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課程設計(說明書) 一級錐齒輪減速器設計 （說明書） 學生姓名 學院名稱 專業(yè)名稱 指導教師 2013年 1月 9日 目 錄 1 設計任務書 2 2 減速器傳動裝置設計 3 2.1電動機的選擇 3 2.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5 3 齒輪傳動的設計計算 8 4 減速器的結構設計 12 5 軸的設計及校核計算 14 6 鍵連接的選擇和計算 22 7 聯(lián)軸器的選擇 23 8 結 論 23 9致 謝 23 10 參考文獻 24 1 設計任務書 一、 課程設計題目： 設計一鏈式運輸機用的減速器（簡圖如下） 原始數(shù)據(jù)： 已知條件：輸送帶工作拉力F (N) 2700 輸送帶速度V（ｍ/ｓ） 1.5 卷軸直徑D （ｍｍ） 300 工作條件： 設計一用于鏈式運輸機上的圓錐齒輪減速器。工作平穩(wěn)，經常滿載，兩班制工作，引鏈容許速度誤差為-4％到5％。減速器小批生產，使用期限10年。 2 減速器傳動裝置設計 2.1電動機的選擇 1、選擇電動機的類型： 按工作要求和條件，選用三機籠型電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。 2、選擇電動機容量 ： 電動機所需的功率為： （其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率。） 而KW, 所以KW 傳動效率分別為： 聯(lián)軸器效率 滾動軸承的效率 圓錐齒輪傳動效率 鏈輪的傳動效率 卷筒傳動效率 傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積,即： 所以 KW 所以 選取標準為 3、確定電動機轉速 卷筒軸工作轉速為 查表可得：一級圓錐齒輪減速器傳動比，鏈傳動比，則總傳動比合理范圍為，故電動機轉速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉速有750,1000和1500 根據(jù)這個查表可以選擇的電動機有以下幾種： 表1 方案 電動機型號 額定功率 P KW 電動機轉速 r/min 電動機重量 Kg 同步轉速 滿載轉速 1 Y132S– 4 5.5 1500 1440 68 2 Y132M2 – 6 5.5 1000 960 84 3 Y160M2– 8 5.5 750 710 119 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比可見第2個方案比較合適因此選定電動機型號為Y132M 2– 6，轉速為960r/min ，功率為5.5KW 。 2.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 1、 總傳動比 由選定的的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置的總傳動比為 = (1) 電動機型號為Y132SM2-6 ，滿載轉速 = 960r/m ,且工作機主動軸轉速n = 108.28r/min,則由上面公式(1)可得： 2、分配傳動比 總傳動比為各級傳動比的乘積，即 (2) 設分別為圓錐齒輪的傳動比和鏈傳動的傳動比，在鏈傳動的傳動比范圍內取 則由公式 （2）可得 =10 所以圓柱齒輪減速器的傳動比： 當前總傳動比為 傳動后運輸鏈速度的誤差為Δ： Δ=，在運輸鏈允許誤差±5%內。 3、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）、各軸轉速 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 (2)、各軸輸入功率 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 (3)、各軸輸入轉矩 電機軸輸出轉矩 所以各軸輸出轉矩為： Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 軸名 效率P KW 轉矩T N*M 轉速 n r/m 電動機軸 5.5 54.71 960 I軸 5.34 53.08 960 II軸 5.02 109.86 384 III軸 4.63 404.94 96 3 齒輪傳動的設計計算 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度，齒形角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。 （2）材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。 2.按齒面接觸疲勞強度設計 公式： （1）、確定公式內的各計算值 1）查得材料彈性影響系數(shù)，節(jié)點區(qū)域系數(shù)。 2）按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限。 3）計算應力循環(huán)次數(shù) 小齒輪： 大齒輪： 4）查表得到： ,. 5) 查得接觸批量壽命系數(shù) 6）計算接觸疲勞許用應力 7）可以選取，，，； 所以 8) 9） 10) (2)計算 1）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入許用應力中的較小值 得： = 2）計算圓周速度v 3)齒數(shù)，由公式得大齒輪齒數(shù) ，c=18 所以 取。則大齒輪 所以 4）模數(shù) 大端模數(shù) 取標準模數(shù)為4 5）大端分度圓直徑 6）節(jié)錐頂距 7）節(jié)圓錐角（未變位時，與分度圓錐角相等） 21.8° 90°-21.8°=68.2° 8)大端齒頂圓直徑 小齒輪 大齒輪 9）齒寬 取 10）進行強度校核計算 <444.6MPa 所以強度符合。 3、按齒根彎曲疲勞強度設計公式： (1) 確定公式內的各計算值 1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度。 2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞系數(shù)S=1.6則 4)查取齒形系數(shù) ， 5)應力校正系數(shù) ， 6)計算大小齒輪的，并加以比較： 大齒輪大所以取0.01836 (2)、帶入以上數(shù)據(jù)可以求得 (3)進行強度校核計算帶入公式 <213.75MPa所以符合。 