一级圆锥齿轮减速器传动方案Word格式.docx

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中=0.86

凡=5.25KW

n=121r/miii

动副效率之乘积，即:

3、确定电动机转速

卷筒轴工作转速为

按《机械设计课程设计指导书》表2.1推荐的传动比合理范围，取V带传动比‘；

=2~4,一级锥齿轮减速器的传递比

；

=2~3。

则总传动比合理范围为1=4~12。

故电动机转速的

可选范围为。

方

案

电动

机型号

额

定功率

电动机转速

r/min

电动机

重量

同

步转速

满载

转速

Y160

M2-8

5.5

750

720

119

Y132

M2-6

960

符合这一范围的同步转速有750,1000r/min

nd=（4~12）X121r/min=491.12^1452r/min

根据这个查表可以选择的电动机有以下几种:

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、市场常用性可

见第2个方案比较合适因此选定电动机型号为Y132M2-6。

电动机主要外形和安装尺寸列于下表:

Y80〜Y132

电动机型号

Y132M-6

ia=7.94

其安装尺寸如表:

心

•・叫4同

夕卜形

尺寸

x（AC/2+4D）x/

脚底安装尺寸，DAxB

脚

螺

栓

孔

直

径K

轴伸尺寸

Dxl

安装部位尺寸:

FxGD

515x3/

5x31216x1

38x1

010x41

（二）计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比

由选定的的电动机满载转速"

加和工作机主动轴转速n,可得传动装置的总传动比为:

iaia

io=2.5

i=3.18

电动机型号为Y132sM2-6满载转速71m=960r/m，且工作机

主动轴转速n=121r/min,则由上面公式可得:

2、分配传动比

总传动比为各级传动比的乘积，即

设%为锥齿轮的传动比，传动比范围10=2~3,所以取

0=2.5

则由公式可得

•i=7.94

片=2x7xI?

=4.89kw

pn=ptx/x%=4.79kw

（3）、各轴输入转矩

电机轴输出转矩7；

=9550&

=52.22N・mn.

所以各轴输出转矩为：

I轴TI=TdXnlXi=52.22X0.96X3.18=1121.6N•m

II轴Tlll=TlXilXn2A2Xq3=52.22X2.7X0.98A2X

0.97=378.4N•m

HI轴T/u=Tux//5x=360.2N・〃?

轴名称

（r/min）

功率（kw）

转矩

（N・m）

1轴

384

4.89

121.6

II轴

120.9

4.79

378.4

III轴

4.56

360.2

第3章带传动的设计

1、确定计算功率

由教材P156表8-8取工作情况系数kA=l.l

计算功率Pca=KAXPd=l.lX5.25=5.78KW

2、选择V带带型

n小齿轮二n电动=n满载=960r/min

根据Pea、n小齿轮，山教材图8-11选用A型V带

3、确定带轮基准直径，并验算带速

①初选小带轮基准直径

由教材教材表8-7和表8-9,取小带轮基准直径为：

ddi=150mm»

则取大带轮直径dd2=ddix2.5=375mm

查表取标准值dd2=355

②验算带速Vo

Pea=5

A型带

dd\=150/n/w

del2=315mm

78Zw

带速V：

n・d〃in\

60x1000

ux150x960

=7.54m/s

在5~25m/s范围内，带速合适

4、确定中心距a,并选择V带的基准长度Ld

①根据教材P152式（8-20）,初定中心距。

V=7.5

4m/s

3o=7

00mm

LdO=22

Ld=220

0mm

O.7（ddl+dd2）WaOW2（ddl+dd2）得：

0.7（150+355）^a0^2（150+355）

所以有：

353.5mmWa0W1010mm,取a0=700

②由教材P158式（8-22）计算带所需的基准长度

Ld0=2Xa0+[nX（ddl+dd2）]/2+[（dd2-ddl）人2]/（4XaO）得：

a=696mm

Ld0=2X700+[nX（150+355）]/2+[（355-150）A2]/（4X700）

=2208mm

根据教材P146表（8-2）取Ld=2200mm

③根据教材P158式（8-23）得实际中心距a：

a^a0+（Ld-LdO）/2=700+（2200-2208）/2

a=696mm

按式（8-24）,中心距变化范围为:

