單級圓錐齒輪減速器設計

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1、設計計算及說明 -2 - 電動機的選擇 1. 電動機類型選擇 Pw=27KW 按工作要求及條件，選用一般用途的丫系列全封閉自扇冷式籠型三相 異步電動機。 2. 選擇電動機容量 (1) 電動機功率給定為：27KW (2) 計算電動機輸出功率Pd 按《常用機械傳動效率簡表》確定各部分效率為 n=0.748 Pd ?20.20KW V帶傳動效率 n=0.96，滾動軸承效率 n=0.99，圓錐齒輪傳動效率 n=0.95，彈性聯(lián)軸器效率 n=0.99，卷筒軸滑動效率 n=0.96，卷筒效率 n=o.88 o 傳動裝置總效率為 n = nn2nnnn =0.96 x

2、0. 992x0.95 x0.99x0.96 X 0.88=0.748 得出電動機輸出功率Fd=27KVX0.748 ~20.20KW (3) 確定電動機的轉速 nw~ 120.96r/min 輸送機卷筒轉速 nw=6^1000v=6^100^1.9 ?120.96r/min hD n :<300 一般可選用同步轉速1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機。通常, V帶傳動常用的傳動比范圍i1=2?4,單級緣錐齒輪的傳動比范圍i2=2? 3, 則電動機轉速可選范圍為 nd =nw i1 i2=120.96 x (2 x 2 ?4X 3)=483.84 ?145

3、1.52r/min 符合這一同步 轉速范圍的有750r/mi n,1000r/mi n,1500r/mi n 。選用 750r/min同步轉速電機，則電機重量大、價格昂貴；1000r/min,1500r/min 電機從重量、價格及傳動比等方面考慮，選用 Y160M-6型電動機。其相關 參數(shù)如下： 型號 額定 功率 滿載轉速 起動轉矩 額定轉矩 最大轉矩 額定轉矩 軸徑 中心 高 Y160M-6 7.5KW 970r/mi n 2.0 2.0 42mm 160mm 結果 計算行動裝置總傳動比及分配各級傳動比 1. 計算傳動裝置總傳動比 970 12

4、0.96 =8.019 2.分配各級傳動比 0軸——電動機軸 1軸一一高速軸 P o=Fd=6.1OKW n o=n=970r/mi n T0=9550 P0 =9550吐?60.06N ? m n0 970 P1=F0 n 01=5.856KW n。970 n 1=T= o 323.33r/mi n i1 3 i 總=8.019 F0=6.10KW no=97Or/m in T0 ?60.06N ? m F1==5.856KW 323.33r/mi n T1 ?172.97N ? m 2軸一一低速軸 3軸——卷筒軸 V帶傳動設計 F 5.856

5、T1=9550nr9550品-172.97N ?m F 2=R n=5.586 X 0.99 X 0.95 ?5.508KW 323^ ?120.96r/min 2.673 F2 ?5.508KW 門2~ 120.96r/min T2 ?434.87N ? m T2=9550 P2 5.808 -=9550 ?434.87N ? m n2 120.96 F 3=P2 n=5.508 X 0.99 X 0.96=5.234KW n3= nw=120.96r/mi n 十 F3 esc 5.234 T3=9550」=9550 ?413.23N ? m n3 120.96

6、 1. 確定計算功率 查表得Ka=1.4，貝U Fc=KAF=1.4 X 7.5=10.50KW 2. 確定V帶型號 按照任務書得要求，選擇普通 V帶。 根據Fd=10.50KW及 n1=970r/min，查圖確定選用B型普通V帶。 3. 確定帶輪直徑 (1)確定小帶輪基準直徑 根據圖推薦，小帶輪選用直徑范圍為 125— 140mm選擇dd仁140mm F3=5.234KW n3=120.96r/mi n T3=? 413.23N ? m FC=10.50KW 選用B型普通V帶 dd 仁 140mm -3 - (2)驗算帶速 ■ddi n 60 1000

