单级圆锥齿轮减速器设计.doc
设计计算及说明 电动机的选择1电动机类型选择按工作要求及条件，选用一般用途的Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。2选择电动机容量（1）电动机功率给定为 ：27KW(2)计算电动机输出功率Pd按常用机械传动效率简表确定各部分效率为V带传动效率1=0.96，滚动轴承效率2=0.99，圆锥齿轮传动效率3=0.95，弹性联轴器效率4=0.99，卷筒轴滑动效率5=0.96，卷筒效率6=0.88。传动装置总效率为 =1223456 =0.96×0. 992×0.95×0.99×0.96×0.88=0.748得出电动机输出功率Pd=27KW×0.74820.20KW（3）确定电动机的转速输送机卷筒转速nw=120.96r/min一般可选用同步转速1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机。通常，V带传动常用的传动比范围i1=24, 单级缘锥齿轮的传动比范围i2=23，则电动机转速可选范围为nd=nw i1 i2=120.96×(2×24×3)=483.841451.52r/min符合这一同步转速范围的有750r/min,1000r/min,1500r/min。选用750r/min同步转速电机，则电机重量大、价格昂贵；1000r/min,1500r/min电机从重量、价格及传动比等方面考虑，选用Y160M-6型电动机。其相关参数如下：型号额定功率满载转速轴径中心高Y160M-67.5KW970r/min2.02.042mm160mm 结 果 Pw=27KW =0.748Pd20.20KWnw120.96r/min计算行动装置总传动比及分配各级传动比1.计算传动装置总传动比i总=8.0192.分配各级传动比0轴电动机轴 P0=Pd=6.10KWn0=nm=970r/minT0=9550=955060.06N·m1轴高速轴 P1=P001=5.856KWn1=323.33r/minT1=9550=9550172.97N·m2轴低速轴 P2=P112=5.586×0.99×0.955.508KWn2=120.96r/minT2=434.87N·m3轴卷筒轴 P3=P223=5.508×0.99×0.96=5.234KWn3= nw=120.96r/minT3=413.23N·mV带传动设计1.确定计算功率查表得KA=1.4，则PC=KAP=1.4×7.5=10.50KW2.确定V带型号按照任务书得要求，选择普通V带。根据PC=10.50KW及n1=970r/min，查图确定选用B型普通V带。3.确定带轮直径（1）确定小带轮基准直径根据图推荐，小带轮选用直径范围为125140mm，选择dd1=140mm。i总= 8.019P0=6.10KWn0=970r/minT060.06N·mP1=5.856KWn1323.33r/minT1172.97N·mP25.508KWn2120.96r/minT2434.87N·mP3=5.234KWn3=120.96r/minT3=413.23N·mPC=10.50KW选用B型普通V带dd1=140mm（2）验算带速v =7.11m/s5m/sv25m/s,带速合适。（3）计算大带轮直径dd2= i dd1（1-）=3×140×（1-0.02）=411.6mm根据GB/T 13575.1-9规定，选取dd2=400mm4.确定带长及中心距（1）初取中心距a0得378a01080， 根据总体布局，取ao=800 mm(2) 确定带长Ld：根据几何关系计算带长得=2469.36mm根据标准手册，取Ld =2500mm。 (3)计算实际中心距=815.32mm5.验算包角：=161.73°120°，包角合适。6.确定V带根数ZZ 根据dd1=140mm及n1=970r/min，查表得P0=2.11KW,P0=0.364KWv =7.11m/s,带速合适dd2=400mm取ao=800 mm取Ld =2500mm中心距a=815.32mm包角=161.73°包角合适K=0.956KL=1+0.5(lg2500-lg2240)=1.024则Z=4.34，取Z=57.确定粗拉力F0F0=500查表得q = 0.17/m,则F0=500=247.11N8.计算带轮轴所受压力QQ=2ZF0sin=2×5×247.11×sin=2439.76N直齿圆锥齿轮传动设计1.齿轮得材料及热处理方法小齿轮选用40Cr，调质处理，齿面硬度为260HBS。大齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度220HBS，HBS1-HBS2=260-220=40,合适。