一級圓錐齒輪減速器設(shè)計【F=2300 V=0.75 D=130】【CAD圖紙和說明書】

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電動機(jī)功率的選擇標(biāo)準(zhǔn)電動機(jī)的容量由額定功率表示。所選電動機(jī)的額定功率應(yīng)該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機(jī)的正常工作，或使電動機(jī)長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。（1）運輸帶的功率為：（2）電動機(jī)的輸出功率為電動機(jī)至輸送鏈效率鏈輪軸的傳動裝置總效率。V帶傳動效率，錐齒輪傳動效率，滾動軸承傳動效率，輸送鏈效率則從電動機(jī)到工作機(jī)傳送鏈的總效率為：（3）電動機(jī)所需功率為：由于起動載荷為名義載荷的1.25倍，故：查機(jī)械設(shè)計實踐與創(chuàng)新表19-1選取電動機(jī)額定功率為3kw。1.3 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇滾筒轉(zhuǎn)速：通常V帶傳動的傳動比推薦取：錐齒輪的傳動比推薦?。核噪妱訖C(jī)實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500r/min。綜合考慮傳動裝置機(jī)構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟(jì)性，選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機(jī)。型號為Y100L2-4，滿載轉(zhuǎn)速，功率3。二 傳動比的分配（1）總傳動比為：（2）傳動比考慮機(jī)構(gòu)緊湊性和防止帶輪干涉，取V帶傳動的傳動比為： 則V帶傳動比為：三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算3.1各軸的轉(zhuǎn)速0軸 1軸 2軸 ；3.2各軸的輸入功率0軸 1軸 ；2軸 ；3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩0軸 1軸 ；2軸 ；將各軸動力參數(shù)整理如下表：軸名功率轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速傳動比0軸320.03 143011軸2.8860.59 453.973.152軸2.766239.70 110.24.12四 V帶傳動的設(shè)計4.1 V帶的基本參數(shù)1）確定計算功率：已知：；查機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表13-8得工況系數(shù)：；則：2）選取V帶型號：根據(jù)、查機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)圖13-15選用A型V帶,3）確定大、小帶輪的基準(zhǔn)直徑（1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑：；（2）計算大帶輪基準(zhǔn)直徑：；取基準(zhǔn)直徑系列，誤差小于5%，是允許的。4）驗算帶速：帶的速度合適。5）確定V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距：中心距：初選中心距（2）基準(zhǔn)長度：對于A型帶選用（3）實際中心距：6）驗算主動輪上的包角：由得主動輪上的包角合適。7）計算V帶的根數(shù)：，查機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表13-3 得：；（2），查表得：；（3）由查表得，包角修正系數(shù)（4）由，與V帶型號A型查表得： 綜上數(shù)據(jù)，得取合適。8）計算預(yù)緊力（初拉力）：根據(jù)帶型A型查機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表13-1得：9）計算作用在軸上的壓軸力：其中為小帶輪的包角。10）V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：帶型帶輪基準(zhǔn)直徑(mm)傳動比基準(zhǔn)長度(mm)A3.151250中心距（mm）根數(shù)初拉力(N)壓軸力(N)3836171.451357.74.2 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計（1）帶輪的材料：采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）（2）帶輪的結(jié)構(gòu)形式：V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準(zhǔn)直徑有關(guān)。小帶輪接電動機(jī)，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪；大帶輪接減速器，所以采用孔板式結(jié)構(gòu)帶輪。五 圓錐齒輪傳動的設(shè)計5.1選精度等級、材料和齒數(shù)選用直齒錐齒輪傳動。速度不高，故選用7級精度材料選擇。由機(jī)械設(shè)計表6.1選取小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)Z122，大齒輪齒數(shù)Z2i1Z14.1222=90.64,取Z2=91。5.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算，即 ）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（3）選取齒寬系數(shù) （4）知齒輪，查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)（5）由圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限（6）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（7）由圖6.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) （8）計算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取失效概率為1，安全系數(shù)為S=1 ）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（2）計算圓周速度（3）模數(shù)及主要尺寸的確定 模數(shù)：，取。分度圓直徑： 節(jié)錐角：錐距 平均分度圓直徑： 齒寬，取5.3校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度（1） 彎曲強(qiáng)度校核公式：（2）確定各參數(shù) 平均分度圓處螺旋角，則 查得動載系數(shù)1.15 齒向載荷分布系數(shù) 使用系數(shù) 故 （3）分度圓圓周 （4）齒輪系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS查表4.4得 （5）許用彎曲應(yīng)力可由下式算得由機(jī)械設(shè)計圖6.15可查出彎曲疲勞極限應(yīng)力小錐齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限大錐齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限查得壽命系數(shù) 查得 ，查得安全系數(shù)是 故許用彎曲應(yīng)力 因此滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度5.4驗算1）齒面接觸強(qiáng)度驗算接觸強(qiáng)度壽命系數(shù),最小安全系數(shù)因此齒面強(qiáng)度足夠圓錐齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下：名稱符號公式直齒圓錐小齒輪直齒圓錐大齒輪齒數(shù)2291模數(shù)mm3傳動比ii4.14分度圓錐度，分度圓直徑66273齒頂高33齒根高3.63.6齒全高h(yuǎn)6.66.6齒頂圓直徑，71.83(大端)274.41（大端）齒根圓直徑59.58271.45齒距p9.429.42齒厚s4.714.71齒槽寬e4.714.71頂隙c0.60.6錐距R140.43140.43齒頂角，齒根角齒頂圓錐角，齒根圓錐角，當(dāng)量齒數(shù)22.63387.28齒寬4848六 軸及軸承、鍵的設(shè)計6.1 輸入軸（1）求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩=2.88kW=453.97r/min=60.59Nm（2）求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為mm N如圖：（3）初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）根據(jù)課本表15-3，取得：因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大5%10%，取=22.8mm 左右。=24mm（4）軸各段各段尺寸的確定為了滿足帶輪的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑=28 mm初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=26 mm ，由指導(dǎo)書表15-1，初步選取03系列， 30306 GB/T 276，其尺寸為，故而為了利于固定由指導(dǎo)書表15-1查得取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑齒輪的左端與套筒之間采用軸肩定位。已知齒輪輪轂的寬度為48mm，應(yīng)使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成，故為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應(yīng)略短于軸承寬度，故取。軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離故取 至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。（5）軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按=24 mm查得平鍵截面長50 mm軸與錐齒輪之間的平鍵按由課本表6-1查得平鍵截面長為35 mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為，齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.6軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-5024與滾動軸承30310配合-2928軸環(huán)-1930與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位-3035與滾動軸承30310配合-1930與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位-4624與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長度193mm（5）求軸上的載荷根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FB截面彎矩M總彎矩扭矩（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。