7、 二 140 970 60000 =7.11 m/s 5m/s vvv 25m/s,帶速合適。 (3)計算大帶輪直徑 dd2= i dd1 (1- e ) =3x 140x( 1-0.02 ) =411.6mm 根據 GB/T 13575.1-9 規(guī)定，選取 dd2=400mm 4.確定帶長及中心距 v =7.11 m/s,帶速合 適 dd2=400mm -4 - -# - (1) 初取中心距a 0.7 dd1 dd2 - a0-2dd1 dd2 取 ao=800 mm 得378< aoW 1080,根據總體布局，取ao=800 mm (

8、2)確定帶長Ld： 根據幾何關系計算帶長得 Ld。=2a - dd1 dd2 )+ dd1 ~dd2 4a。 31 =2 800 140 400 2 2 (140-400) 4 800 =2469.36mm 根據標準手冊，取Ld =2500mm‘ (3)計算實際中心距 L - L ——= 800 2 2500-2469.36 =815.32mm 5?驗算包角: =180 dd2 - dd1 a 57.3 取 Ld =2500mm 中心距 a=815.32mm 包角 a161.73 包角合適 400 -140 = 180

9、 57.3 =161.73> 120 ,包角合適。 815.32 6?確定V帶根數(shù)Z Pc Z> (P。 P)K： Kl 根據 dd1=140mn及 n1=970r/min，查表得 P0=2.11KW,A P0=0.364KW 161 .73 V帶根數(shù)Z取5 粗拉力 Fo=247.11N Ka = 1.25(1 - 5 180 ) =0.956 KL=1+0.5(lg2500-lg2240)=1.024 則 Z> 1050 =4.34，取 Z=5 (2.11 +0.364)漢 0.956 漢 1.024 7. 確定粗拉力F0 PC ,2.5 八 2 Fo=500-

10、^( 1) qv vZ Ka 查表得q = 0.17 kg /m,貝U 10.50 2.5 2 Fo=5OO ( 1) 0.17 7.11 =247.11N 7.11 5 0.956 8. 計算帶輪軸所受壓力Q 帶輪軸所受壓力 Q=2439.76N a1 161 73 Q=2ZFsin 1 =2X 5X 247.11 X sin =2439.76N 2 直齒圓錐齒輪傳動設計 1. 齒輪得材料及熱處理方法 小齒輪選用40Cr,調質處理，齒面硬度為 260HBS大齒輪選用45 鋼，調質處理，齒面硬度 220HBS HBSHBS=260-220=40,合適。 查得(Fl

11、im1 =240Mpa,(Fiim2 =240MpaF=1.3 (F1]= .7；- f lim 1 Sf 0.7 240 1.3 =129Mpa (F2] = 0.7- F lim 2 0.7 195 1.3 =195Mpa 粗選8級精度 取小齒輪齒數(shù) 乙=17,則大齒輪 乙=17X 2.673=45.441，取乙=46,實際傳 動比i =16=2.706，與要求相差不大，可用 粗選8級精度 小齒輪齒數(shù)Z1=17 大齒輪齒數(shù)乙=46 2. 齒輪疲勞強度設計 查表，取載荷系數(shù)K=1.1，推薦齒寬系數(shù) ①r=0.25 — 0.3,取①r=0.3 小齒輪

12、上的轉矩 D G Q PZd 5 「=9550 103 —=9550 103 ——=1.7297 X 10 N - mm n1 323.33 Z2 46 8 2=900 - 8 1=90 -69.72 0 =20.28 (2)計算當量齒數(shù) r Zl 17 Zv1 = = =18.12 COS COS20.28 r 乙 46 Zv2- = =132.71 COS COS69.72 (1)計算分度圓錐角 Z 17 3 i二arctan - = arctan =69.72 (3)計算模數(shù) 查的 Yfi=3.02, Y f2=2.16 分

