v带一级圆锥链传动f=2300v=0.85.doc

目录第一部分 设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第二部分 选择电动机32.1电动机类型的选择32.2确定传动装置的效率32.3选择电动机容量42.4确定电动机参数42.5确定传动装置的总传动比和分配传动比5第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数53.1电动机输出参数53.2高速轴的参数63.3低速轴的参数63.4工作机轴的参数6第四部分 普通V带设计计算7第五部分 链传动设计计算10第六部分 减速器齿轮传动设计计算116.1选精度等级、材料及齿数116.2确定传动尺寸136.3计算锥齿轮传动其它几何参数15第七部分 轴的设计167.1高速轴设计计算167.2低速轴设计计算22第八部分 滚动轴承寿命校核288.1高速轴上的轴承校核288.2低速轴上的轴承校核29第九部分 键联接设计计算309.1高速轴与大带轮键连接校核309.2高速轴与小锥齿轮键连接校核319.3低速轴与大锥齿轮键连接校核319.4低速轴与链轮键连接校核31第十部分 减速器的密封与润滑3110.1减速器的密封3110.2齿轮的润滑3210.3轴承的润滑32第十一部分 减速器附件3211.1油面指示器3211.2通气器3311.3放油孔及放油螺塞3311.4窥视孔和视孔盖3311.5定位销3311.6启盖螺钉3411.7螺栓及螺钉34第十二部分 减速器箱体主要结构尺寸34第十三部分 设计小结35第十四部分 参考文献35第一部分 设计任务书1.1设计题目 一级圆锥减速器，拉力F=2300N，速度v=0.85m/s，直径D=140mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.链传动设计计算 7.减速器内部传动设计计算 8.传动轴的设计 9.滚动轴承校核 10.键联接设计 11.联轴器设计 12.润滑密封设计 13.箱体结构设计第二部分 选择电动机2.1电动机类型的选择 按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。2.2确定传动装置的效率 查表得： 滚动轴承的效率：2=0.98 V带的效率：v=0.96 闭式圆锥齿轮的效率：3=0.97 链传动的效率：c=0.9 工作机的效率：w=0.972.3选择电动机容量 工作机所需功率为2.4确定电动机参数 电动机所需最小名义功率: 电动机所需额定功率: 工作转速： 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，链传动比范围为：26，一级圆锥齿轮传动比范围为：28，因此理论传动比范围为：8192。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(8192)116.01=928-22274r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案型号额定功率/kW同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890 电机主要外形尺寸中心高H外形尺寸LHD安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE键部位尺寸FG13251531521617812388010332.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为： （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2 取链传动比：ic=2 减速器传动比为第三部分 计算传动装置运动学和动力学参数3.1电动机输出参数3.2高速轴的参数3.3低速轴的参数3.4工作机轴的参数 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nmm)电机轴9603.231833.33高速轴4803.0761080.21低速轴231.882.92120260.48工作机轴115.942.45201806.97第四部分 普通V带设计计算 1.已知条件和设计内容 设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的功率Pd=3.2kW；小带轮转速n1=960r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。 2.设计计算步骤 （1）确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA=1.1，故 （2）选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用A型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=106mm。 2）验算带速v。按式验算带的速度 取带的滑动率=0.02 （3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 根据表，取标准值为dd2=200mm。 （4）确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=240mm。 由式计算带所需的基准长度 由表选带的基准长度Ld=990mm。 按式计算实际中心距a。 按式,中心距的变化范围为235-280mm。 （5）验算小带轮的包角a （6）计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=960r/min,查表得P0=1.06kW。 根据n1=960r/min，i=2和A型带，查表得P0=0.112kW。 查表的K=0.944，表得KL=1.1，于是 2）计算带的根数z 取3根。 （6）计算单根V带的初拉力F0 由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以 （7）计算压轴力Fp带型A中心距250mm小带轮基准直径106mm包角158.46大带轮基准直径200mm带长990mm带的根数3初拉力184.41N带速5.33m/s压轴力1086.97N 4.带轮结构设计 （1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=38mm 因为小带轮dd1=106 因此小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下： 由于当B1.5d时，L=B （2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=25mm 因为大带轮dd2=200mm 因此大带轮结构选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下：第五部分 链传动设计计算 （1）确定链轮齿数 由传动比取小链轮齿数Z1=21，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=iZ1=42，所以取Z2=43。 实际传动比i=z2/z1=2.05 （2）确定链条型号和节距 查表得工况系数KA=1 小链轮齿数系数： 取单排链,则计算功率为: 选择链条型号和节距： 根据Pca=3.562kW，n1=231.88r/min，查图选择链号10A-1，节距p=15.875mm。 （3）计算链长 初选中心距 则，链长为: 取Lp=112节 采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24902则链传动的最大中心距为： 计算链速v，确定润滑方式 按v=1.288m/s，链号10A，查图选用滴油润滑。 （4）作用在轴上的力 有效圆周力 作用在轴上的力 链轮尺寸及结构 分度圆直径第六部分 减速器齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数 （1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS （2）选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1i=302.07=63。 