二级圆锥圆柱齿轮减速器

1制造学院机械设计课程设计说明书设计题目：二级圆锥圆柱齿轮减速器（用于带式输送机传动装置中）专业：机械设计制造及其自动化班级：姓名：学号：指导教师：2014年1月3日2设计计算说明书设计任务书————————————————————————3电动机的选择——————————————————————4高速轴齿轮传动的设计——————————————————6低速级圆柱齿轮传动的设计————————————————14设计轴的尺寸并校核———————————————————19轴的校核(中间轴)—————————————————————22滚动轴承的选择及计算———————————————————27键联接的选择及校核计算——————————————————29联轴器的选择———————————————————————29润滑与密封———————————————————————30设计小结————————————————————————30参考文献————————————————————————313机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器设计内容：（1）设计说明书（一份）（2）减速器装配图（1张）（3）减速器零件图（不低于3张系统简图：-原始数据：运输带拉力F=4800N，运输带速度sm25.1，卷筒直径D=500mm工作条件：1、两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35°C；2、使用折旧期：8年；3、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；45、运输带速度允许误差：5%；6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量生产；计算与说明主要结果一设计步骤：电动机的选择1.计算带式运输机所需的功率：Pw=1000FV=100025.14800=6kw2.各机械传动效率的参数选择：1=0.99（弹性联轴器），2=0.98（圆锥滚子轴承），3=0.96（圆锥齿轮传动），4=0.97（圆柱齿轮传动），5=0.96（卷筒）.所以总传动效率：a=2142345=96.097.096.098.099.042=0.8083.计算电动机的输出功率：dP=aPw=808.06kw7.43kw4.确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围ai=10~25,工作机卷筒的转速n=50014.325.1100060dv100060=47.77r/min，min/r28.1194~7.47743.7625~10nind）（）（a。则电动机同步转速选择可选为750r/min，1000r/min。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和满足锥齿轮传动比关系，故首先选择750r/min，电动机选择如表所示同步转速为750r/min确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y160L-8，额定功率7.5kW，满载转速5型号额定功率/kw满载转速r/min启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y160L-87.57202.02.0计算传动比：2.总传动比：072.1577.47720nnima3.传动比的分配：21iiia，ai25.0i1=768.3072.1525.03，不成立。所以1i=33072.15iii12a=5.024计算各轴的转速：Ⅰ轴r/min720nnm1Ⅱ轴r/min2403720inn112Ⅲ轴r/min77.47024.5240inn223计算各轴的输入功率：Ⅰ轴kw356.799.043.71d1PPⅡ轴kw92.696.098.0356.73212PPⅢ轴4223PP=6.92×0.98×0.97=6.714kw卷筒轴kw514.699.098.0714.6123PP卷各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩mm1076.9720356.71055.9n1055.946md6dNPT故Ⅰ轴mn720r/min31i，024.52i699.076.91d1TT9.6624mm104NⅡ轴mm1062.7271157710396.098.06624.9i5413212NTTⅢ轴mm10602.410497.098.062.72711577i5524223NTT卷筒轴mm1066.21099.098.0602.455122NTT卷二、高速轴齿轮传动的设计1.按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2.输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。3.材料选择由《机械设计》选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：齿轮型号材料牌号热处理方法强度极限Pa/MB屈服极限a/MPS硬度（HBS）平均硬度（HBS）齿芯部齿面部小齿轮45调质处理650360217~255236大齿轮45正火处理580290162~217189.5二者硬度差约为45HBS。4.选择小齿轮齿数1z25，则：75253ziz112，取75z2。实际齿比32575zzu125.确定当量齿数6.3tancotu2156.7144.1821，34.26921.025coszz11v1，1.237390.075coszz22v2。45号钢调质。