（7） 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1） 判斷危險截面截面只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載情況來看，截面B上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面B上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面顯然更不必校核。由機(jī)械設(shè)計第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)。2） 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為又由3-1和3-2查得碳鋼的特性系數(shù), ??；, ??；于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。3） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面右側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為又由3-1和3-2查得碳鋼的特性系數(shù), ?。? ?。挥谑?，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。6.2 輸出軸（1）軸上的功率P2,轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2，（2）求作用在齒輪上的力圓周力：mm 徑向力：軸向力：N（3）初步確定軸的最小直徑先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計表11.3，取，于是得：該處開有鍵槽故軸徑加大510，且軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取。按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計手冊選用TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為36mm，故??；半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，-軸段左端需制出軸肩，故取-段的直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機(jī)械設(shè)計師手冊（軟件版）選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承32011，其尺寸為，故，而，滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，軸肩高度，因此，取.(c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為50mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則，。因、兩軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。（5）軸上零件的周向定位查機(jī)械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-2145與滾動軸承30310配合-1248與套筒配合-4850與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位-1260軸環(huán)-50-2145與滾動軸承30310配合-4542與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位-8436與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長度285.5mm（6）求軸上的載荷 對于30209型圓錐滾子軸承，載荷水平面垂直面支反力F彎矩M總彎矩扭矩T（7）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即安裝齒輪處，取，軸的計算應(yīng)力：前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計， 查得，因此，安全。計得：，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示。七 滾動軸承及鍵的校核7.1輸入軸的軸承1）.按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：Lh29200h由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，軸向力為Fa1=159.90N，2）初步選擇滾動軸承型號為30206，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。3）徑向當(dāng)量動載荷 動載荷為，查得，則有 滿足要求。7.2 輸入軸的鍵1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸輸入軸處選用單圓頭平鍵，尺寸為圓錐齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。2)校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為鍵的工作長度，合適，合適7.3 輸出軸的軸承（1）選擇的圓錐滾子軸承型號為30209，尺寸為，基本額定動載荷。（2） 當(dāng)量動載荷前面已求得，軸承1、2受到的徑向載荷為：軸承1、2受到的軸向載荷為：查簡明機(jī)械工程師手冊-表7.7-39得軸承的當(dāng)量動載荷為：按機(jī)械設(shè)計查得 （3）驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力驗算。對于滾子軸承，。減速器的預(yù)定壽命 ，合適。7.4輸出軸的鍵1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為 圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。2)校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度鍵、軸材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，合適，合適八 潤滑與密封8.1潤滑方式的選擇齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承。根據(jù)I，II，III軸的速度因子，I，II，III軸的軸承用脂潤滑8.2密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封8.3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計可選用中負(fù)載工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。九 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸1箱座壁厚，2箱蓋壁厚3箱座凸緣厚度4箱蓋凸緣厚度5箱座底凸緣厚度6地底螺釘直徑，取M207地底螺釘數(shù)目8軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 ，取M149箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 取M1010聯(lián)接螺栓的間距12窺視孔蓋螺釘直徑,取M613定位銷直徑14，至外箱壁距離15軸承旁凸臺半徑16凸臺高度17箱體外壁至軸承座端面距離19大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離20齒輪端面與內(nèi)箱壁距離21箱蓋，箱座筋厚,22軸承端蓋外徑 23軸承旁聯(lián)接螺栓距離24大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離25箱底至箱底內(nèi)壁的距離26減速器中心高27箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離28軸承端蓋凸緣厚度29軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離30旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離31齒輪頂圓至軸表面的距離總結(jié)從設(shè)計過程中，我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過的機(jī)械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應(yīng)該是我最大的收獲。再次，嚴(yán)謹(jǐn)理性的態(tài)度在設(shè)計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。只有做了才真正明白什么是什么.通過這次的設(shè)計,極大的提高了我們對機(jī)械設(shè)計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標(biāo)準(zhǔn)的使用。由于課程設(shè)計過程及工程設(shè)計本身的固有特性要求我們在設(shè)計過程中稟承仔細(xì)、認(rèn)真、耐心、實事求是的態(tài)度去完成這項課程，也提高了我們各個方面的素質(zhì)?，F(xiàn)在我已經(jīng)發(fā)現(xiàn)設(shè)計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設(shè)計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學(xué)到很多東西。參考文獻(xiàn)【1】機(jī)械設(shè)計楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學(xué)出版社【2】機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書第二版 龔溎義主編，高等教育出版社【3】機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊第3版，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社【4】機(jī)械精度設(shè)計檢測應(yīng)琴主編，西南交通大學(xué)出版社29