机械式单级圆锥齿轮设计说明书

单机圆锥齿轮减速器设计任务书及方案说明在以下拟定好的传动方案中，实现传动带所需功率P=4.5kw,卷筒转速n=170r/min。传动方案如下：单班工作，载荷平稳，大修期4年，使用年限8年（每年工作300天），小批量生产。该方案使用锥齿轮，工作可靠，传动效率高，维护方便，环境适应性好，而且尺寸较小，但制造成本较高。电动机的选择1电动机类型选择根据电源及工作机工作条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列。2选择电动机（1）工作所需功率PwPw =3.5KW(2)电动机输出功率Pd查表得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=0.96，联轴器效率4=0.98，滑动轴承效率5=0.96。传动装置总效率为 =1243452 =0.960. 9940.960.980. 992=0.85得出电动机所需功率为Pd=4.375KW因载荷变动微小，PePd即可，由Y系列三相异步电动机型号及相关数据（ZBK 220071988），选Y132M2-6型电动机，其额定功率为5.5KW，满载转速960r/min，最大转矩额定转矩2.0，质量84kg。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=6.86取V带传动比i1=2.8，则单级圆锥齿轮传动比为i2=2.452.分配各级传动比0轴电动机轴 P0=Pd=5.5KWn0=nm=960r/minT0=9550=955054.716Nm1轴高速轴 P1=P00=5.28KW n1=343r/minT1=9550=9550147.01Nm2轴低速轴 P2=P1124.87KWn2=140r/minT2=332.2NmV带传动设计1.确定计算功率查表得KA=1.1，则Pca=KAP=1.15.5=6.05KW2.确定V带型号按照任务书得要求，选择普通V带。根据Pca=10.50KW及n1=970r/min，查图确定选用A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112140mm，选择dd1=125mm。（2）验算带速v =6.28m/s5m/sv25m/s,带速合适。（3）计算大带轮直径dd2= i dd1（1-）=2.8125（1-0.02）=343mm根据GB/T 13575.1-9规定，选取dd2=355mm4.确定带长及中心距（1）初取中心距a0得336a0960， 根据总体布局，取ao=700 mm(2) 确定带长Ld：根据几何关系计算带长得=2172.49mm根据标准手册，取Ld =2240mm。 (3)计算实际中心距=733.755mm5.验算包角：=162.04120，包角合适。6.确定V带根数ZZ 根据dd1=25mm及n1=960r/min，查表得P0=1.41KW,P0=0.111KWK=0.84 KL=1.06则Z=4.47，取Z=57.确定粗拉力F0F0=500查表得q = 0.10/m,则F0=500=194.33N8.计算带轮轴所受压力QQ=2ZF0sin=25194.33sin=1919.48N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40钢，调质处理，齿面硬度为240HBS。大齿轮选用45钢，正火处理，齿面硬度220HBS，HBS1-HBS2=240-220=20,合适。查得Flim1=240Mpa, Flim2=240Mpa粗选8级精度。取小齿轮齿数Z1=17，则大齿轮Z2=172.45=41.65，取Z2=42，实际传动比i =42/17=2.47，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=0.250.35,取R=0.3。小齿轮上的转矩T1=9550 =9550 147.01Nm（1）计算分度圆锥角1=arctan= arctan=22.042=90-1=90-22.04=67.96（2）计算当量齿数Zv1=18.34Zv2=112.00（3）计算模数查的YF1= YFa1 YFsa1=2.86241.564=4.48, YF2= YFa2 YFsa2=2.17041.7996=3.91。因为=0.035，=0.020，故将代入计算。mm=4.38（4）计算大端模数m =5.15查表取m=5.5（5）计算分度圆直径d1=mZ1=5.517=93.50mmd2=mZ2=5.542=231.00mm(6)计算外锥距R=123.71mm(7)计算齿宽b=RR=0.3123.71=37.113mm取b1=b2=40mm(8)计算齿轮的圆周速度齿宽中点处直径dm1=d1(1-RR)=93.50(1-0.50.3)=79.475mm则圆周速度 v =1.43m/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=70.44MpaF1=129Mpa, F1F1，故安全。轴的结构设计1.高速轴的设计（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=26.12mm (3)确定轴各段直径和长度 左起第一段，取轴径36mm，长度87mm，轴端进行245倒角。