1、設(shè)計題目 ：一級圓錐齒輪減速器傳動方案運動簡圖 ：（1）原始數(shù)據(jù)F=2200N v=1.8m/s D=280mm工作條件及要求使用 5 年，雙班制工作，單向工作載荷有輕微沖擊運送煤,鹽,沙等松散物品運輸帶線速度允許誤差為5%有中等規(guī)模機械廠小批量生產(chǎn)1 PAGE PAGE 10目 錄機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計任務(wù)書錯誤!未定義書簽。 HYPERLINK l _TOC_250001 第1章引言3第2章電機的選擇錯誤!未定義書簽。 HYPERLINK l _TOC_250000 第3章帶傳動的設(shè)計8第4章、齒輪傳動的設(shè)計計算錯誤!未定義書簽。第5章、齒輪上作用力的計算錯誤!未定義書簽。第6章、軸的設(shè)計計

2、算錯誤!未定義書簽。第7章、密封與潤滑錯誤!未定義書簽。第8章課程設(shè)計總結(jié)錯誤!未定義書簽。參考資料錯誤!未定義書簽。第1章引言1、本課題的背景及意義計算機輔助設(shè)計及輔助制造（CAD/CAM）2、 國內(nèi)外減速機產(chǎn)品發(fā)展狀況比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。電動機的選擇1、選擇電動機的類型：按工作要求和條件選用鼠籠型三相異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)， 電壓 380V，Y 型。2、選擇電動機容量 ：pdwkwppa（其中： p 為電動機功率， p 為負載功率， a為總效率。）dw而pwFvKW,p1000FvKW1000a1、VII.5,取1=0.92=0.93=0.97（8 級精度，4=

3、0.9（齒式聯(lián)軸器，5=0.9，則a=12345 0.960.9830.970.990.96=0.86a傳動裝置的總效率應(yīng)為組成傳動裝置的各部分運動效率之乘積,即：aFV24001.9a 0.86Pd 5.25KWn 121r/minPd 5.25KWa10000.863、確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為n 601000v =6010001.9D 300 121r / min按機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書表 2.1 推薦的傳動比合理范圍，12取 V 帶傳動比i 2 4 ，一級錐齒輪減速器的傳遞比i12 2 3 。則總傳動比合理范圍為ia 4 12 750,1000r 。d=(412)121r/min=

4、491.121452r/min根據(jù)這個查表可以選擇的電動機有以下幾種：方案電動型號額定功率 P電動機轉(zhuǎn)速r/min電動機重量KgKW速滿載轉(zhuǎn)速Y160M21 85.5750720119Y132M225.5100096084 6綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、市場常用性可見第2 個方案比較合適因此選定電動機型號為 Y132M 26。電動機主要外形和安裝尺寸列于下表：電動機型號 Y132M-6其安裝尺寸如表:螺D EF GD栓孔直徑K1238 8010 41中 外形尺寸 腳底安裝 螺D EF GD栓孔直徑K1238 8010 41H軸伸尺安裝部寸尺13251534531216178（二）計算

5、總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比由選定的的電動機滿載轉(zhuǎn)速動裝置的總傳動比為:=和工作機主動軸轉(zhuǎn)速 n，可得傳Y132SM2-6960r/mia 7.94n = 121r/min,則由上面公式可得：i0 2.52、分配傳動比960ia 121 7.94i 3.18總傳動比為各級傳動比的乘積，即i i ia1 2 in設(shè)為錐齒輪的傳動比，傳動比范圍=23,所以取=2.5則由公式 可得ii i= 7.94a0i7.94i得i a =3.18為 V 帶帶輪傳動比。i2.503、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)n軸nIm 384 r mini軸nI120.9r/minIIii0軸nnII120.9r/

6、minIIIi i0 1軸PI P d12 4.89kwn1 384r / minn2 120.9r / min軸p p I3 4.79kwn3 120.9r /p1 4.89kwp2 4.79kw p3 軸III p II5 4.56kwT1 1121.6N.m T2 378.4N.m、各軸輸入轉(zhuǎn)矩PT3 360.2N.m電機軸輸出轉(zhuǎn)矩T9550d 52.22N mdnm所以各軸輸出轉(zhuǎn)矩為：軸TI=Td1i=52.220.963.18=1121.6Nm軸TII=TIi1223=52.222.70.9820.97=378.4Nm軸TIIIT II56 360.2N m軸名稱（r / min）功