查得Flim1=240Mpa, Flim2=240Mpa,SF=1.3故F1= =129MpaF2= =195Mpa粗选8级精度取小齿轮齿数Z1=17，则大齿轮Z2=17×2.673=45.441，取Z2=46，实际传动比i =2.706，与要求相差不大，可用。2.齿轮疲劳强度设计查表，取载荷系数K=1.1，推荐齿宽系数R=0.250.3,取R=0.3。小齿轮上的转矩T1=1.7297×105N·mmV带根数Z取5粗拉力F0=247.11N带轮轴所受压力Q=2439.76N粗选8级精度小齿轮齿数Z1=17大齿轮齿数Z2=46（1）计算分度圆锥角1=arctan= arctan=69.72°2=90°-1=90°-69.72°=20.28°（2）计算当量齿数Zv1=18.12Zv2=132.71（3）计算模数查的YF1=3.02, YF2=2.16因为=0.023，=0.011，故将代入计算。mm=3.43（4）计算大端模数m =4.04查表取m=4.5（5）计算分度圆直径d1=mZ1=4.5×17=76.50mmd2=mZ2=4.5×46=207.00mm(6)计算外锥距R=109.16mm(6)计算齿宽b=RR=0.3×109.16=32.75mm取b1=b2=35mm(7)计算齿轮的圆周速度齿宽中点处直径dm1=d1(1-R)=76.50×(1-0.5×0.3)=65.025mm分度圆锥角1=69.72°2=20.28°当量齿数Zv1=18.12Zv2=132.71模数mm=3.43大端模数m=4.5分度圆直径d1=76.50mmd2=207.00mm外锥距R=109.16mm齿宽b1=b2=35mm则圆周速度 v =1.10m/s由表可知，选择8级精度合适。3.验算轮齿弯曲疲劳强度F1=95.38MpaF1=129Mpa, F1F1，故安全。轴的结构设计1.低速轴的设计（1）确定轴上零件的定位和固定方式(如图)(2)按扭转强度估算轴的最小直径dmin查表取A0=105，于是得dmin=27.57mm (3)确定轴各段直径和长度 左起第一段，由于安装带轮，属于基孔制配合，因开有键槽，增大7%并圆整，取轴径35mm，长度87mm，为了便于安装，轴端进行2×45°倒角。左起第二段直径取42mm。根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度34mm。左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承， 取轴径45mm，长度为39mm。左起第四段，仅为轴段的过渡,其直径略小于第三段轴，取42mm，长度取50mm。齿轮的圆周速度v =1.10m/s8级精度合适轮齿弯曲疲劳强度F1F1，安全估算轴的最小直径dmin=27.57mm左起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为45mm。由于还装有挡油环，长度取52mm。左起第六段，对轴承右端进行定位，取轴径53mm。长度取8mm。2.输出轴的设计（1）确定轴上零件的定位和固定方式(如图)(2)按扭转强度估算轴的最小直径dmin查表取A0=105，于是得dmin=36.86mm (3)确定轴各段直径和长度 左起第一段，由于安装联轴器，因开有键槽，轴径扩大7%并圆整，取轴径40mm，长度80mm，为了便于安装，轴端进行2×45°倒角。左起第二段直径取46mm。根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度46mm。左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承， 取轴径50mm，长度为46mm。左起第四段，对轴承起到轴肩定位作用,其直径大于第三段轴，取60mm。根据整体布局，长度取90mm。左起第五段安装大圆锥齿轮，根据齿轮的孔径，此段的直径取54mm，长度取60mm。左起第六段，为轴承安装段，根据轴承的尺寸，取轴径50mm。长度取50mm。轴的强度校核由于该轴为转轴，应按弯扭组合强度进行校核计算。1.作轴的受力简图（a）估算轴的最小直径dmin=36.86mm2.作轴的垂直面受力图（d）3.绘制垂直面弯矩图（1）求垂直面的支反力Rv1=1036.81NRv2= Rv1-Fr=1036.81-618.17=418.64N（2）求垂直面弯矩MVC1= -Rv2L2=-283.76×143=-40577.68N·mmMVC2= MVC1+Fa·= -40577.68+1543.86×=.83N·mm(3)绘制弯矩图（e）4.作轴水平面受力简图（b）5.绘制水平弯矩图（1）求支反力RH1= RH2=2261.045N（2）求水平弯矩MHC=RH2L2=2261.045×143=.3625N·mm（3）绘制弯矩图（c）6.