13、度圓錐角 5 1=69.72 8 2=20.28 當量齒數(shù) 乙 1=18.12 乙 2=132.71 模數(shù)m=3.43 因為盤晉=0.023,七魯=0.011 yf1 > YF2 ,故將yf1代入計算 [B] [“] [8] 3 4KT；Yf(1-0.5- R)3 4 1.1 1.72971-0.5 1.3) mm^ 十 口——2— = * Z2 =3.43 V 譏2 + 伴rZ^Lf] *2.673 +17317^129 (4) 計算大端模數(shù) mm 3.43 m = = =4 04 m 1-0.5 R 1-0.5 0.3 查表取m=4.5 (5) 計算分

14、度圓直徑 di=mZ=4.5 x 17=76.50mm d2=mZ2=4.5 x 46=207.00 mm (6) 計算外錐距 R=m Z「、u2 1 =4.5 17 ,2.6732 1 =109.16mm 2 2 (6) 計算齒寬 b=W rR=0.3 x 109.16=32.75 mm 取 bi=b2=35mm (7) 計算齒輪的圓周速度 大端模數(shù)m=4.5 分度圓直徑 di=76.50mm d2=207.00mm 外錐距 R=i09.i6mm 齒寬 bi=b2=35mm 齒寬中點處直徑 dmi=di(1-①r) =76.50 x(1-0.5 x0.3)=6

15、5.025 mm ：.dm1 n〔 則圓周速度v=60 1000 二 65.025 323.33 , =1.10 m/s 60 1000 由表可知，選擇8級精度合適。 3.驗算輪齒彎曲疲勞強度 2KT2Yf1 = 2 1.1 IE97? I。5 3.02=95.38Mpa bm2Z1 35漢 4.5 07 齒輪的圓周速度 V =1.10 m/s 8級精度合適 輪齒彎曲疲勞強度 歹＜［旳］，安全 [(n]=129Mpa, (Fi< [ (Fi]，故安全。 軸的結構設計 1. 低速軸的設計 (1)確定軸上零件的定位和固定方式(如圖) -8 -

16、 -# - 估算軸的最小直徑 dmin =27.57mm 查表取A)=105,于是得dmin》105 3 5.856 、323.33 =27.57mm 圖2 軸上零件的定位和固定方式 (2) 按扭轉強度估算軸的最小直徑 dmin》 A0 (3)確定軸各段直徑和長度 ① 左起第一段，由于安裝帶輪，屬于基孔制配合，因開有鍵槽，增大 7% 并圓整，取軸徑35mm長度87mm為了便于安裝，軸端進行 2X 45 倒角。 ② 左起第二段直徑取42mm。根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂 的要求和箱體的厚度，則取第二段的長度 34mm ③ 左起第三

17、段，該段裝有滾動軸承，選用圓錐滾子軸承， 取軸徑45mm， 長度為39mm ④ 左起第四段，僅為軸段的過渡，其直徑略小于第三段軸，取42mm，長 度取50mm ⑤ 左起第五段為滾動軸承段，則此段的直徑為45mm由于還裝有擋油環(huán), 長度取52mm ⑥ 左起第六段，對軸承右端進行定位，取軸徑 53mm長度取8mm 2. 輸出軸的設計 (1)確定軸上零件的定位和固定方式(如圖) -10 - -# - 圖3馳軸上群的鈾安裝髓 估算軸的最小直徑 dmin=36.86mm (2)按扭轉強度估算軸的最小直徑 , 3 | 5 234 旦表取

18、 A)=105，于是得dmin》105江J =36.86 mm V 120.96 (3) 確定軸各段直徑和長度 ⑥左起第一段，由于安裝聯(lián)軸器，因開有鍵槽，軸徑擴大 7%并圓整，取 軸徑40mm長度80mm為了便于安裝，軸端進行2X 45倒角。 ⑥左起第二段直徑取46mm。根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂 的要求和箱體的厚度，則取第二段的長度 46mm。 ③ 左起第三段，該段裝有滾動軸承，選用圓錐滾子軸承， 取軸徑50mm 長度為46mm ④ 左起第四段，對軸承起到軸肩定位作用，其直徑大于第三段軸，取60mm 根據整體布局，長度取90mm= ③左起第五段安裝大圓錐齒輪，根

