单级圆锥齿轮减速器和一级带传动说明书.docx

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单级圆锥齿轮减速器和一级带传动说明书

机械设计课程设计说明书

一、传动方案拟定…………….……………………………….2

二、电动机的选择……………………………………….…….2

三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4

四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5

五、传动零件的设计计算………………………………….….6

六、轴的设计计算………………………………………….....12

七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19

八、键联接的选择及计算………..……………………………22

九、减速器的润滑…………………………………………….24

十、箱体尺寸…………………………………………………..24

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

第三组：

设计单级圆锥齿轮减速器和一级带传动

（1）工作条件：

传动不可逆，载荷平稳。

启动载荷为名义载荷的1.25倍，传动比误差为+/-0.75%

（2）原始数据：

输出轴功率Pw=3kw

输出轴转速n=100r/min

二、电动机选择

1、电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮

=0.96×0.982×0.96

=0.8851

（2）电机所需的工作功率：

P工作=Pw/η总

=3/0.8851

=3.39KW

3、确定电动机转速：

已知：

n=100r/min

按推荐的传动比合理范围，取圆锥齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=2~3。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=4~12。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×

n筒=（4~12）×100=400~1200r/min

符合这一范围的同步转速有750和1000r/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：

因此有三种传支比方案：

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=960r/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。

中心高H

外形尺寸

L×（AC/2+AD）HD

底角安装尺寸A×B

地脚螺栓

孔直径K

轴伸尺寸

D×E

装键部位寸

F×G

112

400×305×265

190×140

28×60

8×24

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n=960/100=9.6

2、分配各级传动比

（1）据指导书，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=2~3合理）

（2）∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=9.6/3=3.2

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=nI/i带=960/3.2=300（r/min）

/i齿轮=300/3=100（r/min）

轴即为工作机构的转速n

2、计算各轴的功率（KW）

=P工作×η带=3.39×0.96=3.2544KW

×η轴承×η齿轮=3.2544×0.98×0.96

=3.06KW

3、计算各轴扭矩（N·m）

=9550×P

=9550×3.2544/300

=103.6N·m

=9550×P

=9550×3.06/100

=292.23N·mm

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V带截型

由课本P150表9.21得：

kA=1.1

PC=KAP=1.1×4=4.4KW

由课本P149图9.13得：

选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由课本图9.13得，推荐的小带轮基准直径为

80~100mm

则取dd1=100mm>dmin=75

dd2=i·dd1=3.2×100=320mm

由课本P134表9.3，取dd2=315mm

实际从动轮转速n2`=n1dd1/dd2=960×100/315

=304.8r/min

转速误差为：

n2-n1`/n2=304.8-300/300

=0.016<+0.5%（允许值）

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×100×960/60×1000

=5.02m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心矩

根据课本P151式（9.18）得

1.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

1.7（100+315）≤a0≤2×（100+315）

由课本P151式（9.19）得：

所以有：

290.5mm≤a0≤830mm

按结构设计初定a0=500

L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0

=2×500+1.57（100+315）+（315-100）2/4×500

=1674.66mm

根据课本P135表（9.4）取Ld=1600mm

根据课本P151式（9.20）得：

a≈a0+Ld-L0/2=500+（1600-1674.66）/2

=500-37.33

=462.67mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×57.30

=1800-（315-100/462.67）×57.30

=153.370>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本P144表（9.9）P0=0.95KW

根据课本P151式（9.22）△P0=0.12KW

根据课本P148表（9.12）Kα=0.96

根据课本P136表（9.4）KL=0.99

由课本P151式（9.22）得

Z=PC/P’=PC/（P0+△P0）KαKL

=4.4/（0.95+0.12）×0.96×0.99

=4.3

（6）计算轴上压力

由课本P140表9.6查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×4.4/5×5.02×（2.5/0.96-1）+0.1×5.022]N

=142.76N

则作用在轴承的压力FQ，由课本P152式（9.24）

=2×5×142.76sin153.37/2

=1384.75N

选用5根A—1600GB/T11544—1997V带中心距a=462.67带轮直径dd1=100mmdd2=315mm

轴上压力FQ=1384.75N

2、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在，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220~250HBS。

大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度170~210HBS；根据课本P233表11.20选7级精度。

齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥[KT1/φRu[4.98ZE/（1-0.5φR）（σH）]2]1/3