7、率（kw）轉(zhuǎn)矩（Nm）I 軸3844.89121.6II 軸III 軸120.9120.94.794.56378.4360.23 章帶傳動的設(shè)計1、確定計算功率由教材 P156 表 8-8 取工作情況系數(shù) kA=1.1計算功率 Pca=KAPd=1.15.25=5.78KW2、選擇 V 帶帶型n 小齒輪=n 電動=n 滿載=960r/min根據(jù) Pca、n 小齒輪，由教材圖 8-11 選用 A 型 V 帶3、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速初選小帶輪基準直徑由教材教材表 8-7和表 8-9，取小帶輪基準直徑為dd1=150mm，dd22.5=375 mm查表取標準值 dd2=355驗算帶速 v。p

8、ca 5.78kwA 型帶dd1 150mm dd 2 1dd11 7.54m / s601000601000在 525m/s 范圍內(nèi)，帶速合適4、確定中心距 a，并選擇V 帶的基準長度 Ld2 式（820 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 得 ： 0.7(150+355)a02(150+355)所以有：353.5mma01010mm，取 a0=700由教材 P158 式（8-22）計算帶所需的基準長度Ld0=2a0+（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/（4a0)得：Ld0=2700+(150+355)/2+(355-150)2/（4700）=2208mm根據(jù)教材 P

9、146 表（8-2）取 Ld=2200mmP158 式（8-23）aa0+（Ld-Ld0）/2=700+（2200-2208）/2 a=696mmV=7.54m/sLd0=2208Ld=2200mma=696mm按式（824 amin=a-0.015Ld=663mm amax=a+0.03Ld=762mm663 a 7625、驗算小帶輪包角根據(jù)教材 P152 式（8-20） 1=180- (dd1-dd2)57.3/a=180-（315-112）57.3/529.34=163120 163p01.16kwp0 Ka 0.946、確定帶的根數(shù)、計算單根 V 帶的額定功率由 dd1=150mm 和

10、 n 小齒輪=960r/min根據(jù)教材 P152 表（8-4）由插值法求得得：P0=1.39-(1.39-1.15)/(1200-950)(1200-960)=1.16kw根據(jù)，i=2.5 和 A 型帶,根據(jù)教材 P153 表（8-5）由插值法得：P0=（0.15-0.11)/(1200-950)(960-950)+0.11=0.11kw根據(jù)教材 P155 表（8-6）由插值法求得得：Ka=0.93+（0.95-0.93)/(160-155)(158.03-155)=0.9411根據(jù)教材 P146 表（8-2）查得：KL=1P r =(P0+P0)KaKL=(1.16+0.11)0.941=1

11、.26kw、計算 V 帶根數(shù)Z=Pca/P r =5.77/1.26=4.43取 Z=4 根7、計算單根V 帶的初拉力9 83 查得q=0.105kg/8 （827）V 帶的初拉力：F0=500Pca（2.5-Ka）/（Zv Ka）+qv2 F0=500(2.5-0.94)5.96/（45.630.94）+0.1057.542 F0=128N8、計算壓軸力 Fp由教材 P159 式（8-28）得：Fp=2ZF0sin（1/2）=24210.77sin（158.03/2） Fp=1012N9、帶輪其他參數(shù)計算求帶輪寬度由帶輪寬 d=（Z-1）e+2f，查表 8-11 得 e=15,f=9;Pr=

12、1.26kw Z=4 F0=128N Fp=1012N PAGE PAGE 21則 d=(4-1)*15+2*9=63mm5.1 所示e=15f=9 d=63mm帶型根數(shù)帶基準長小帶輪基大帶輪基中心距初拉力帶輪寬度準直準直(mm)(N)(mm)(mm)徑徑A42200(mm)150(mm)355696128634 章、齒輪傳動的設(shè)計計算1、選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)20。40cr 280HBS45 240HBS；P205 10-6 7 級精度。Z1=25, 大齒輪齒數(shù)為Z2=i 齒輪Z1=2.525=62.5，去 632、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）根據(jù)教材 P203 式（10-29）

