机械设计+带式运输机 二级圆锥-圆柱斜齿减速器设计说明书

1题目五：设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮齿轮减速器。工作经常满载，空载启动，工作有轻振，不反转，单班制工作。运输带容许速度误差为5%。减速器为小批生产，使用期限10年。运输带拉力F(N)：2400运输带速度V(m/s)：1.6卷筒直径D(mm)：320目录设计任务书……………………………………………………3传动方案的拟订及说明………………………………………3电动机的选择…………………………………………………3计算传动装置的运动和动力参数……………………………5传动件的设计计算……………………………………………7轴的设计计算………………………………………………..16滚动轴承的选择及计算……………………………………..38键联接的选择及校核计算…………………………………..42联轴器的选择………………………………………………..43减速器附件的选择…………………………………………..44润滑与密封…………………………………………………...44设计小结……………………………………………………...44参考资料目录………………………………………………...452设计计算及说明结果一、设计任务书设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2100N，带速v=1.3m/s，卷筒直径D=320mm，输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命10年（设每年工作300天），一班制。二、传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速6010006010001.377.6/min320wvnrD选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为13。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：图一三、选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。77.6/minwnr3设计计算及说明结果2）电动机容量(1)卷筒的输出功率P21001.32.7310001000FvPkw(2)电动机输出功率dPdPP传动装置的总效率12^3345^26式中1、2…为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表2-4查得：V带传动1=0.96；滚动轴承2=0.988；圆柱齿轮传动3=0.97；圆锥齿轮传动4=0.96；弹性联轴器5=0.99；卷筒轴滑动轴承6=0.96；则0.960.988^30.970.960.990.990.960.81故2.733.360.81dPPkw(3)电动机额定功率edP由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表20-1选取电动机额定功率4.0edPkw。3）电动机的转速推算电动机转速可选范围，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表2-1查得Ｖ带传动常用传动比范围1'2~4i，单级圆柱齿轮传动比范围2'3~6i，圆锥齿轮传动比范围3'2~3i，则电动机转速可选范围为：2.73Pkw0.813.36dPkw4设计计算及说明结果123''''931.2~5587.2/mindnniiir初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额定功率（ｋｗ）电动机转速(r/min)电动机质量(kg)同步满载1Y132M1-641000960732Y112M-441500144043传动装置的传动比总传动比V带传动二级减速器12.373.13.9918.564.644两方案均可行,但方案1传动比较小,传动装置结构尺寸较小,因此采用方案1,选定电动机的型号为Y132M1-64）电动机的技术数据和外形,安装尺寸由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表20-1、表20-2查得主要数据，并记录备用。四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比96012.3777.6mnin2）分配各级传动比因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以10.253.1ii圆锥圆柱齿轮减速器传动比2112.373.993.1iii12.37i13.1i23.99i设计计算及说明结果53）各轴转速（轴号见图一）12123134254960/min960/min960310/min3.131077.6/min3.9977.6/minmnnrnnrnnrinnrinnr4）各轴输入功率按电动机所需功率dP计算各轴输入功率，即1212532443235423.363.360.990.9883.293.290.963.163.160.9880.973.023.020.9882.98dPPkwPPkwPPkwPPkwPPkw5）各轴转矩1112223334445553.369550955033.439603.299550955032.739603.169550955097.353103.0295509550371.6677.62.9895509550366.7477.6PTNmnPTNmnPTNmnPTNmnPTNmn项目轴1轴2轴3轴4轴5转速(r/min)96096031077.677.6功率(kw)3.363.293.163.022.98转矩(N*m)33.4332.7397.35371.66366.74传动比113.13.991效率10.9780.960.9580.98812345960/min960/min310/min77.6/min77.6/minnrnrnrnrnr123453.363.293.163.022.98PkwPkwPkwPkwPkw1234533.4332.7397.35371.66366.74TNmTNmTNmTNmTNm设计计算及说明结果6五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率23.29Pkw，小齿轮转速960r/min，齿数比u=3.1，由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），一班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)2）材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为40rC(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3）选小齿轮齿数125z，大齿轮齿数23.12577.5z，取整278z。则21783.1225zuz2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即1132.92()^2(10.5)^2EtRRHZKTdu（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数1.8tK2）计算小齿轮的转矩22295.510^595.510^53.2932729960PTNmmn3）选齿宽系数0.33R125z278z0.33R7设计计算及说明结果4）由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMPa5）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数189.8^0.5EZMPa6）计算应力循环次数12260609601(1830010)1.382410^91.382410^94.45910^83.12hNnjLN7)由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数120.93,0.96HNHNKK8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得12lim11lim220.936005580.96550528HNHHHNHHKMPaSKMPaS（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径1td，代入H中较小的值11332.92()^2(10.5)^2189.81.8327292.92()^264.290.33(10.50.33)^23.1528EtRRHZKTdumm2）计算圆周速度v1264.299603.23/601000601000tdnvmslim1600HMPalim2550HMPa189.8^0.5EZMPa121.382410^94.45910^8NN12558528HHMPaMPa164.29tdmm3.23/vms8设计计算及说明结果3）计算载荷系数根据3.23/vms，7级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载系数1.12vK直齿轮1HFKK由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数1.25AK根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查《机械设计（第八版）》表得轴承系数1.25HbeK，则1.51.51.251.875HFHbeKKK接触强度载荷系数1.251.1211.8752.625AvHHKKKKK4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得112.6253364.2972.911.8ttKddmmK5）计算模数m1172.912.9125dmmmz取标准值3mmm6）计算齿轮相关参数11221211325753782343.12arccosarccos1746'18''^213.12^21907213'42''^213.12^2175122.8622dmzmmdmzmmuuuRdmm7）圆整并确定齿宽0.33122.8640.54RbRmm圆整取249bmm，153bmm2.625K172.91dmm3mmm1212752341746'18''7213'42''122.86dmmdmmRmm153bmm249bmm9设计计算及说明结果3、校核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数1.251.1211.8752.625AvFFKKKKK2）计算当量齿数1111222526.25coscos1746'18''78255.55coscos7213'42''vvzzzz3）由《机械设计（第八版）》表10-5查得齿形系数12.60FaY22.06FaY应力校正系数11.595saY21.97saY4）由《机械设计（第八版）》图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FEMPa5）由《机械设计（第八版）》图10-18取弯曲疲劳寿命系数10.88FNK20.94FNK6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数1.4S，得1112220.88500314.291.40.94380255.141.4FNFEFFNFEFKMPaSKMPaS7）校核弯曲强度2.625K1226.25255.55vvzz12314.29255.14FFMPaMPa10设计计算及说明结果根据弯曲强度条件公式2^2(10.5)^2FaSaFFRKTYYbmZ进行校核1111112^2(10.5)^222.625327292.601.59585.70533^2(10.50.33)^225FaSaFRFKTYYbmZMPa2222222^2(10.5)^222.625327292.061.9729.07493^2(10.50.33)^278FaSaFRFK