由式（6-15）

确定有关参数如下：

传动比i齿=3

取小齿轮齿数Z1=28。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=3×28=84

实际传动比I0=84/28=3

传动比误差：

i-i0/I=3-3/3=0%<0.75%可用

齿数比：

u=i0=3

由课本P233表11.19取φr=0.3

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.3/300

=1.1×105N·mm

（4）载荷系数k

由课本P211表11.10取k=1.1

（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZNT/SH由课本P208图11.25查得：

σHlimZ1=560MpaσHlimZ2=530Mpa

由课本P133式6-52计算应力循环次数NL

NL1=60njLn=60×300×1×（10×52×40）

=3.744×108

NL2=NL1/i=3.744×108/3=1.248×108.

由课本P210图11.28查得接触疲劳的寿命系数：

ZNT1=1.1ZNT2=1.13

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=σHlim1ZNT1/SH=560×1.1/1.0Mpa

=616Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.13/1.0Mpa

=598.9Mpa

故得：

由d1≥[KT1/φRu[4.98ZE/（1-0.5φR）（σH）]2]1/3d1=77.2

模数：

m=d1/Z1=77.2/28=2.76mm

根据课本表11.3取标准模数：

m=2.5mm

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本P214（11.25）式

σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σF]

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×28mm=70mm

d2=mZ2=2.5×84mm=210mm

锥距R=（d12+d22）1/2=221.4

齿宽：

b=R/3=73.8

取b=74mm

（7）齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=28,Z2=84由表11.12相得

YFa1=2.58YSa1=1.61

YFa2=2.25YSa2=1.77

（8）许用弯曲应力[σF]

根据课本P208（11.16）式：

[σF]=σFlimYNT/SF

由课本图11.26查得：

σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa

由图11.27查得：

YNT1=YNT2=1

按一般可靠度选取安全系数SF=1.3

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1YNT1/SF=210×1/1.3Mpa

=162Mpa

[σF]2=σFlim2YNT2/SF=190×1/1.3Mpa

=146Mpa

将求得的各参数代入式

σF1=4kT1YFYS/φR（1-0.5φR）2Z2m3（u2+1）1/2

=4×1.1×1.1×105×2.58×1.61/0.3（1-0.5×0.3）2282×2.53×（27+1）1/2Mpa

=121.43Mpa<[σF]1

σF2=4kT1YFYS/φR（1-0.5φR）2Z2m3（u2+1）1/2

=4×1.1×1.1×105×2.25×1.77/0.3（1-0.5×0.3）2×842×2.53×（27+1）1/2Mpa

=116.42Mpa<[σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（9）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×77.2×300/60×1000

=1.21m/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

根据课本P313（16.2）式，并查表16.2，取c=115

d≥115（4.1184/500）1/3mm=23.2mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=23.2×（1+5%）mm=24.36

∴选d=25mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

工段：

d1=25mm长度取L1=50mm

∵h=2cc=1.5mm

段:

d2=d1+2h=25+2×2×1.5=31mm

∴d2=31mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故

段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=45mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：

（30+3×2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

（3）按弯矩复合强度计算

③求圆周力：

Ft=2T1/d=81939/50=1638.78N

④求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=1638.78×tan200=596.46N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=50mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=298.23N

FAZ=FBZ=Ft/2=819.39N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=298.23×50=14.91N·m

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=819.39×50=40.97N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（14.912+40.972）1/2=43.6N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P1/n1）×106=84.4N·m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[43.62+（1×84.4）2]1/2=95N·m

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=95/0.1×353

=22.2MPa<[σ-1]b=60MPa

∴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）

根据课本P313页表（10-6）取c=115

d≥c（P2/n2）1/3=115（3.875/125）1/3=36.2mm

取d=35mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

Ft=2T3/d2=2×296050/300=1974N

④求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=1974×0.36379=718.2N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=49mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=718.2/2=359.1N

FAZ=FBZ=Ft/2=1974/2=987N

（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=359.1×49=8.8N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=987×49=24.2N.·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（8.82+24.22）1/2

=25.8N·m

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=29

（5）计算当量弯矩：

α=1

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[25.82+（1×29）2]1/2

=39N·m

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d）=39/（0.1×353）

=9.1Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

10×365×8=29200小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=500r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=819.39N