13、試算小齒輪分度圓直徑，即3TZZd Ht 1（ HE 2R(10.5R)2i齒輪 H1 宏基1）確定有關(guān)參數(shù)如下：R試選KHt =1.30.3R計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1=9.55106PI/nI=1.21.6Nm 選取齒寬系數(shù)=0.3RZH 2.5ZE 189.8MPa700MPaHlim1 由圖10-20 查得區(qū)域系數(shù)Z2.5H10-5 1E =189.8Mpa 2Hlim 2 550MPa計算接觸疲勞許用應(yīng)力H由圖 10-25d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別是700MPa，550MPaHlim1Hlim2由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60njLh=603841(283

14、005)=5.52108 i 齒輪=Z2/Z1=63/25=2.5N2=N1/i 齒輪=5.52108/2.5=2.2108P207 10-19 查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：KHN1=0.93KHN2=0.95通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求，選取安全系數(shù) S=1.0H1=Hlim1KHN1/SH=600 0.93/1.0Mpa=630Mpa H2=Hlim2KHN2/SH=550 0.95/1.0Mpa=525Mpa2取 H 1 和 H 2 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用2KHN1=0.93 KHN2=0.95 H1=630 H2=525應(yīng)力,即HH =525Mpad98.66mm

15、2）試算小齒輪分度圓直徑KH=1.453TZZd Ht 1（ HE 2RR)2i齒輪H341.31.41052.5189.8（20.310.502 292522.5=98.66mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度 vdd(1)98.26(10.50.3)83.87mmm1RVm dnm1160*1000Vm=83.87384/(601000）=1.68m/s當量齒輪的齒寬系數(shù)b di2 1/ 2=0.398.662.521/2=56.35mmR齒 b /d=56.35/83.87=0.67m1計算實際載荷系數(shù)Vm=1.68m/s,7 級精度,10-8 查得動載荷系

16、KV=1.15由教材P193 表10-2 查得:使用系數(shù)KA=1由教材P195 表10-3 查得:齒間嚙合系數(shù)KHa=1 P226b 10-9 7 KH=1.35故載荷系數(shù)KH=KAKVKHaKH=11.0511.35=1.45Y=2.75Fa1Y=1.58按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑Sa1Y=2.16Fa2YSa2=1.821 31 ddH1tKH tFLim1FLim2=500Mpa=380Mpa3d1 98.661.451.3105.25mmSF=1.7根據(jù)式（10-12）模數(shù)：m=d1/Z1=101.19/24=4.22mm按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 =250MpaF1 =197M

17、paF23KTY*YmtFt 1（ sa ） (1 )2z2i2 1RR1齒F確定公式中各個參數(shù)值試選K=1.3Ft計算Y*YFasaF由分錐角和可得當量齒數(shù)由分錐角arctan(1/i1 arctan(25/ =17.31 和2=9017.31=72.66，可得當 量齒數(shù)zv1 z1/cos1 24 / cos(17.31) 26.18zv2 z/cos70/211.712210-17 Fa1 2.62,YFa 2 2.11由圖 10-18 查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa11.59,Ysa 2 1.89由圖 10-24c 查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為：FLim1=620MpaFLim2

18、=440Mpa由圖 10-22 取彎曲疲勞壽命系數(shù), KFN1 0.85 KFN 2 0.88KFN1Flim1 0.85620/1.7310MPa SKFN2Flim2 0.88440/1.7228Mpa SSF=1.7,由式（10-14）得Mt=1.946YFa1Ysa1 2.651.59 / 310 0.034F 1YFaYsa 2 2.111.89 / 228 0.017F 2因為大齒輪大于小齒輪YYY2Y2Fsa Fasa0.017FF2）試算模數(shù)3KTY*YmtFt 1（ sa ） (1R)2 z21i2 1齒F31.31.261050.3152 252.5 2 0.018 1.9