amin=a-0.015Ld=663mm

amax=a+0.03XLd=762mm

663<

762

5、验算小带轮包角

根据教材P152式（8-20）

a1=180°

-（ddl-dd2）X573°

=180°

-（315-112）X57.3°

-29.34

=163°

120°

6^确定带的根数

①、计算单根V带的额定功率

由ddl=150mm和n小齿轮=960r/min

根据教材P152表（8-4）由插值法求得得：

a=163°

po=1.16Aw

~川=0.1lAw

Ku=0.94

P0=1.39-（139-1.15）/（1200-950）X（1200-960）=1.16kw

根据，i=2.5和A型带，根据教材P153表（8-5）由插值法得:

△P0=（0.15-0.11）/（1200-950）X（960-950）+0.11=0.11kw

根据教材P155表（8-6）由插值法求得得:

Ka=0.93+（0.95-0.93）/（160-155）X（158.03-155）=0.94

根据教材P146表（8-2）查得:

KL=1

Pr=（P0+AP0）XKaXKL=（1.16+0.11）X0.94Xl=1.26kw

②、计算V带根数

Z=Pca/Pr=5.771.26=4.43

取Z=4根

7、计算单根V带的初拉力

由教材P149表8-3查得q=0.105kg/m,由教材P158式（8-27）

单根V带的初拉力：

F0=500Pca（2.5-Ka）/（ZXvXKa）+qXvA2

F0=500X（2.5-0.94）X5.9^/（4X5.63X0.94）+0.105X7.54A2

F0=128N

8、计算压轴力Fp

由教材P159式（8-28）得:

Fp=2ZF0sin（a1/2）=2X4X210.77Xsin（158.03°

/2）

Fp=1012N

Pr=1.26

Z=4

F0=128

Fp=101

9、带轮其他参数计算

求带轮宽度

由带轮宽€1=（Z-l）e+2f,查表8-11得e=15,f=9;

则d=（4-l）*15+2*9

=63mm

主要设计结论如表5.1所示

带型

根

数

基准长度（mm）

小

带轮基准

直径（mm）

大带轮基准直径（mm）

中

心距

（mm）

初拉力（N）

■I?

轮宽

200

第4章、齿轮传动的设计计算

1、选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。

压力角取为20°

。

（2）小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为280HBS。

大齿轮选用45钢调制，齿面硬度240HBS：

（3）根据教材P205表10-6选7级精度。

（4）选小齿轮齿数为Zl=25,大齿轮齿数为

Z2=i齿轮XZl=2.5X25=62.5,去63

e=15

f=9

d=63mm

2、按齿面接触疲劳强度设计

（1）根据教材P203式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即

3।

dI;

4K涡咨）2

■（1-0%方齿轮［叫

、专输定有关参数如下：

①试选K加=1.3

②计算小齿轮传递的转矩。

Tl=9.55X10A6XPl/nl=1.21.6N・m

3选取齿宽系数以=0.3

4由图10-20查得区域系数Z〃=2.5

由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa*

计算接触疲劳许用应力［。

H］

由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别是

%imi=700MPa,（r/nim2=550MPa

由式（10-15）计算应力循环次数:

Nl=60njLh

=6OX384X1X（2X8X300X5）=5.52X10A8

i齿轮=Z〃Z1=6Q5=2.5

N2=Nl/i齿轮=5・52X10八成.5=2・2X10A8由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数:

