机械设计课程设计一级圆锥齿轮减速器.doc

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1、一、课程设计任务书题目：一级圆锥齿轮减速器工作条件：单向运转，两班制工作，与轻度震动，使用年限10年。原始数据：滚筒圆周力F=3103N，带速V=1.0m/s；链轮直径D=150mm。注意事项： 将设计人的电子版课程设计任务书（从邮箱中下载）粘贴、整理在此处； 正文中的标题（一、二、三）字体为宋体、四号、加粗、居中，且要求不同标题不能放在同一页，下一个标题及其内容要放在下一页； 设计计算内容字体为宋体、小四号、非加粗，按照样例排版即可； 行间距要求：单倍行距； 以下左侧方框内为对应标题及其设计计算过程，右侧方框对应位置写设计计算的结果或结论。二、电动机的选择1、电动机类型的选择按工作要求和条件

2、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： a123345式中：1、2、3、4、5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1=0.95，2=0.98，3=0.97，4=0.99，5=0.93，则a=0.950.9830.970.990.93 =0.80（2）电机所需的功率：=kw=3kw= =3.75kw3、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

3、、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=7.532、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=2.5

4、1 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速n=nm/id=960/2.51=382.5r/minn=n/ij=382.5/3=127.39r/minn=n=127.39r/min2、计算各轴的输入功率PI=Pd=3.750.95=3.56 KWPII=PI23=3.560.980.97=3.39 KWPIII=PII24=3.390.990.98=3.29KW3、计算各轴扭矩电动机输出轴转矩:Td=9.55106Pd/nd=9.551063.75/960=37.30 Nm各轴输入转矩TI=Td1=35.4 NmTII= TI23=33.7NmTIII=9.55106PIII/nIII=32

5、.7Nm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=1.22.51=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：80100mm，则取dd1=100mmdmin=75 mm 大带轮直径 dd2=nd/nIdd1=960/382.5100=251mm由教材P157表8-8，取dd2=250mm 实际从动轮转速nI=nddd1/dd2=960100/250=384r/min转速误差为：nI-nI/nI=(382.5-384

6、)/382.5=-0.00391200（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)0.960.99=3取Z=36、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)4.8/0.9355.

7、03+0.15.0242=162.17N则作用在轴承的压力Fp，由教材P159式（8-28）得：Fp=2ZF0sin1/2=23162.17sin163.50/2=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240260HBS。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Ra1.63.2m2、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： 传动比i齿=3取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=320=60实际传动比i

8、0=52/20=2.6传动比误差：i-i0/I=2.6-2.6/2.6=0%0.07d，故取h=6mm。则段的直径。对于左轴承若直接采用轴段定位，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、

9、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：1636510=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

10、知Y=1.6,e=0.37。有P322式13-11得 （2）求系数x、yFaA/Fra=0.36Fab/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)=4443.4NP2=fp(xBFrB+yBFaA)= 2560N（4）轴承寿命计算故取P=4443.4N=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)=16670/458.2(163000/

11、4443.4)10/3=347322h58400h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、yFaA/Fra=1.67eFab/Frb=0.33e 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)=3215.8NP2=fp(xBFrB+yBFaA)= 3210N（4）轴承寿命计算故取P=3215.8N

12、=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)=16670/458.2(1112000/3215.8)10/3=18059903h58400h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C840GB/T1096-2003 l=L1-b=40-8=32mm T2=106.63Nm 根据教材P106式6-1得p=4T2/dhl=4106630/28732=78.5Mpap(110Mpa)2、输入轴与齿轮连接采用平键连接轴径d

13、3=34mm L3=56mm T=260.82Nm查手册P51 选A型平键，得：b=10 h=8 L=50即：键A1050 GB/T1096-2003l=L3-b=50-10=40mm h=8mmp=4T/dhl=4260820/34840=95.9Mpap(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A1636GB/T1096-2003l=L2-b=36-16=20mm h=10mm根据教材P106（6-1）式得p=4T/dhl=4116300/561020=41.5M

14、pap (110Mpa)a=0.80=3.75kw电动机型号：Y132M1-6ia=7.53ij=3id=2.51n=127.39r/minn=127.39r/minn=382.5r/minPd=3.75KWPI=3.56KWPII=3.39KWPIII=3.29KWTd=38.03 NmTI=35.4NmTII=33.7NmTIII=32.7Nmdd1=100mmdd2=280mmnI=342.86r/minV=5.03m/s266mma0760mm取a0=500Ld=1600mma=493.6mmZ=5根Fp=1609.1Ni齿=2.6Z1=20Z2=52u=2.6T1=111070Nmm

15、HlimZ1=560MpaHlimZ2=350MpaN1=1.16109N2=4.46108KHN1=0.93KHN2=0.97H1=520.8MpaH2=339.5Mpad1t=112.8mmZv1=21.43Zv2=144.86d1=152.58m=7d1=140mmd2=364mmR=195mmb=65mmYFa1=2.72YSa1=1.57YFa2=2.14YSa2=1.83FLim1=420MpaFLim2 =330MpaSF=1.25F1=53.1MpaF2=48.68MpaV =2.43m/sd=28mmL1=50mmd2=34mmmmL3=18mml5=16mml6=78mmd

16、4=28mmd1=140mmT1=111070NmmFt=1904NFr=646.8NFa=248.8N轴承预计寿命58400小时XA=1YA=0XB=0.4YB=1.6P1=4443.4NP2=2560NLh=347322h预期寿命足够XA=0.4YA=1.5XB=1YB=0P1=3215.8NP2=3210NLh=18059903h轴承合格键C840 GB/T1096-2003 p=78.5Mpa键A1050GB/T1096-2003p=95.9Mpa键A1636GB/T1096-2003p=45.1Mpa参考文献1 濮良贵、纪名刚机械设计（第八版）北京：高等教育出版社，20062 龚溎义、罗圣国机械设计课程设计指导书（第二版）北京：高等教育出版社，19903王文斌机械设计手册（第三卷）机械工业出版社，2004.84 侯洪生机械工程图学北京：科学出版社，2001