一级圆锥齿轮减速器

精密机械课程设计第1页共29页设计课题设计一用于链式运输上的单级直齿圆锥齿轮减速器。要求减速器工作平稳，经常满载，两班制工作，引链容许速度误差为5%。减速器小批量生产，使用期限5年。原始数据题号D6拉力F（N）2500工作速度V（m/s）1.45链轮齿数Z8链轮节距P(mm)80设计任务要求：1.减速器装配图纸一张（１号图纸）2.轴、齿轮零件图纸各一张（２号或３号图纸）3.设计说明书一分精密机械课程设计第2页共29页课程设计过程及计算说明一、传动方案拟定设计单级直齿圆锥齿轮减速器和一级链传动１.工作条件：使用年限５年，工作为两班工作制，载荷平稳，环境清洁。２.原始数据：曳引链拉力：F=2500N；曳引链工作速度：V=1.45m/s；曳引链链轮齿数：Z=8；曳引链链轮节距：P=80mm；方案拟定：采用链传动与直齿圆锥齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于链传动没有滑动，能保证准确的平均传动比，链传动对制造和安装的精度要求较低，能适用中心距较大的传动。精密机械课程设计第3页共29页二、电动机选择1.电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，具有适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2.电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：Ｐd＝ＰＷ/ηa(kw)式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000(KW)因此Pd=FV/（1000ηa）(KW)由电动机至运输带的传动总效率为：η总=η１×η２×η３×η４×η5式中：η1、η2、η3、η4、η5、η分别为取η１=，η２＝，η３＝，η４＝。η5=，则：η总=所以：电机所需的工作功率：Pw=FV/1000η总==(kw)精密机械课程设计第4页共29页3.确定电动机转速由公式V=100060nPZ得：n=PZV60000链轮工作转速为：n链＝r/min=r/min而链传动比i2=2，根据机械设计手册Ｐ5表1-8推荐的传动比合理范围，取齿轮传动比一级减速器传动比范围i13。则总传动比理论最大值为：Imax＝６。故电动机转速的可选范为ndi1×i2=r/min=r/min则符合这一范围的同步转速且额定功率大于4.18Kw的只有：Y160M2-8.额定功率：Pd=5.5Kw满载转速：nd=720r/min精密机械课程设计第5页共29页电动机主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速nd和工作机主动轴转速nw1.可得传动装置总传动比为：i=wdnn=总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比i=i1×i2（式中i1×i2分别为减速器和链传动的传动比）2.分配各级传动装置传动比：已知链传动传动比i2=2精密机械课程设计第6页共29页因为：i=i1×i2所以：i1＝i／i2=由文献[1]P84页的表0-4、表0-9及表4-4、4-5进行选材和热处理。由表4-6确定精度等级，设计后由表4-7校定或由表5-3查出。3.确定齿数Z及校核(1)选Z1。软齿面应尽量选大些。(2)Z2=i1Z1。且Z2为整数。(3)计算U=12ZZ(4)i=ii-U5％四、按接触强度计算d11.计算公式1d3231][)5.01(7.4HHERRZZuKT2.计算T1T1=95501ddnpPd-------Kwnd-----r/minη１=0.993.计算KK=KAKVK(1)由表4-8选用系数KA小齿轮为45钢，调质217HBS~255HBS。取240HBS。大齿轮为45钢正火163HBS~217HBS。取200HBS。8级精度Z1选20Z2==U=i=05％T1==N*mmKA=1.0KVt=1.1精密机械课程设计第7页共29页(2)选动载荷系数KV记为KVt(3)取R值。一般取R=0.31mmdb=RRu212(4)由土4-45查出齿向载荷分布系数K(5)计算K=KAKVK取KV=KVt故Kt=KAKVK4.弹性系数ZE由表4-9查得5.节点系数ZH由表4-48查得6.许用应力[]H=ZNZWHHS(1)由图4-58查得limH(2)由已知条件计算N1=60n1*r*tnN2=N1/U式中：n----啮和次数n1-----r/mintn----每天工作小时N-----年300天/年小时/天(3)由图4-59查得寿命系数ZN1ZN2(4)由表4-11查得安全系数SHR=m=K=KtZE=189.8MPaZH=1limH=MPa2limH=MPaN1=N2=tnZN1=1ZN2=1SH=1Zw=1精密机械课程设计第8页共29页(5)由图查得工作硬化系数Zw(6)计算[]H1=ZNZWHHS1lim[]H2=ZNZWHHS2lim(7)计算d1d13221)5.01(7.4HHERRtZZuTK试选Kt=Kvt2HH五、校核d1因为试选的Kv可能与实际不符合。(1)模数m=11Zdt取标准值。可改变Z1而达到选用适当的m的目的，但u有变则需重新计算d1。(2)按几何关系计算d1d1=mZ1dm1=d1(1-0.5R)(3)圆周速度Vm（平均直径dm）Vm=10006011ndm计算1001Zum由1001Zum查图4-43得Kv(4)校核d1[]H1=MPa[]H2=MPad1tm=取m=d1=mmdm1=mmVm=m/s1001Zum=Kv=d1=mm精密机械课程设计第9页共29页d1=tvtvdKK13d1与d1t相差太大，则需重新选Kvt，再计算d1t六、校核齿根弯曲强度(1)计算公式FRRSaFaFuZmYYKT1)5.01(7.4222131(2)当量齿数计算Zv=cosZa.1cos21uu11cos22ub.111cosZZv222cosZZvc.由当量齿数Zv查图4-55得齿形系数YFa1,YFa2查图4-56得齿根应力修正系数Ysa1,Ysa2.d.