左起第二段轴径取46mm，长度34mm。左起第三段， 取轴径50mm，长度为39mm。左起第四段，取轴径60mm，长度取50mm。左起第五段，取轴径为53mm，长度取52mm。左起第六段，取轴径45mm。长度取54mm。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=34.28mm (3)确定轴各段直径和长度 左起第一段，取轴径40mm，长度80mm，轴端进行245倒角。左起第二段，轴径取46mm，长度46mm。左起第三段， 取轴径50mm，长度为46mm。左起第四段，取轴径60mm，长度取90mm。左起第五段，取轴径54mm，长度取60mm。左起第六段，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。根据受力分析，齿轮所受的转矩： T2=332.2Nm齿轮作用力：Ft=2T2/ dm2=3383.75N Fr= Fttancos1=1141.65N Fa= Fttansin1=462.15N（1）求支反力Rv1=1094.05NRv2= Rv1-Fr=1094.05-1141.65=-47.51NRH1= RH2=1691.875N（2）求C点弯矩MV1= Rv2L2=-47.51143=-6793.93NmmMV2= MVC1+Fa= -6793.93+462.15=46584.395NmmMHC=RH2L2=1691.875143=.125Nmm(3)绘制弯矩图（c、e、f）（4）绘制扭矩图（g）T2=332.2Nm（5）计算合成弯矩MC1=.50NmmMC2=.17Nmm（6）绘制弯矩图（h）校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理，-1=2545Mpa.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=10.55Mpa-1，轴的强度足够。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19200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=1691.875N，B、D处垂直面支反力Rv1=1036.81N,RV2=418.64N。Fr1=2014.79NFr2=1692.54N3.计算各轴承内部派生轴向力FS1=eFr1=0.352014.79=705.18NFS2=eFr2=0.351692.54=592.39N4.判断放松、压紧端FS1+Fa=705.18+462.15=1167.33NFS2故，轴承2压紧，轴承1放松。则 Fa1=FS1=705.18N , Fa2=FS1+Fa=1167.33N5.计算当量动载荷对轴承1 =0.35=e, P1=Fr1=2014.79N对轴承2 =0.7e, P2=0.4Fr2+1.7Fa2=2661.48N因P2P1，故按轴承2的当量动载荷计算寿命，即取P=P1=2661.48N6.轴承寿命校核计算Lh=6.5105h19200h故，所选轴承符合要求。键的选择及校核高速轴与小齿轮连接选用键A14940p=46.84MPap=100MPa故，该键满足强度要求。高速轴与带轮连接选用键A10870p=41.18MPap=100MPa故，该键满足强度要求。输出轴与大齿轮连接选用键A161050p=94.74MPap=100MPa故，该键满足强度要求。输出轴与联轴器连接选用键A12870p=93.72MPap=100MPa故，该键满足强度要求。联轴器的选择选用HL3型弹性柱销联轴器。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M271.5通气器。油面指示器选用油标尺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M141.5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。参考资料1、 陈殿华编.机械设计课程设计指导书，20102、 毛谦得 李振清主编.机械设计师手册第3版.机械工业出版社,20073、 濮良贵.纪名纲.机械设计（第七版）.高等教育出版社，20014、 徐灏.机械设计手册第3卷.机械工业出版社，1991Pw=3.5KW =0.85Pd4.375KWnw= 140r/mini总= 6.86P0=5.5KWn0=960r/minT054.71NmP1=5.28KWn1=343r/minT1147.01NmP24.87KWn2140r/minT2332.2NmPca=6.05KW选用A型普通V带dd1=125mmv =6.28m/s,带速合适dd2=355mm取ao=700 mmLd =2240mm中心距a=733.755mm包角=162.04包角合适V带根数Z取5粗拉力F0=194.33N带轮轴所受压力Q=1919.48N粗选8级精度小齿轮齿数Z1=17大齿轮齿数Z2=42分度圆锥角1=22.042=67.96当量齿数Zv1=18.34Zv2=112.00模数mm=4.38大端模数m=5.5分度圆直径d1=93.50mmd2=231.00mm外锥距R=123.71mm齿宽b1=b2=40mm齿轮的圆周速度v =