19、據齒輪的孔徑，此段的直徑取 54mm 長度取60mm ⑥左起第六段，為軸承安裝段，根據軸承的尺寸，取軸徑 50mm長度取 50mm 軸的強度校核 由于該軸為轉軸，應按彎扭組合強度進行校核計算 作軸的受力簡圖(a) -11 - 2?作軸的垂直面受力圖（d） 3.繪制垂直面彎矩圖 （1）求垂直面的支反力 Q(Y7 F丄2 +Fa 61817X43+154386沃 a 2 2 R/1= = =1036.81N L3 198 R/2= Rv1-F r=1036.81-618.17=418.64N (2)求垂直面彎矩 M/c= -Rv2L2=-283.76 X

20、143=-40577.68N ? mm M/C2= Mvc+Fa ? d = -40577.68+1543.86 X 2 207 =119211.83N ? mm 2 ⑶繪制彎矩圖（e） 4?作軸水平面受力簡圖（ 5.繪制水平彎矩圖 （1） 求支反力 (2) Ft 4522 FRh1= Rh2= 2 求水平彎矩 b) .09 =2261.045N 2 MHc=Rh2L2=2261.045 X 143=323329.3625N ? mm 繪制彎矩圖（c） （3） 6.繪制合成彎矩圖 （1）計算合成彎矩 M= . M 訂 M Hb =0 MC1=

21、 . M 2 2 2 2 VC1 +M HC =*；( Y0577.68) +323329.3635 =325865.656N ? mm MC2= Jm/c2 +M He =J119211 .832 +323329 .3635 2 =344606.062N - mm ⑵繪制彎矩圖（f） 7.繪制扭矩當量彎矩圖（g） 軸單向轉動，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 a?0.6，則當量彎矩為 MT= a T=0.6 X 172.97 X 1000=103782N- mm 8.繪制總當量彎矩圖(h) (1)計算總當量彎矩 Mef ■ M B M = . 1037822 =10378

22、2N- mm MIc1=vmC^MT2 =J325865.6562 +1037822 =103782N- mm -13 - McF Jm + M；二 J3446060622 +1037822 =359894.487N ? mm 9. 校核軸的強度 軸的材料為45鋼，調質處理，[(-1 ] =60Mpa從總當量彎矩圖可以看

23、 出，截面C為危險截面。 截面C為齒輪處，dc=54mm則 _ MeC2 (bc= 嚴WC 359894.478 0.1 543 =22.856Mpa< [-],軸的強度足夠 軸的強度足夠，可用  軸承的選擇及校核 主動軸32309軸承兩對，從動軸32310軸承兩對。根據要求對從動軸 上的軸承進行強度校核。 查相關手冊，32310軸承的判斷系數(shù)e=0.35，當Fa < e時，Pr二Fr;當空 >e時，Pr=0.4Fr+ 丫屆,Y=1.7。軸承基本額定動載荷 G=168KN軸承采 用正裝，要求壽命為105120小時。 1.繪制軸承計算簡圖 -15 -

24、 -# - 1. 計算各軸承所受總徑向力 由軸的計算知：B、D處水平支反力Rh1= Rh2=2261.045N, B、D處垂直 面支反力 Rv1=1036.81N,R/2=418.64No Fn 二 屆 +哺 二 J2261.0452 +1036.812 =2487.43N =? 2261.0452 418.642 =2299.47N 2. 計算各軸承內部派生軸向力 FS1=eFr1 =0.35 X 2487.43=807.60N Fs2=eFr2=0.35 X 2299.47=804.81N 3. 判斷放松、壓緊端 Fs什Fa=807.60+1543.86=241