绘制合成弯矩图（1）计算合成弯矩MB=0MC1=.656N·mmMC2=.062N·mm(2)绘制弯矩图（f）7.绘制扭矩当量弯矩图（g）轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，则当量弯矩为MT=T=0.6×172.97×1000=N·mm8.绘制总当量弯矩图（h）（1）计算总当量弯矩MeB=N·mmMeC1=N·mmMeC2=.487N·mm9.校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理，-1=60Mpa.从总当量弯矩图可以看出，截面C为危险截面。截面C为齿轮处，dC=54mm，则bC=22.856Mpa-1，轴的强度足够。轴的强度足够，可用轴承的选择及校核主动轴32309轴承两对，从动轴32310轴承两对。根据要求对从动轴上的轴承进行强度校核。查相关手册，32310轴承的判断系数e=0.35，当e时，Pr=Fr；当e时，Pr=0.4Fr+YFa,Y=1.7。轴承基本额定动载荷Cr=168KN，轴承采用正装，要求寿命为小时。1.绘制轴承计算简图2.计算各轴承所受总径向力由轴的计算知：B、D处水平支反力RH1= RH2=2261.045N，B、D处垂直面支反力Rv1=1036.81N,RV2=418.64N。Fr1=2487.43NFr2=2299.47N3.计算各轴承内部派生轴向力FS1=eFr1=0.35×2487.43=807.60NFS2=eFr2=0.35×2299.47=804.81N4.判断放松、压紧端FS1+Fa=807.60+1543.86=2414.46NFS2故，轴承2压紧，轴承1放松。则 Fa1=FS1=807.60N , Fa2=FS1+Fa=2414.46N5.计算当量动载荷对轴承1 =0.3499e, P1=Fr1=2487.43N对轴承2 =1.05e, P2=0.4Fr2+1.7Fa2=5024.37N因P2P1，故按轴承2的当量动载荷计算寿命，即取P=P1=5024.37N6.轴承寿命校核计算Lh=8.99×105hh故，所选轴承符合要求。键的选择及校核高速轴与带轮连接选用键A10×8×70p=41.18MPap=100MPa故，该键满足强度要求。输出轴与大齿轮连接选用键A16×10×50p=94.74MPap=100MPa故，该键满足强度要求。输出轴与联轴器连接选用键A12×8×70p=93.72MPap=100MPa故，该键满足强度要求。联轴器的选择计算转矩Tca=KAT根据工作情况，查表得KA=1.5，则Tca=KAT=1.5×434.87=652.305N·m所以考虑选用弹性柱销联轴器HL4GB/T 5014-1985。其主要参数如下：公称转矩：1250 N·m 轴孔直径：40mm质量：22Kg 转动惯量：3.4Kg/m2减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1.25油面指示器选用油标尺M12起吊装置箱盖采用M12吊环螺钉、箱座采用吊钩。放油螺塞轴承寿命Lh=8.99×105hLhLh，轴承可用选用键A10×8×70满足强度要求选用键A16×10×50满足强度要求选用键A12×8×70满足强度要求选用弹性柱销联轴器HL4GB/T 5014-1985选M12×1.25通气器选用油标尺M12箱盖采用M12吊环螺钉、箱座采用吊钩。选用外六角油塞及垫片M14×1.5润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.10m/s，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。2.滚动轴承的润滑轴承采用开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式轴承端盖，用螺钉固紧在轴承座孔的端面上，可准确调整轴承间隙。轴承端盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结由于初次设计，没有设计经验，且时间紧迫，所以设计存在许多缺点，比如齿轮等方面的计算不够精确等等缺陷。但是通过这次课程设计，我熟悉了机械设计的基本方法及流程，使得在以后的设计中避免很多不必要的工作，设计出结构更紧凑，传动更稳定、更精确的设备。选用外六角油塞及垫片M14×1.5齿轮采用浸油润滑，浸油高度为35mm。轴承采用开设油沟、飞溅润滑选用L-AN15润滑油参考资料王云，潘玉安.机械设计案例教程M.北京：北京航空航天大学出版社,2006许瑛，机械设计课程设计M.北京：北京大学出版社，2008吴玮，任红英.机械设计教程M.北京：北京理工大学出版社，2007龚溎义，机械设计课程设计图册M.北京：高等教育出版社，1989