KHNl=0.93KHN2=0.95

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数S=1.0

[OH]1=OHlimlKHNVSH=600X0.9V1.0Mpa=630Mpa

[oH]2=oHlim2KHN^/SH=550X0.971.0Mpa=525Mpa

取尸〃和。

〃b中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[%]=[cr〃]2=525Mpa

2）试算小齿轮分度圆直径

dk>

I4KHz咨>

N据1-0.5%人齿轮⑸]

4xl.3xl.4xl05x（2.5x189.8）2

YO.3x（1-O.5xO,3）2x2.92乂522.5

=98.66mm

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度v

=d〃（l-0.5%）=98.26x（l-0.5x0.3）=83.87mm

Vm=

60*1000

Vm=JiX83.87X384/（60X1000）=1.68m/s

②当量齿轮的齿宽系数

0=%d],JiJ+l/2=0.3X98.66XJ2.5八2+1〃=56.35mm

%=。

Zu=2.54=189.8MP（

小m=55OA〃％

KHNl=0.9

KHN2=0

.95

1°

H]1=630

[°

H]2=525

%=hIdmI=56.35/^3.87=0.67

2）计算实际教荷系数

①根据Vm=1.68m/s,锥齿轮为7级精度，山图10-8查得动教荷系数KV=1.15

②由教材P193表10-2查得：

使用系数KA=1

③由教材P195表10-3查得：

齿间啮合系数KHa=l

④由教材P226b表10-9用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数KH8=1.35

故载荷系数KH=KAXKVXKHaXKHP=1X1.05X1X1.35=1.45

按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

JI=Ji.

305

d\!

=98.6vnm

Vm=1.68m/s

KH=1.45

41=98.66」一^=105.25〃〃〃

V1.3

根据式（10-12）

模数：

m=dl/Zl=101.19/24=4.22mm

3.按齿根弯曲疲劳强度设计

，心IK/7_*（/）

（1一0.5赧）2&

2巡+1

1）确定公式中各个参数值

①试选KFt=1.3

②计算

—

由分锥角和可得当量齿数由分锥角

d=arctan（l//9|）=arctan（25/63）=17.31。

和

心=90°

—17.310=72.66°

可得当量齿数

zvl=zx/cosJ,=24/cos（17.31°

）=26.18

zy2=z2/cosJ2=70/cos（72.66°

）=211.71

③由图10-17查得齿形系数，Fal=2.62,rFfl2=2.11

由图10-18查得应力修正系数%i=IS%%?

=1.89

由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：

FLiml=620MpaoFLim2=440Mpa

由图10-22取弯曲疲劳寿命系数,勺冲=0.85K小2=0.88

[of]l==085x620/1.7=31OMPa

[aF]2=*=0.88x440/1.7=228Mp。

按一般可靠度选取安全系数SF=1.7，山式（10-14）得

YFai=2.

皿乂3=2.65xl.59/310=0.034

Ysai=l.

YFa2=2.

=2.11x1.89/228=0.017

Y为2=1.

因为大齿轮大于小齿轮

小X%=匕七2X%2=00]7

Fiimi=500Mpa

2）试算模数

FlimZ

=380Mpa

Sf=1.7

Fi=250Mpa

mt>

4（1-0.54尸z；

癌7T9M

F2=197Mpa

1.3x1.26xlO5

X0.3x（1-0,5X0,3）2X252

=x0.018=1.946〃〃〃+1

Mt=1.946

调整齿轮模数

①计算齿轮的圆周速度V

%=m1q=1.946x25=48

dirA=Jl（l-0.5^）=48.46（1-0.5x0.3）=41.42/nm

Vm=ndmln优0X1000=五X41.42X384/（60X1000）

=0.83m/s

②齿宽b:

b=编dlJiJ+l/2=0.3X48.96，2.5八2+1/2=27.91〃〃"

2）计算实际载荷系数K.