实际传动比i=2.1 （3）压力角=20。 由设计计算公式进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数KHt=1.3 2）查教材图标选取区域系数ZH=2.5 4）选齿宽系数R=0.3 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： 6）查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5 7）计算应力循环次数 8）由图查取接触疲劳系数： 9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t，带入H中较小的值 2）计算圆周速度v 3）计算当量齿宽系数d 4）计算载荷系数 查表得使用系数KA=1 查图得动载系数KV=1.087 查表得齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.27 实际载荷系数为 5）按实际载荷系数算得的分度圆直径 6）计算模数6.2确定传动尺寸 （1）实际传动比 （2）大端分度圆直径 （3）齿宽中点分度圆直径 （4）锥顶距为 （5）齿宽为 取b=31mm 齿根弯曲疲劳强度条件为 1） K、b、m和R同前 2）圆周力为 齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数: 大齿轮当量齿数: 查表得： 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为: 由图查取弯曲疲劳系数： 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力 故弯曲强度足够。6.3计算锥齿轮传动其它几何参数 （1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 （2）计算齿顶圆直径 （3）计算齿根圆直径 （4）计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=13830 （5）计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=15811 （6）计算齿顶锥角 a1=1+a1=27618 a2=2+a2=661042 （7）计算齿根锥角 f1=1-f1=232936 f2=2-f2=62340第七部分 轴的设计7.1高速轴设计计算 （1）已经确定的运动学和动力学参数 转速n=480r/min；功率P=3.07kW；轴所传递的转矩T=61080.21Nmm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% 查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25 （4）轴的结构设计 a.轴的结构分析 高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，bh=87mm(GB/T 1096-2003)，长L=36mm；定位轴肩直径为30mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的直径和长度 第1段：d1=25mm，L1=48mm 第2段：d2=30mm（轴肩），L2=44mm 第3段：d3=35mm（与轴承内径配合），L3=17mm 第4段：d4=40mm（轴肩），L4=79mm 第5段：d5=35mm（与轴承内径配合），L5=17mm 第6段：d6=30mm（与主动锥齿轮内孔配合），L6=49mm轴段123456直径(mm)253035403530长度(mm)484417791749 （6）弯曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图 如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径） 小锥齿轮所受的圆周力 小锥齿轮所受的径向力 小锥齿轮所受的轴向力 带传动压轴力（属于径向力）Fp=1086.97N 第一段轴中点到轴承中点距离La=76.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=96mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=42mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 外传动件压轴力（属于径向力）Q=1086.97N a.计算作用在轴上的支座反力 轴承A在水平面内的支反力 轴承B在水平面内的支反力 轴承A在垂直面内的支反力 轴承B在垂直面内的支反力 轴承A的总支承反力为： 轴承B的总支承反力为： b.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面内弯矩 截面B在水平面内弯矩 截面C在水平面内弯矩 截面D在水平面内弯矩 c.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面内弯矩 截面B在垂直面内弯矩 截面C在垂直面内弯矩 截面D在垂直面内弯矩 d.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩 截面B处合成弯矩 截面C处合成弯矩 截面D处合成弯矩 e.绘制扭矩图 f.计算当量弯矩图 截面A处当量弯矩 截面B处当量弯矩 截面C处当量弯矩 截面C处当量弯矩 g.校核轴的强度 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e-1b，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算 （1）已经确定的运动学和动力学参数 转速n=231.88r/min；功率P=2.92kW；轴所传递的转矩T=120260.48Nmm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。 由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7% 查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28 （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析 低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，bh=128mm(GB/T 1096-2003)，长L=32mm；定位轴肩直径为33mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径。 第1段：d1=28mm，L1=60mm 第2段：d2=33mm（轴肩），L2=63mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右） 第3段：d3=35mm（与轴承内径配合），L3=18mm（轴承宽度） 第4段：d4=45mm（轴肩），L4=122.5mm（根据齿轮宽度确定） 第5段：d5=40mm（与大锥齿轮内孔配合），L5=45.5mm（比配合的齿轮长度略短，以保证齿轮轴向定位可靠） 第6段：d6=35mm（与轴承内径配合），L6=35mm（由轴承宽度和大锥齿轮端面与箱体内壁距离确定）轴段123456直径(mm)283335454035长度(mm)6063181224635 （5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画低速轴的受力图 如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力 大锥齿轮所受的圆周力 大锥齿轮所受的径向力 大锥齿轮所受的轴向力 c.计算作用在轴上的支座反力 轴承中点到齿轮中点距离La=49.25mm，齿轮中点到轴承中点距离Lb=154.75mm，轴承中点到第一段轴中点距离Lc=102.5mm a.