一級圓錐齒輪減速器說明書含（CAD總成圖）
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- 、傳動方案擬定…………….……………………………….2
二、電動機的選擇……………………………………….…….2
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4
四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算………………………….…….5
五、傳動零件的設計計算………………………………….….6
六、軸的設計計算………………………………………….....12
七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…19
八、鍵聯(lián)接的選擇及計算………..……………………………22
九、減速器的潤滑……………………………………………. 24
十、箱體尺寸…………………………………………………..24
計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定
第三組：設計單級圓錐齒輪減速器和一級帶傳動
（1） 工作條件：傳動不可逆，載荷平穩(wěn)。
啟動載荷為名義載荷的1.25倍，傳動比誤差為+/-0.75%
（2） 原始數(shù)據(jù)：輸出軸功率Pw=3kw
輸出軸轉(zhuǎn)速n=100r/min
計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定
第三組：設計單級圓錐齒輪減速器和一級帶傳動
（3） 工作條件：傳動不可逆，載荷平穩(wěn)。
啟動載荷為名義載荷的1.25倍，傳動比誤差為+/-0.75%
（4） 原始數(shù)據(jù)：輸出軸功率Pw=3kw
輸出軸轉(zhuǎn)速n=100r/min
二、電動機選擇
1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機
2、電動機功率選擇：
（1）傳動裝置的總功率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪
=0.96×0.982×0.96
=0.8851
(2)電機所需的工作功率：
P工作= Pw/η總
=3/0.8851
=3.39 KW
3、確定電動機轉(zhuǎn)速：
已知：n=100r/min
按推薦的傳動比合理范圍，取圓錐齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I’a=2~3。取V帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比理時范圍為I’a=4~12。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n’d=I’a×
n筒=（4~12）×100=400~1200r/min
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750和1000 r/min。
根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=960r/min 。
4、確定電動機型號
根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132M1-6。
中心高H
外形尺寸
L×(AC/2+AD)HD 底角安裝尺寸 A×B 地腳螺栓
孔直徑 K 軸 伸 尺 寸
D×E 裝鍵部位寸
F×G
112 400×305×265 190×140 12 28×60 8×24
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n=960/100=9.6
2、分配各級傳動比
（1） 據(jù)指導書，取齒輪i齒輪=3（單級減速器i=2~3合理）
（2） ∵i總=i齒輪×I帶
∴i帶=i總/i齒輪=9.6/3=3.2
四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算
1、 計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）
nI =nI/i帶=960/3.2=300(r/min)
nII=nII/i齒輪=300/3=100(r/min)
II軸即為工作機構(gòu)的轉(zhuǎn)速nII=n
2、 計算各軸的功率（KW）
PI= P工作×η帶=3.39×0.96=3.2544KW
PII= PI×η軸承×η齒輪=3.2544×0.98×0.96
=3.06KW
3、 計算各軸扭矩（N•m）
TI=9550×PI/nI=9550×3.2544/300
=103.6N•m
TII=9550×PII/nII
=9550×3.06/100
=292.23N•mm
五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本P150表9.21得：kA=1.1
PC=KAP=1.1×4=4.4KW
由課本P149圖9.13得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速
由課本圖9.13得，推薦的小帶輪基準直徑為
80~100mm
則取dd1=100mm>dmin=75
dd2=i•dd1=3.2×100=320mm
由課本P134表9.3，取dd2=315mm
實際從動輪轉(zhuǎn)速n2`=n1dd1/dd2=960×100/315
=304.8r/min
轉(zhuǎn)速誤差為：n2-n1`/n2=304.8-300/300
=0.016<+0.5%(允許值)
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5.02m/s
在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心矩
根據(jù)課本P151式（9.18）得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+315)≤a0≤2×(100+315)
由課本P151式（9.19）得： 所以有：290.5mm≤a0≤830mm
按結(jié)構(gòu)設計初定a0=500
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+1.57(100+315)+(315-100)2/4×500
=1674.66mm
根據(jù)課本P135表（9.4）取Ld=1600mm