19、46mmMt=1.946調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備計算齒輪的圓周速度 Vd =m1z 1.946 25 48.64mm1)48.46(10.541.42mmRVm=dm1n1/601000=41.42384/(601000)=0.83m/sb:Vm=0.83m/s b=27.91mm KF=1.37b=d1iR2 1 /2=0.348.962.521/227.91mmKF根據(jù) v=0.77m/s,7 級精度由圖 10-8 查的動載荷系數(shù) Kv=1.02直齒錐齒輪精度低，取齒間分配系數(shù)k=1F用插值法kH 1.24 ， k F =1.17則載荷系數(shù)：m=2 Z1=53K=K*

20、K *K*KFAvF=11.0211.14=1.37Z2=1333）由式 1013 按實際載荷系數(shù)算得齒輪模數(shù)：m=mt（KF/KFt）(1/3)=2.04(1.16/1.3)(1/3)=1.846mmm=2mm 按接觸疲勞算得分度圓直徑 d1=105.25mm算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m=105.25/2=52.6,53。Z1=51Z2=i 齒輪Z1=2.553=132.5 133.為了使兩齒輪互質(zhì)，取 Z2=133。幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1 z m 53 2 106mm1d1=106mm d2=266mmd = z2m 133 2 266mm計算分錐角b=42.81mmarct

21、an(1/i1) arctan(51/149) 21.729018.9068.282（3）計算齒輪寬度b d1i齒21/20.3106(133/53)21/2R取b b1 42.81mm7、數(shù)據(jù)整理齒數(shù)號zz齒數(shù)號zz小齒輪53大齒輪133模數(shù)mm2傳動比ii2.51直齒圓錐直齒圓錐分度圓錐度分度圓直d徑齒頂高hah arctg 1，1i21d mzh h*maa213954206齒根高齒全高hh(h*fh hac*)m106266106266222.42.44.44.4109.71(267.5（大大端)端）f齒頂圓直徑dda d 2h*m cos 1a1，dd2h*mcosa22a2齒根圓直

22、徑ddf11dfddf 22h*mcosf1，2h*mcosf2101.5264.20齒距pp m6.283.146.283.14齒厚ss 2m齒槽寬ee23.143.14頂隙錐距c c*m1R d 2 d210.4143.170.4143.17當量齒數(shù)ZVZvZ212Zcos57359齒寬bb R4343R第六章、軸的設(shè)計計算一、輸入軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑 選用 45 調(diào)質(zhì)，硬度 217255HBS 根據(jù)教材 P370（15-2）式，并查表 15-3，取 A=115 d115 (3.70/331.03)1/3mm=25.7mm5d=25.(1+5%)mm=27 選 d=28mm2、軸

23、的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將輸入軸的圓錐齒輪做成懸臂結(jié)構(gòu)，安右面用擋圈固定，周向用平鍵連接。兩軸承分別以套杯和套筒定位。 （2）確定軸各段直徑和長度 I段：d1=28mm長度取L1=50mm h=2cc=1.5mm II 段：d2=d1+2h=28+221.5=34mm d2=34mm 20mml=30mm,故l2 50mm III 段：參照工作要求并根據(jù) d2=34mm，有軸承產(chǎn)品目錄d1=28mm d2=34mm d3=18mm d4=34mm中初步選取 0 基本游隙組、標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30208其內(nèi)徑為40mm，寬度為 18mm。d d3m

24、m。L3=18mm16mm 34mm 輪 的 寬 度 為 56mm ， 取 套 筒 的 長 度 為 20mm ， 則l6=56+20+(18-16)=78mm4 d4=28mm l 80mm4在軸段加一套筒對軸承進行定位。套筒的外徑為 d=50mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和距離。（3）按彎矩復(fù)合強度計算求小齒輪分度圓直徑：已知 d1=120mm求轉(zhuǎn)矩：已知 T1=114000Nmm求圓周力：Ft根 據(jù) 教 材 P198（10-3） 式 得 ： Ft=2T1/dm1=114000/d1(1-0.5R)=1904NFr1Fa1 P225（10-22）Fr=Fttancos1=646.8N F

