一级圆锥齿轮减速器传动方案

设计主题：锥齿轮减速器传动方案运动图表：(1)原始数据皮带牵引力F=2200N皮带线速度v=1.8m/s驱动滚子直径D=280mm(2)工作条件和要求使用5年，两班制工作，单向工作对载荷有一定的冲击煤炭、盐、沙等松散物品的运输运输皮带线速度公差为5%中型机械厂小批量生产列表机械设计基础课程设计使命声明2第一章简介4第二章电动机选择6第三章皮带传动设计9第四章，齿轮传动装置设计计算12第5章，齿轮作用力计算16第6章，轴设计计算17第七章，密封和润滑24第八章课程设计摘要25参考资料26第一章简介1、本主题的背景和重要性计算机辅助设计和辅助制造(CAD/CAM)技术是当今设计和制造领域广泛使用的高级技术。此次设计将作为蜗轮减速器，通过本主题的设计，对该技术进行深入的理解和学习。2、国内外减速器产品开发国内减速器大部分以齿轮传动、蜗杆传动为主，但是电力和重量比小、齿轮比大、机械效率低的问题很常见。此外，材料质量和工艺水平有很多弱点。在传动式理论上，在工艺水平和材料质量方面没有突破，因此传动功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高于这些基本要求根本解决不了。作为国外的减速器，德国、丹麦、日本领先，在材料和制造工艺上占有优势，减速器运行可靠性高，使用寿命长。但是，驱动器形式仍然基于固定轴齿轮旋转，体积和重量问题也没有解决。今天的减速器以高功率、大传动比、小、高机械效率、长寿命为导向。选取马达1、选择电动机类型：松鼠笼三相异步电动机，根据封闭结构的工作要求和条件，电压380V，y型。2、选择电动机容量：马达所需的功率如下：(其中是电动机功率，是负荷功率，是总效率。)，以获取详细信息KW，所以KW驱动器效率分别是1、2、3、4、5，这是v带驱动器、滚动轴承、锥齿轮驱动器、耦合和滚动传递效率。检查机械设计课程设计指导书表II.5，选择1=0.96、2=0.98、3=0.97(齿轮级8精度)、4=0.99(齿轮联接)、5=0.96a=12345 0 . 960 . 98 30 . 970 . 990 . 96=0.86传动装置的整体效率应乘以构成驱动装置的各个部分的运动对效率。也就是说：3、确定电动机速度滚动轴的运行速度为2=按机械设计课程设计指导书表2.1推荐传动比、v带传动比、单级锥齿轮减速器的传动比。总传动比的合理范围是。因此，电动机速度的选择范围为。与此范围匹配的同步速率为750，1000。d=(4-12)121 r/min=491.12-1452 r/min根据此查找表，您可以选择以下电动机：方案马达模型额定功率pKW马达速度R/min马达重量Kg旋转速度满载速度1y 160 m285.57507201192y132 m 265.5100096084综合考虑电动机和驱动设备的大小、重量和市场通用性，第二种方案更合适，因此选择的电动机型号是y 132m 26。电动机的主要几何和安装尺寸如下表所示。马达型号Y132M-6中心高度h外形规格足底安装尺寸锚螺栓孔径k轴挤出标注安装零件尺寸13212安装大小与表：相同(b)计算总传动比，并在所有级别分配传动比1，总传动比选定电动机的总负荷速度和工作人员活动轴速度n可用驱动器的总传动比为：2=如果电动机模型为Y132SM2-6满载速度=960r/m，工作进程活动轴速度n=121r/min，则根据上述公式，您可以：2、传动比分配总传动比是各级传动比的乘积，即设定为斜齿轮的齿轮比，齿轮比范围=23，因此选取=2.5可以通过公式得到=7.94结果=3.18是v型皮带皮带轮传动比。3、变速器的运动和动力参数计算轴轴轴(2)，每个轴输入功率轴轴轴(3)，在每个轴上输入转矩马达轴输出扭矩因此，每个轴输出扭矩为：轴ti=TD1i=52 . 220 . 963 . 18=1121.6nm轴tii=tii 123=52 . 222 . 70 . 98 20 . 97=378 . 4nm轴轴名称旋转速度功率(千瓦)扭矩()I轴3844.89121.6II轴120.94.79378.4III轴120.94.56360.2第三章皮带传动设计1、确定计算功率教材P156从表8-8开始，工作条件系数kA=1.1计算的功率PCA=kapp PCA=KAPd=1 . 15 . 25=5.78 kw2、v波段选择n小齿轮=n传动=n满载=960r/min根据Pca，n小齿轮选择教材图8-11中的a型v波段3、确定皮带轮基准直径，并检查皮带速度初步选择皮带轮基准直径在教材表8-7和表8-9中，小皮带轮基准直径为dd1=150mm。大皮带轮直径dd2=375 mm表格查询标准值dd2=355检查带速度v频带速度v: V:V=皮带速度在525m/s的范围内是适当的4、确定中心距离a，然后选择v带的基准长度Ld根据教科书P152式(8-20)，初始中心距。