①根据v=0.77m/s,7级精度由图10-8查的动载荷系数K、.=1.02

②直齿锥齿轮精度低，取齿间分配系数仆,=1

用插值法勺W=1.24,勺？

=1.17

则载荷系数：

K尸Ka*Kv*KFa*K/=lXl.02XlXL14=l.37

3）由式10—13按实际载荷系数算得齿轮模数:

m=mtX（KF/KFt）A（l^）=2.04X（1.1^1.3）A（l^）=1.846mm

按照齿根弯曲强度计算模数，就近选择标准模数m=2mm按接触疲劳算得分度圆直径dl=105.25mm,算出小齿轮齿数Z1=dl/m=105・2.=52・6,取53。

取Zl=51,则大齿轮数Z2=i齿轮XZ1=2.5X53=132.5取133.为了使两齿轮互质，取Z2=133。

4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d\==53x2=\06mm

1）=z7m=133x2=266〃〃〃

⑵计算分锥角

W=arctan（l//...）=arctan（51/149）=21.72°

J2=90°

-18.90o=68.28°

（3）计算齿轮宽度

b=。

屐/IJi齿八2+1/2=0.3x1067（133/53）A2+1/2=42.81mm

取=42.81〃〃〃1―

7）、数据整理

名称

号

公式

直齿圆锥小齿轮

直齿圆锥大齿轮

齿数

133

模数

传动比

■

2.51

分度圆锥度

d=arctg1,/

J2=90-4

21*395

68°

206

分度圆直径

d=mz

106

266

齿顶

一.三一同

齿根

1司

hf=（%+c）m

2.4

齿全

•-4一inj

力=4+勺

4.4

Vm=0.8

3m/s

b=27.91

KF=1.37

m=2

Zl=53

Z2=133

dl=106

d2=266

齿顶圆直径

d°

i=&

+2力；

〃7cos

d=d,+2/7；

/〃cosS>

—<

%109.

71（大端）

267.5

（大端）

齿根圆直径

d八=4一2/?

mcos

df2=d2-2/?

cos心

101.

264.20

齿距

p=7on

6.28

齿厚

7nns=——

3.14

齿槽宽

7nne=——

顶隙

c=cm

0.4

锥距

143.

143.17

当量齿数

z、二卫-cos万

359

齿宽

b=WrR

第六章、轴的设计计算

一、输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

①选用45调质，硬度217~255HBs

b=42.81

②根据教材P370（15-2）式，并查表15-3,取A=115mm

③d2115（3.70/531.03）l/3mm=25.7mm

④考虑有键槽，将直径增大5%,则：

d=25.7X（l+5%）mm=27

⑤，选d=28mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

⑦单级减速器中可将输入轴的圆锥齿轮做成悬臂结构，安排在箱体一侧，两轴承安排在齿轮的右侧，齿轮左面山套筒定位，右面用挡圈固定，周向用平键连接。

两轴承分别以套杯和套筒定位。

（2）确定轴各段直径和长度

9II段：

dl=28mm长度取Ll=50mm

10Vh=2cc=1.5mm

⑪II段：

d2=dl+2h=28+2X2X1.5=34mm

@/.d2=34mm

⑬轴承端盖的总宽度为20mm。

根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和带轮右端面的距离l=30mm,故‘2=50〃”〃

⑭HII段：

参照工作要求并根据d2=34mm,有轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30208其内径为40mm,宽度为18mm。

故4-4-40mm。

L3=18mmoV段轴承右端有套筒定位，为使套筒端面可靠地压紧轴承，此轴段应略短于轴承宽度，故取16mm

⑮VI段：

取安装锥齿轮处的轴段VI的直径为34mm取锥齿轮的宽度为56mm,取套筒的长度为20mm,则16=56+20+（18-16）=78mm

⑯IV段：

取d4=28mm4=8。

〃?

〃？

在IV轴段加一套筒对轴承进行定位。

套筒的外径为d=50mm至此，已初步确定了轴的各段直径和距离。

（3）按弯矩复合强度计算

①求小齿轮分度圆直径：

已知dl=120mm

②求转矩：

已知Tl=114000N•mm

③求圆周力：

根据教材P198（10-

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