25、4.46N > Fs2 故，軸承2壓緊，軸承1放松。 則 Fa1=Fs1=807.60N , Fa2=FS什Fa=2414.46N 4. 計算當量動載荷 F a 1 870 .60 對軸承 1 = =0.3499 v e, P 1二吊=2487.43N F r1 2487 .43 Fa2 2414 46 對軸承 2 一= =1.05 >e, P 2=0.4Fr2+1.7 Fa2=5024.37N Fr2 2299 .47 因P2 > Pi，故按軸承2的當量動載荷計算壽命，即取 P=P=5024.37N 5. 軸承壽命校核計算 6 3 10 L 106 （ ftC j

26、106 *（仆168"03）3 h=60n（ fpP）=60 120.96 （1.2 5024.37） -16 - 5 =8.99 X 10 h> 105120h 故，所選軸承符合要求。 鍵的選擇及校核 高速軸與帶輪連接選用鍵 A10X 8X 70 4T dhl =4如72.97"000 35汽8漢60 =41.18MPa<[(p]=100MPa 軸承壽命 Lh=8.99 X 105h Lh> [ Lh]，軸承可用 選用鍵A10X 8X 70 滿足強度要求 -17 - 故，該鍵滿足強度

27、要求。 輸出軸與大齒輪連接選用鍵 A16X 10X 50 -# - 4 434.87 1000 54 10 34 =94.74MPa< [ (p] =100MPa 選用鍵A16X 10X 50 滿足強度要求 故，該鍵滿足強度要求。 輸出軸與聯(lián)軸器連接選用鍵 A12X 8X 70 _ 4T _ 4 434.87 1000 p= — =93.72MPa^ [ p] =100MPa dhl 40 漢 8 漢 58 故，該鍵滿足強度要求。 聯(lián)軸器的選擇 計算轉矩 Tca=KAT 根據工作情況，查表得Ka=1.5， 則 Tca=KAT=1.5 X 434.87=65

28、2.305N ? m 所以考慮選用彈性柱銷聯(lián)軸器 HL4丫A40 84 GB/T 5014-1985。其主要參數(shù) YA40 x 84 如下： 公稱轉矩：1250 N ? m 軸孔直徑：40mm 質量：22Kg 轉動慣量：3.4Kg/m 減速器附件的選擇 通氣器 由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M12K 1.25 油面指示器 選用油標尺M12 起吊裝置 箱蓋采用M12吊環(huán)螺釘、箱座采用吊鉤。 放油螺塞 選用鍵A12X 8X 70 滿足強度要求 選用彈性柱銷聯(lián)軸 器 HL4YA40 84 YA40 84 GB/T 5014-1985 選M12X 1.2

29、5通氣器 選用油標尺M12 箱蓋采用M12吊環(huán)螺 釘、箱座采用吊鉤。 -18 - 選用外六角油塞及 墊片 M14X 1.5 選用外六角油塞及墊片 M14X 1.5 潤滑與密封 齒輪采用浸油潤滑, 浸油高度為35mm 1. 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為 1.10m/s，浸油高度約為六分 之一大齒輪半徑，取為35mm 軸承采用開設油溝、 飛濺潤滑 選用L-AN15潤滑

30、油 2. 滾動軸承的潤滑 軸承采用開設油溝、飛濺潤滑。 3. 潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利， 考慮到該裝置用于小型設備，選 用L-AN15潤滑油。 4. 密封方法的選取 選用凸緣式軸承端蓋，用螺釘固緊在軸承座孔的端面上，可準確調整 軸承間隙。軸承端蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。 設計小結 由于初次設計，沒有設計經驗，且時間緊迫，所以設計存 在許多缺點，比如齒輪等方面的計算不夠精確等等缺陷。但是 通過這次課程設計，我熟悉了機械設計的基本方法及流程，使 得在以后的設計中避免很多不必要的工作， 設計出結構更緊湊， 傳動更穩(wěn)定、更精確的設備。 -19 - 參考資料 ,2006 王云，潘玉安.機械設計案例教程［M.北京：北京航空航天大學出版社 許瑛，機械設計課程設計［M?北京：北京大學出版社，2008 吳瑋，任紅英.機械設計教程［M.北京：北京理工大學出版社，2007 龔溎義，機械設計課程設計圖冊［M.北京：高等教育出版社，1989 -20 -