初先两轴承为角接触球轴承7206AC型

根据课本P344（17.7）得轴承内部轴向力

FS=0.68FR则FS1=FS2=0.68FR1=557.19N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=557.19NFA2=FS2=557.19N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=557.19N/819.39N=0.68

FA2/FR2=557.19N/819.39N=0.68

根据课本P349表（17.8）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P350表（17.9）取fP=1.5

根据课本P349（17.2）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×819.39+0）=1229N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×819.39+0）=1229N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=1229N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=22000N

由课本P351（17.12）式得

LH=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/500×（1×22000/1229）3

=191240h>29200h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=125r/min

Fa=0FR=FAZ=987N

试选7207AC型角接触球轴承

根据课本P344得FS=0.68FR,则

FS1=FS2=0.68FR=0.68×987=671.16N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：

FA1=FA2=FS1=671.16N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=671.16/987=0.68

FA2/FR2=671.16/987=0.68

根据课本P349表17.8得：

e=0.68

∵FA1/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

根据表（11-9）取fP=1.5

根据式（11-6）得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×987）=1480.5N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×987）=1480.5N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=1480.5ε=3

根据手册P717207AC型轴承Cr=29000N

根据课本P351表（17.10）得：

ft=1

根据课本P351（17.12）式得

Lh=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/125×（1×29000/1480）3

=1003308.4h>29200h

∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

轴径d1=25mm,L1=50mm

查手册得，选用C型平键，得：

键A8×7GB1096-2003l=L1-b=50-8=42mm

T2=84.4N·mh=7mm

根据课本P122式得

σp=4T2/dhl=4×84400/25×7×42

=46Mpa<[σR]（110Mpa）

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mmL3=48mmT=29N·m

查手册P51选A型平键

键10×8GB1096-2003

l=L3-b=48-10=38mmh=8mm

σp=4T/dhl=4×29000/35×8×38

=11Mpa<[σp]（110Mpa）

九、减速器的润滑

1.齿轮的润滑

因齿轮的圆周速度<12m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。

高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。

2．滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≥1.5～2m/s所以采用飞溅润滑，

十、箱体尺寸:

箱体壁厚

箱盖壁厚

箱座凸缘厚度b=15mm

箱盖凸缘厚度b1=15mm

箱座底凸缘厚度b2=25mm

地脚螺栓直径df=M16

地脚螺栓数目n=4

轴承旁联接螺栓直径d1=M12

联接螺栓d2的间距l=150mm

轴承端盖螺钉直径d3=M8

定位销直径d=6mm

df、d1、d2至外箱壁的距离C1=18mm、18mm、13mm

df、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm、11mm

轴承旁凸台半径R1=11mm

凸台高度根据低速轴承座外半径确定

外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm

大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm

齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm

箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm

轴承端盖外径D2：

凸缘式端盖：

D+（5～5.5）d3

以上尺寸参考机械设计基础课程设计P163。

参考文献：

2.陈立徳.机械设计基础第2版.北京：

高等教育出版社，2004

3.陈立徳.机械设计基础课程设计.北京：

高等教育出版社，2006.7

结果

Pw=3kw

n=100r/min

η总=0.8851

P工作=3.39KW

电动机型号

Y132M1-6

i总=9.6

据手册得

i齿轮=3

i带=3.2

nI=300r/min

=100r/min

=3.2544KW

=3.06KW

=103.6N·m

=292.23N·m

dd2=320mm

取标准值

dd2=315mm

n2`=304.8r/min

V=5.02m/s

283.5mm≤a0≤810mm

取a0=500

Ld=1600mm

a=462.67mm

Z=5根

F0=142.76N

FQ=1384.75N

i齿=3

Z1=28

Z2=84

u=3

T1=1.1×105N·mm

αHlimZ1=560Mpa

αHlimZ2=530Mpa

NL1=3.744×108

NL2=1.248×108

ZNT1=1.1

ZNT2=1.13

[σH]1=616Mpa

[σH]2=598.9Mpa

d1=77.2mm

m=2.5mm

d1=70mm

d2=210mm

b=74mm

YFa1=2.58

YSa1=1.61

YFa2=2.25

YSa2=1.77

σFlim1=210Mpa

σFlim2=190Mpa

YNT1=1

YNT2=1

SF=1.3

σF1=121.43Mpa

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