7）、數(shù)據(jù)整理 名稱 符號 公式 直齒圓錐小齒輪 直齒圓錐大齒輪 齒數(shù) 24 60 模數(shù) m m 4 傳動比 i i 2.5 分度圓錐度 ， 分度圓直徑 96 240 4 減速器的結構設計 名稱 符號 減速器型式及尺寸關系/mm 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 12 地腳螺釘數(shù)目 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 9 機蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 7 聯(lián)接螺栓的間距 180 軸承端蓋螺栓直徑 5 視孔蓋螺釘直徑 4 定位銷直徑 5 、、到外箱壁距離 18、16、13 、至凸緣邊緣距離 16、14、11 軸承旁凸臺半徑 凸臺高度 外箱壁至軸承座端面距離 30 大齒輪頂圓與內箱壁距離 12 齒輪端面與內箱壁距離 10 箱蓋、箱座肋厚 、 ； 軸承端蓋外徑 軸承端蓋凸緣厚度 9 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 5 軸的設計及校核計算 (一)、選擇軸的材料 初選軸的材料為45剛，調質處理，其機械性能查表可得： 。 (二)、軸的尺寸計算 1、求輸出軸上的功率，轉速和轉矩 由前面的計算可得 2、初步確定軸的最小直徑 查得 3、軸的結構設計 下圖為軸的裝配方案： 4、初步選擇滾動軸承 軸承同時承載徑向力和軸向力，但軸向力較小，故選用單列滾子軸承。 參照工作要求，并根據(jù)尺寸，選取0基本游隙組、標準精度級的單列滾子軸承 NF206，其尺寸為。從而可以知道： 。 6、由經驗公式算肩高度： 故取h=4mm，從而確定 由書上公式要求得：,取 7、根據(jù)軸承安裝方便的要求，取，均比小1mm,則： 根據(jù)安裝軸承旁螺栓的要求取。 根據(jù)齒輪與內壁的距離要求，取 所以 8、根據(jù)齒輪孔的軸徑和長度，確定 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 9、軸上零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按手冊查得，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接處的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm（標準鍵長見）。 為了保證聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇聯(lián)軸器輪轂與軸配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接處的平鍵截面 ()，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為26mm準鍵長見）。為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 10、確定軸上的圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為2×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖 (三)、求軸上的載荷及其校核 根據(jù)軸的結構圖，做出軸的計算簡圖： （齒輪取齒寬中點處的分度圓直徑作為力的作用點，軸承在寬度中點為作用點）。 軸承1和軸承2之間的距離為88mm，軸承2和錐齒輪間的距離為51.5mm 1、 計算作用在齒輪上的力 圓錐大齒輪 圓錐大齒輪 2、 求作用在軸上的支反力 , , , 所以 所以 3、校核軸承壽命： 查手冊得NF206型滾子軸承參數(shù) 查表8.6得 （1） 計算軸承所承受的軸向載荷 因為軸承1固定，軸承2游離，結合受力分析圖可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。由此可得軸承2不受軸向力，所以 , （2） 計算當量動負荷 軸承1： ，由表8.5，用線性插值法可求得： 由查表8.5，并用線性插值法求得：，由此可得 軸承2： 由表8.5，用線性插值法可得： 由差表8.5，用線性插值法求得，由此可得 （3）軸承壽命計算 因為,所以按軸承2計算軸承的壽命 所選軸承NF206滾子軸承合格 (2) 做彎矩圖 根據(jù)上述的圖，求出總的彎矩和做出彎矩圖 (4)作扭矩圖 扭矩圖如圖11.2（機械設計課本）所示，為了使扭矩圖符合下述強度計算公式，圖中已把T這算成的含義見前面，并且取 (5)作出計算彎矩圖 根據(jù)以作的總彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩圖，的計算公式為 (6)、校核軸的強度 只需校核軸上最大彎矩截面的強度： ，故安全。 6 鍵連接的選擇和計算 根據(jù)軸的各個階梯的直徑和長度尺寸選取鍵的尺寸，查有關資料如下： 本減速器的工作條件為有輕度沖擊載荷，選擇鍵如下： 鍵名 國標 1 軸I(聯(lián)軸器) 鍵10X8GB1096-2003 A型 2 軸I（齒輪處） 鍵 10X8 GB1096-2003 A型 3 軸II（聯(lián)軸器） 鍵 8X7 GB1096-2003 A型 4 軸II（齒輪處） 鍵10X8 GB1096-2003 A型 查表的鋼的靜聯(lián)接在時的許用應力[ ]=125~150MPa 校核鍵1 =17.23MPa〈 [] d = 35mm L = 48mm 校核鍵2 = 19.24 MPa〈[] d = 33 mm L = 46mm 校核鍵3 = 63.28 MPa〈[] d = 30 mm L = 48mm 校核鍵4 =37.5 MPa〈[] d = 30mm L = 50 mm 所以所有鍵均符合設計要求，可用。 7 聯(lián)軸器的選擇 考慮到電動機轉軸直徑、軸的最小直徑、傳動轉矩選取聯(lián)軸器 聯(lián)軸器為凸緣聯(lián)軸器：型號如下 GY5聯(lián)軸器 (GB/T5843-2003) 公稱轉矩T=400N/m 額定轉速 n=8000r/min 質量 5.43Kg D=120㎜ 8 結 論 減速器的設計是一個較為復雜的過程，期間設計計算、繪制工程圖、編制工藝等等，都是較為繁瑣的事情。但隨著科學技術的發(fā)展這些過程都變的簡單化。為了適應現(xiàn)代市場的需求，就必須運用計算機輔助設計技術解決過去計算繁瑣，繪圖工作量大及工作效率低，更新速度慢的問題。 通過本設計我對各種減速器的結構和設計步驟有了一個大概的了解，對以前所學的專業(yè)知識作了一個很好的總結，設計中尚有很多不合理和不理解的地方，以待在今后的學習工作中來彌補。 9致 謝 感謝學校和系里為我們學生提供了優(yōu)越的學習環(huán)境和學習條件，使我們能夠順利的完成設計的任務。我要對所有幫助過我的老師我同學說一聲感謝，你們都辛苦了！ 10 參考文獻 [1].王旭主編 機械設計課程設計 機械工業(yè)出版社 2006. 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