小齿轮齿面硬度为236HBS，大齿轮齿面硬度为189.5HBS7(一)按齿面接触疲劳强度设计32121u5.0192.2dRRHEKTZ其中1)试选载荷系数8.1tK2)教材表10—6查得材料弹性系数a8.189MPZE3)小齿轮传递转矩1T9.6624mm104N4)锥齿轮传动齿宽系数33.035.0b25.0RRR，取。5)教材查得小齿轮的接触疲劳强度极限a570lim1MPH；按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限a390lim2MPH。6)循环次数9h1110074.21030082172060jn60LN；891210913.6310074.2uNN7)查教材接触疲劳寿命系数0.11HNK，0.12HNK。8)计算接触疲劳许用应力H取失效概率为1%，安全系数为S=1，则1H=a5705700.1lim11MPSKHHNa3903900.1lim222MPSKHHNHH=a4802390570221MPHH1.232Ha480MPH取82.计算1)计算小齿轮分度圆直径1d32121tu5.0192.2dRRHEKTZ=3242333.05.0133.0109.66248.14808.18992.2=102.56mm2)计算圆周速度m/s86.36000072056.10214.3100060ndv1t13)计算齿宽b及模数m21333.0102.5621udb22t1RRR53.51mm1024.42556.102zdm1t1ntmm4)齿高mm23.91024.425.2m25.2hnt80.523.951.53hb5)计算载荷系数K由教材AK=1；根据v=3.09m/s、8级精度，动载系数VK=1.18；齿间载荷分配系数K=1FHKK；取轴承系数beHK=1.25，齿向载荷分布系数K=HHKK=875.15.1beHK所以：213.2875.1118.11HHVAKKKKK6)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径mm1108.1213.256.102dd33tt11KK7)就算模数：4.425110zdm11nmm9(二)按齿根弯曲疲劳强度设计m3aa21211uz5.014FSFRRYYKT1.确定计算参数1)计算载荷213.2875.1118.11FFVAKKKKK2)查取齿数系数及应了校正系数568.2a1FY，601.1a1SY；14.22FaY，83.12SaY。3)按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限a4001MPFE；按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限a3202MPFE。4)弯曲疲劳寿命系数92.091.021FNFNKK，。5)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4。a2604.140091.0111MPSKFEFNFa29.2104.132092.0222MPSKFNFNF6)计算大小齿轮的FSFYYaa并加以比较，1a1a1FSFYY=01581.0260601.1568.2，01862.029.21083.114.22a2a2FSFYY，大齿轮的数值大。2.计算3aa22121t1uz5.014mFSFRRYYKT=3222401862.0132533.05.0133.0102264.9213.24=1797mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m大于由齿根弯曲10疲劳强度的模数，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。所以可取弯曲强度算得的模数2.671mm并就近圆整为标准值4.4mnmm而按接触强度算得分度圆直径1d=110mm重新修正齿轮齿数，254.4110mdzn11,取整25z1，则75253ziz112，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，12zz与一般应互为质数。故取整76z2。则实际传动比04.32576zzi121，与原传动比相差1.01%，且在%5误差范围内。(三)计算大小齿轮的基本几何尺寸1.分度圆锥角：1)小齿轮26.18zzarccot1212)大齿轮73.7126.189090122.分度圆直径：1)小齿轮mm132304.4zmd1n12)大齿轮mm334764.4zmd2n23.齿顶高mm4.4mm4.41mhhnaa4.齿根高mm28.5mm4.42.01mchhnaf5.齿顶圆直径：1)小齿轮mm1409496.04.42132cosh2dd1a11a2)大齿轮mm3373135.04.42334cosh2dd2a2a26.齿根圆直径：1)小齿轮mmd1321mmd3342''6'26181''54'33712mmR176mmbb592111mm1229496.028.52132cosh2dd1f11f2)大齿轮mm7.3303135.028.52334cosh2dd2f2f27.锥距mm176762524.4zz2msin2mz222221R8.齿宽mm6.58176333.0bRR，（取整）b=59mm。mm451Bmm402B9.当量齿数32.269496.025coszz11v1，4.2423135.076coszz22v210.分度圆齿厚mm91.624.414.32ms11.修正计算结果：1)：441.2a1FY，654.1a1SY；122.22FaY，862.12SaY。2)m/s97.46000072013214.3100060ndv1，再根据8级精度按教材查得：动载系数VK=1.18；齿间载荷分配系数K=1FHKK；取轴承系数beHK=1.25，齿向载荷分布系数K=HH