳的寿命系数：
KHN1=0.87 KHN2=0.90
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弹性影响系数ZE 由教材P201表10-6查得ZE=189.8MPa1/2
故得：
=67.9
计算平均分度圆处的圆周速度vm
分锥角δ1=arctan(Z1/Z2)=
当量齿数 Zv1= Z1/cosδ1=21.43 Zv2= Z2/cosδ1=144.86
平均分度圆处的圆周速度：
计算载荷系数 根据v=3.41m/s锥齿轮为7级精度
由教材P194图10-8查得：动载系数KV=1.08
由教材P193表10-2查得: 使用系数KA=1
由教材P195表10-3查得: 齿间啮合系数Ka=1
由教材P226b表10-9查得： 轴承系数KHβbe=1.10
故载荷系数K=KAKVKHaKHβ=2.475
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
根据P226式（10-10（a））
模数：m=d1/Z1=152.58/20=7.6mm
取标准模数：m=7
3、校核齿根弯曲疲劳强度
根据教材P226公式10-23：
确定有关参数和系数
① 分度圆直径：d1=mZ1=7×20=140mm d2=mZ2=7×52=364mm
齿宽：
故得 取b=65
② 齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据教材P200表10-5得：
YFa1=2.72 YSa1=1.57 YFa2=2.14 YSa2=1.83
③许用弯曲应力[σF] 根据公式：[σF]= σFLim2/SF
根据教材P208图10-20（c）得 σFLim1=420Mpa σFLim2 =330Mpa
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFLim1 /SF=420/1.25=336Mpa
[σF]2=σFLim2/SF=330/1.25=264Mpa
④ 将求得的各参数代入式
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
5计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=2.43m/s
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45调质，硬度217~255HBS
根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A=115
d≥115 (3.70/331.03)1/3mm=25.7mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=25.7×(1+5%)mm=27
∴选d=28mm
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
I段：d1=28mm 长度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段：d2=d1+2h=28+2×2×1.5=34mm
∴d2=34mm
轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和带轮右端面的距离l=30mm,故
III段：参照工作要求并根据d2=34mm，有轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30208其内径为40mm，宽度为18mm。故mm。L3=18mm。Ⅴ段轴承右端有套筒定位，为使套筒端面可靠地压紧轴承，此轴段应略短于轴承宽度，故取l5=16mm
Ⅵ段：取安装锥齿轮处的轴段Ⅵ的直径为34mm取锥齿轮的宽度为56mm，取套筒的长度为20mm，则l6=56+20+(18-16)=78mm
Ⅳ段：取d4=28mm
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
①求小齿轮分度圆直径：已知d1=140mm
②求转矩：已知T1=111070N·mm
③求圆周力：Ft
根据教材P198（10-3）式得：
Ft=2T1/dm1=111070/[d1(1-0.5ΦR)]=1904N
④求径向力Fr1和轴向力Fa1
根据教材P225（10-22）式得：
Fr=Ft·tanαcosδ1=646.8N
Fa=Ft·tanαsinδ1=248.8N
轴承支反力：
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。
校核危险截面C的强度
由式（15-5）
∴
该轴强度足够。
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据教材P370页式（15-2），表（15-3）取A=115
d≥A(P3/n3)1/3=115(3.43/127.32)1/3=34.64mm
输出轴的最小值直径显然是安装联轴器处的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩 有P351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3。则
根据机械设计手册选择LT7型弹性套注销联轴器，故取半联轴器长度，，则半联轴器与轴配合的毂孔长度
2、轴的结构设计
（1）确定轴的各段直径和长度
为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ι轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ轴段直径左端用轴段挡圈定位。按轴段直径取挡圈直径D=49mm，半联轴器与轴配合的毂空长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上二不压在轴的断面上，故Ι段的长度应比l1小一些，故取
照工作要求并根据，有轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承33210其内径为
其尺寸为50x90x32。故mm。
取安装锥齿轮处的轴段Ⅴ的直径为，齿轮的左端面与右轴承之间采用套筒定位，取锥齿轮的宽度为60mm，为了是轴套可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度。故取，齿轮的右端面采用轴肩定位。轴肩高度h>0.07d，故取h=6mm。则Ⅳ段的直径。
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。轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和带轮右端面的距离l=30mm,故
取齿轮距箱体内壁距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=32mm，则
取Ⅳ段距箱体内壁的距离为16mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一定距离，取8mm，则。
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。
按d5有P106表6-1查的平键截面。键槽用铣刀加工，长45mm，同样半联轴器与轴的连接选用平键，滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证的。
（3）求轴上载荷 根据轴的结构图做出周德计算简图。在确定轴承的支点位置时兑取33210型，查的a=23.2mm。
载荷 水平面 垂直面
支反力
弯矩
扭矩 T=26.082N.m
(4)按弯扭合成应力校核轴的强度
故安全。
八、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命：16×365×10=58400小时
1、计算输入轴轴承
（1）两轴承径向反力：
初选两轴承为圆锥滚子轴承30208型
根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力查机械手册知Y=1.6,e=0.37。
有P322式13-11得
（2）求系数x、y
FaA/Fra=0.36
Fab/Frb=0.53
根据教材P321表13-5得e=0.37
XA=1 XB=0.4
YA=0 YB=1.6
（3）计算当量载荷P1、P2
根据教材P321表13-6取fP=1.2
根据教材P320式13-8a得
P1=fP(xAFrA+yAFaA)=4443.4N
P2=fp(xBFrB+yBFaA)= 2560N
（4）轴承寿命计算
∵故取P=4443.4N
∵ε=10/3
根据手册得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
∴预期寿命足够
2、计算输出轴轴承
1）两轴承径向反力：
初选两轴承为圆锥滚子轴承33210型
根据教材P322表13-7得轴承内部轴向力查机械手册知Y=1.5,e=0.41。
有P322式13-11得
（2）求系数x、y
FaA/Fra=1.67>e
Fab/Frb=0.33>e
XA=0.4 XB=1
YA=1.5 YB=0
（3）计算当量载荷P1、P2
根据教材P321表13-6取fP=1.2
根据教材P320式13-8a得
P1=fP(xAFrA+yAFaA)=3215.8N
P2=fp(xBFrB+yBFaA)= 3210N
（4）轴承寿命计算
∵故取P=3215.8N
∵ε=10/3
根据手册得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、键连接的选择及校核计算
1、大带轮与轴连接采用平键连接
轴径d1=28mm，L1=50mm
查手册P51 选用C型平键，得：b=8 h=7 L=40
即：键C8×40GB/T1096-2003
l=L1-b=40-8=32mm T2=106.63N·m
根据教材P106式6-1得
σp=4T2/dhl=4×106630/28×7×32=78.5Mpa<[σp](110Mpa)
2、输入轴与齿轮连接采用平键连接
轴径d3=34mm L3=56mm T=260.82N·m
查手册P51 选A型平键，得：b=10 h=8 L=50
即：键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、输出轴与齿轮2连接用平键连接
轴径d2=56mm L2=45mm T=116.3N.m
查手册P51 选用A型平键，得：b=16 h=10 L=36
即：键A16×36GB/T1096-2003
l=L2-b=36-16=20mm h=10mm
根据教材P106（6-1）式得
σp=4T/dhl=4×116300/56×10×20=41.5Mpa<[σp] (110Mpa)
...
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