确定[]F=YHYxFHSlim查图4-61得1limH和2limH查图4-62得YN1,YN2查图4-63得尺寸系数Yx查图4-11得安全系数SF计算1F2F故d1与d1t相差不大，符合要求。1cos=1=2cos=2=1vZ=2vZ=YFa1=YFa2=Ysa1=Ysa2=1limH=MPa2limH=MPaYN1=YN2=Yx=SF=1F=230MPa2F=190MPa111FsaFaYY222FsaFaYY故取大精密机械课程设计第10页共29页比较111FsaFaYY，222FsaFaYY的大小，取较大值校核弯曲强度FRRSaFaFuZmYYKT1)5.01(7.4222131七、几何尺寸计算1.分度圆直径dd1=mZ1d2=mZ22.节锥1=arctan21ZZ2=90-13.节锥距RR=11sin2d=22sin2d4.齿宽b=RR5.周节P=m6.齿顶高haha=m7.齿根高hfhf=1.2m8.齿顶间隙c=0.2m9.齿顶圆直径1ad=m(Z+21cos)2ad=m(Z+22cos)齿轮计算MPaF78.63222FF合格d1=mmd2=mm1=2=R=mmb=mm取b=mmP=mmha=mmhf=mmc=mm1ad=mm2ad=mm1fd=mm精密机械课程设计第11页共29页10.齿根圆直径1fd=m(Z-2.41cos)2fd=m(Z-2.42cos)八、受力分析Ft1=-Ft2=)5.01(221111RmdTdTFr1=-Fa2=Ft1*tan1cosFa1=-Fr2=Ft1*tan1sin九、动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴.以及i0,i1，......为相邻两轴间的传动比.PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·m）nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转速（r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数2fd=mmFt1=Ft2=FtFt=NFr1=-Fa2=NFa1=-Fr2=N精密机械课程设计第12页共29页1.运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数：Ⅰ轴：nⅠ=nm/i0==r/minⅡ轴：nⅡ=nⅠ/i1=720/2.65=270.7r/min（2）计算各轴的功率：Ⅰ轴：PⅠ=Pd×η1==（Kw）Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ×η2×η3=（KW）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550·Pd/nm==N·mⅠ轴：TⅠ=Td·i0·η1==N·mⅡ轴：TⅡ=TⅠ·i1·η2·η3==N·m计算各轴的输出功率：由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=KWnⅠ=r/minnⅡ=r/minPⅠ=KwPⅡ=KWwTd=N·mTⅠ=N·mTⅡ=N·mP’Ⅰ=KwP’Ⅱ=Kw精密机械课程设计第13页共29页P’Ⅱ=PⅡ×η轴承=Kw计算各轴的输出转矩：由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T’Ⅰ=TⅠ×η轴承=N·mT’Ⅱ=TⅡ×η轴承=N·mT’Ⅰ=N·mT’Ⅱ=N·m综合以上数据，得表如下：轴名效率P（KW）转矩T（N·m）转速nr/min传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴七轴的设计1.齿轮轴的设计(1)确定轴上零件的定位和固定方式（如图）精密机械课程设计第14页共29页(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217~255HBS轴的输入功率为PⅠ=Kw转速为nⅠ=r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=d≥mmnPC3·Ⅰ(3)确定轴各段直径和长度○1从大带轮开始右起第一段，由于齿轮与轴通过键联接，则轴应该增加%，取D1=Φmm，又带轮的宽度b=mm则第一段长度L1=mm○2右起第二段直径取D2=Φmm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，取端盖的内端面与带轮的左端面间的距离为mm，则取第二段的长度L2=mm○3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，则轴承承受径向力和轴向力为零，选用30209D1=ΦmmL1=mmD2=ΦmmL2=mmD3=Φmm精密机械课程设计第15页共29页型轴承，其尺寸为，那么该段的直径为D3=Φmm，长度为L3=mm○4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φmm，长度取L4=mm○5右起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为D5=Φmm，长度为L5=mm○6右起第六段，为联轴器接入轴,由于电机Y160M2-8的轴的直径为d2=Φmm，故选择齿式联轴器GICL3型，选d1=Φmm。即D6=Φmm。长度取L6=mm。(4)求齿轮上作用力的大小、方向○1小齿轮分度圆直径：d1=mm○2作用在齿轮上的转矩为：T1=N·m○3求圆周力：FtFt=N○4求径向力FrFr=Ft·tanα=NFt，Fr的方向如下图所示（5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。L3=mmD4=ΦmmL4=mmD5=ΦmmL5=mmD6=ΦmmL6=mmFt=NmFr=Nm精密机械课程设计第16页共29页水平面的支反力：RA=8040tF=NRB=8040)(80Ft=N垂直面的支反力：RA’=8040rF=NRB’=8040)(80Fr=N（6）画弯矩图右起第四段剖面处的弯矩：水平面的弯矩：M水平=RA×0