支反力 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH 低速轴上外传动件施加在轴上的径向力Q=2607N 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV 轴承A的总支承反力为： 轴承B的总支承反力为： b.画弯矩图 弯矩图如图所示： 在水平面上，轴截面A处所受弯矩： 在水平面上，轴截面B处所受弯矩： 在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩： 在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩： 在水平面上，轴截面D处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面A处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面B处所受弯矩： 在垂直面上，大锥齿轮所在轴截面C处所受弯矩： 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩： c.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩弯矩： 截面B处合成弯矩： 截面C左侧合成弯矩： 截面C右侧合成弯矩： 截面D处合成弯矩： d.绘制扭矩图 e.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩： 截面B处当量弯矩： 截面C左侧当量弯矩： 截面C右侧当量弯矩： 截面D处当量弯矩： f.校核轴的强度 因大锥齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。 其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 最大弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为 查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ee，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=54.2kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=48000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此两轴承的当量动载荷如下： 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020735721754.2 根据前面的计算，选用30207轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm 查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。 当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，Pr=0.4Fr+YFa 轴承基本额定动载荷Cr=54.2kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=48000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力： 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此两轴承的当量动载荷如下： 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。第九部分 键联接设计计算9.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长36mm。 键的工作长度 l=L-b=28mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力9.2高速轴与小锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长36mm。 键的工作长度 l=L-b=28mm 小锥齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力9.3低速轴与大锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=12mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长32mm。 键的工作长度 l=L-b=20mm 大锥齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力9.4低速轴与链轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长45mm。 键的工作长度 l=L-b=37mm 链轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力第十部分 减速器的密封与润滑10.1减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V 3m/s，输出轴与轴承盖间也为V 1.212mm齿轮端面与内箱壁距离210mm箱盖、箱座肋厚m1、mm10.851、m0.858mm、8mm轴承端盖外径D2D+(55.5)d3；D-轴承外径132mm、112mm第十三部分 设计小结 这次关于一级圆锥减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。 在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。第十四部分 参考文献 1 濮良贵、纪名刚主编. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2006.5 2 机械设计手册编委会. 机械设计手册（第1 卷、第2 卷、第3卷）（新版）北京机械工业出版社，2004 3 郑文纬、吴克坚主编. 机械原理. 7版. 北京：高等教育出版社，1997.7 4 陈立德主编.机械设计课程设计指导书 5 龚桂义主编.机械设计课程设计图册（第三版） 6 陈铁鸣主编.新比恩机械设计课程设计图册 7 邱宣怀主编.机械设计（第四版）.北京：机械工业出版社，1995 8 周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教育出版社，1994 9 徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，1991目 录第一章 总 论 11.1项目概况 11.2研究依据及范围 21.3结论 31.4建议 4第二章 项目建设的背景和必要性 52.1项目建设的背景 62.2项目建设的必要性 7第三章 项目服务需求分析 9第四章 项目选址与建设条件 114.1选址原则 114.2项目选址 114.3建设条件 12第五章 建设方案与设计 125.1建设规模与内容 125.2总体规划设计 135.3结构方案 185.4主要配套设备 195.5给水工程 205.6排水工程 225.7电气设计 235.8节能设计 26第六章 项目实施进度和招投标管理296.1项目实施进度 296.2招投标管理 31第七章 环境影响分析 317.1项目主要污染源分析327.2 环境保护措施及治理效果 35第八章 消防、安全与卫生防护 378.1 消防 378.2 劳动安全 388.3 卫生防护 39第九章 组织机构、运作方式与项目实施进度399.1 项目建设组织机构399.2项目运营组织机构 419.3劳动定员 42第十章 投资估算和资金筹措4210.1投资估算4310.2项目所需流动资金 4910.3资金筹措 49第十一章 经济和社会效益评价 5011.1 经济效益评价5011.2 社会效益评价 50第十二章 结 论 50 12.1 主要结论 50 12.2 建 议 51附录：1、*发改局关于*迁建工程项目建议书的批复 2、*村镇建设管理所*迁建项目用地红线第41页/共41页第41页/共41页