25、a=Fttansin1=248.8N軸承支反力：F (59.4 74.2)FAZ74.2 3428.2NF F F1524.2NBZtAZF929.87NAYF283.07NBY二、輸出軸的設(shè)計計算 按扭矩初算軸徑 選用 45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217255HBS） 0 頁式（152，表（153） dA(P3/n3)1/3=115(3.43/127.32)1/3=34.64mmd 的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩有1表141考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3。則T K 339.1N.mcaA LT7 型彈性套注銷聯(lián)軸器，故取半聯(lián)軸器長度l 112mm d 40mm 孔長度l

26、 84mm軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）確定軸的各段直徑和長度22為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，d 46mm 直徑取擋圈直徑 D=49mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂空長度L 84mm ，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上二不壓在軸的斷面上，故段的長度應(yīng)比 l1 小一些，故取l 82mm2照工作要求并根據(jù)d46mm，有軸承產(chǎn)品目錄中初步選取233210 徑為3其尺寸為50 x90 x32。故d d50 mm35取安裝錐齒輪處的軸段的直徑為d5，齒輪的左端了是軸套可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度。故取5l56mm，齒輪的右端面采用軸肩定位。軸肩高度h0.07d，54故取h=6mm。則段的直徑d 68mm。4

27、對于左軸承若直接采用軸段定位，則軸肩直徑大于軸承內(nèi) 20mm2l=30mm,故l50mm2取齒輪距箱體內(nèi)壁距離考慮到箱體的鑄造誤差取s=8mm， 已 知 滾 動 軸 承 寬 度T=32mm， las(6056)3260mm63箱體內(nèi)壁一定距離，取8mm，則l3l100mm4 16 8 32 56mm 。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。34（2）軸上零件的周向定位錐齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。d5P1066-1查的平鍵截面bh1610加工， 長 45mm， 同樣半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵 PAGE PAGE 2712mm8mm 70mm 來保證的。（3）求軸上載荷根據(jù)軸的結(jié)

28、構(gòu)圖做出周德計算簡圖。確定軸承的支點位置時兌取33210型，查的a=23.2mm。39載荷水平面垂直面支反力F383.98NFAY 839.03NF632.68NBYF2600NBZ M168477.85N m 彎矩CZY1M 40997.87N mY 2扭矩T=26.082N.m(4)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度42M 2 )2d312.87MPa 60MPa1故安全。第八章滾動軸承的選擇及校核計算45 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：1636510=58400 小時計算輸入軸軸承FrAF（1）兩軸承徑向反力： F2AYF2BYF2AZF2BZ 3702.8N 1700N30208 型FP3221

29、3-7得軸承內(nèi)部軸向力 知 Y=1.6,e=0.37。FFr 查機械手冊FrA 1157.1NdAFFrB 531.25N2YaA51 P32213-11aA1157.1NFaB FFaA 908.3N（2）x、yFaA/Fra=0.36Fab/Frb=0.5355 P321 13-5 e=0.3756XA=1XB=0.457YA=0YB=1.658 （3）P1、P259 P321 13-6 fP=1.2P320 13-8a得P1=fP(xAFrA+yAFaA)=4443.4NP2=fp(xBFrB+yBFaA)=2560N（4）軸承壽命計算AB64 P P P=4443.4NAB65 =10

30、/366 30208 Cr=63000N67 P320 13-5a 得68 Lh=106/60n(Cr/P)=16670/458.2(163000/4443.4)10/369 =347322h58400h預(yù)期壽命足夠三、計算輸出軸軸承FrArB1）FrBF2AYF2BYF2AZF2BZ 922.66N 2675N33210 型FP32213-7得軸承內(nèi)部軸向力 知 Y=1.5,e=0.41。FFr 查機械手冊FrA 307.6NdAFFrB 891.7N2YaB75 P32213-11aB891.7NFaA FFaB 1540.5N（2）x、yFaA/Fra=1.67eFab/Frb=0.33e79XA=0.4XB=180YA=1.5YB=081 （3）P1、P282 P321 13-6 fP=1.2P320 13-8a得P1=fP(xAFrA+yAFaA)=3215.8NP2=fp(xBFrB+yBFaA)=3210N（4）軸承壽命計算AB87 PP P=3215.