0.7 (dd1 dd2) A0 2 (dd1 dd2)得到了：0.7 (150 355) A0 2 (150 355)例如：353.5mmA01010mm，a0=700皮带所需的基准长度由教材P158式(8-22)计算ld0=2a 0(dd1 dd2)/2(dd2-dd1)2/(4a 0):ld0=2700(150 355)/2(355-150)2/(4700)=2208mm根据教材P146表(8-2)，Ld=2200mm根据教材P158式(8-23)，实际中心是a:aA0(LD-ld0)/2=700(2200-2208)/2A=696mm表达式(8-24)，中心距离更改范围为：Amin=a-0.015Ld=663mmAmax=a 0.03Ld=762mm5、检查小皮带轮包的角度根据教材P152式(8-20)1=180- (dd1-dd2)57.3/a=180-(315-112)57.3/529.34=1631206、确定皮带的根数、计算单v波段的额定功率Dd1=150mm和n小齿轮=960r/min根据教材P152表(8-4)，通过插值法获得：P0=1.39-(1.39-1.15)/(1200-950)(1200-960)=1.16 kw根据，i=2.5和a波段根据教材P153表(8-5)，通过插值法计算如下：P0=(0.15-0.11)/(1200-950)(960-950)0.11=0.11 kw根据教材P155表(8-6)，通过插值法获得：ka=0.93(0.95-0.93)/(160-155)(158.03-155)=0.94根据教材P146表(8-2):KL=1p=(P0P0)kakl=(1 . 16 0.11)0.941=1.26 kw v波段根数的计算Z=Pca/P=5.77/1.26=4.43采用Z=47、计算单v带的初始张力课本P149表8-3中q=0.105kg千克/m，教材P158式(8-27)单v带的初始张力：F0=500 PCA (2.5-ka)/(zv ka) qv 2F0=500(2.5-0.94)5.96/(45 . 630 . 94)0 . 1057 . 54 2F0=128N8、压轴力Fp计算根据教材P159风格(8-28):FP=2zf 0 sin(1/2)=2410.77 sin(158.03/2)Fp=1012N9、皮带轮其他参数计算寻找皮带轮宽度频带宽度d=(Z-1)e 2f，代码表8-11 de e=15，f=9；D=(4-1)*15 2*9=63mm主要设计结论见表5.1乐队根数皮带基准长度(mm)皮带轮基准直径(mm)大皮带轮基准直径(mm)中心距离(mm)初始拉伸(n)皮带轮宽度(mm)a4220015035569612863第四章，齿轮传动装置的设计计算1、选取齿轮类型、精确度等级、材料和齿数(1)考虑到减速器的传动功率不大，齿轮使用柔软的齿面。压力角为20。(2)小齿轮选择40cr调质，齿表面硬度280HBS。大齿轮选择45钢调制，齿表面硬度240HBS；(3)根据教材P205表10-6选择7级准确度。(4)小齿轮的齿数为Z1=25，小齿轮的齿数为Z2=i齿轮Z1=2.525=62.5，移动到632、根据齿面接触疲劳强度设计(1)根据教材P203式(10-29)，试算表分度圆直径，即1红旗1)相关参数确定如下：试选K=1.3计算小齿轮传动扭矩。T1=9.5510 6pi/ni=1.21.6nm选择齿宽系数=0.3区域系数由图10-20确认表10-5中确定的材料的弹性影响系数=189.8mmpa接触疲劳许用应力计算H图10-25d中确定的小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限为而且，应力循环数从样式(10-15)计算。N1=60njLh=603841 (28305)=5.5210 8I齿轮=Z2/Z1=63/25=2.5N2=N1/i齿轮=5.5210 8/2.5=2.210 8教材P207图10-19中确定的接触疲劳寿命系数：KHN1=0.93 KHN2=0.95一般齿轮和一般工业齿轮，根据一般可靠性要求选取安全系数S=1.0h1=hli m1 KH n1/sh=6000.93/1.0 MPa=630 MPah2=HL im2kh N2/sh=5500.95/1.0 MPa=525 MPa使用=525Mpa作为此齿轮副的接触疲劳许用应力2)试算小齿轮分度圆直径=98.66mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际负载系数之前的资料准备圆周速度v毫米Vm=83.87384/(601000)=1.68m/s等效齿轮齿宽系数=0.398.66/2=56.35mm=56.35/83.87=0.672)计算实际负载系数根据Vm=1.68m/s，锥齿轮具有7级精度，动态载荷系数KV=1.15，如图10-8所示可以在教材P193表10-2中确认：使用系数KA=1教材P195表10-3中，可以确认：齿间啮合系数KH=1 P226b表10-9用插值方法确定7级精度，小齿轮悬臂梁时，获得齿载荷分布系数kha=1.35因此，负载系数KH=kakvkh =11.0511.35=1.45使用实际负载系数修正结果分度圆直径基准(10-12)模块：m=d1/Z1=101.19/24=4.22mm3.按齿根计算的弯曲疲劳强度设计1)确定公式中各个参数的值试选K=1.3计算推拔角度和等效齿数：推拔角度=17.31和=90-17.31=72.66；等效齿数齿系数经图10-17确认，应力修正系数可在图10-18中找到图10-24c中确定的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为：FLim1=620Mpa FLim2=440Mpa在图10-22中，采用弯曲疲劳寿命系数，选择安全系数SF=1.7作为一般可靠性(10-14)因为大齿轮比小齿轮大2)试算系数Mt=1.946齿轮模数调整1)计算实际负载