根據(jù)課本P151式（9.20）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+(1600-1674.66)/2
=500-37.33
=462.67mm
(4)驗算小帶輪包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1800-(315-100/462.67)×57.30
=153.370>1200（適用）
（5）確定帶的根數(shù)
根據(jù)課本P144表（9.9）P0=0.95KW
根據(jù)課本P151式（9.22）△P0=0.12KW
根據(jù)課本P148表（9.12）Kα=0.96
根據(jù)課本P136表（9.4）KL=0.99
由課本P151式（9.22）得
Z=PC/P’=PC/(P0+△P0)KαKL
=4.4/(0.95+0.12) ×0.96×0.99
=4.3
(6)計算軸上壓力
由課本P140表9.6查得q=0.1kg/m，單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×4.4/5×5.02×(2.5/0.96-1)+0.1×5.022]N
=142.76N
則作用在軸承的壓力FQ，由課本P152式（9.24）
=2×5×142.76sin153.37/2
=1384.75N
選用5根A—1600 GB/T 11544—1997V帶中心距a=462.67 帶輪直徑dd1=100mm dd2=315mm
軸上壓力FQ =1384.75N
2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為220~250HBS。大齒輪選用45鋼，正火，齒面硬度170~210HBS；根據(jù)課本P233表11.20選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥[KT1/φRu[4.98 ZE/(1-0.5φR）(σH) ]2] 1/3
由式（6-15）
確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=3
取小齒輪齒數(shù)Z1=28。則大齒輪齒數(shù)：
Z2=iZ1=3×28=84
實際傳動比I0=84/28=3
傳動比誤差：i-i0/I=3-3/3=0%<0.75% 可用
齒數(shù)比：u=i0=3
由課本P233表11.19取φr=0.3
(3)轉(zhuǎn)矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.3/300
=1.1×105N•mm
(4)載荷系數(shù)k
由課本P211表11.10取k=1.1
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本P208圖11.25查得：
σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=530Mpa
由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數(shù)NL
NL1=60njLn=60×300×1×(10×52×40)
=3.744×108
NL2=NL1/i=3.744×108/3=1.248×108 .
由課本P210圖11.28查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：
ZNT1=1.1 ZNT2=1.13
通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1.1/1.0Mpa
=616Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.13/1.0Mpa
=598.9Mpa
故得：
由d1≥[KT1/φRu[4.98 ZE/(1-0.5φR）(σH) ]2] 1/3 d1=77.2
模數(shù)：m=d1/Z1=77.2/28=2.76mm
根據(jù)課本表11.3取標準模數(shù)：m=2.5mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
根據(jù)課本P214（11.25）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σF]
確定有關參數(shù)和系數(shù)
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×28mm=70mm
d2=mZ2=2.5×84mm=210mm
錐距R= (d12+ d22) 1/2=221.4
齒寬：b=R/3=73.8
取b=74mm
(7)齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa
根據(jù)齒數(shù)Z1=28,Z2=84由表11.12相得
YFa1=2.58 YSa1=1.61
YFa2=2.25 YSa2=1.77
(8)許用彎曲應力[σF]
根據(jù)課本P208（11.16）式：
[σF]= σFlim YNT/SF
由課本圖11.26查得：
σFlim1=210Mpa σFlim2 =190Mpa
由圖11.27查得：YNT1=YNT2=1
按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.3
計算兩輪的許用彎曲應力
[σF]1=σFlim1YNT1/SF=210×1/1.3Mpa
=162Mpa
[σF]2=σFlim2 YNT2/SF =190×1/1.3Mpa
=146Mpa
將求得的各參數(shù)代入式
σF1=4kT1YFYS/φR(1-0.5φR)2 Z2 m3(u2+1) 1/ 2
=4×1.1×1.1×105×2.58×1.61/0.3(1-0.5×0.3) 2 282×2.53×(27+1) 1/ 2 Mpa
=121.43Mpa< [σF]1
σF2=4kT1YFYS/φR(1-0.5φR)2 Z2 m3(u2+1) 1/ 2
=4×1.1×1.1×105×2.25×1.77/0.3(1-0.5×0.3) 2 ×842×2.53×(27+1) 1/ 2Mpa
=116.42Mpa< [σF]2
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×77.2×300/60×1000
=1.21m/s
...
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