机械设计课程设计：二级圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器设计

机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计1设计计算及说明结果一、设计任务书1.1传动方案示意图图一、传动方案简图1.2原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）25001.62801.3工作条件三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的%5。1.4工作量1、传动系统方案的分析；2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；3、传动零件的设计计算；4、轴的设计计算；5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；6、键联接和联轴器的选择及校核；7、减速器箱体，润滑及附件的设计；8、装配图和零件图的设计；9、设计小结；10、参考文献；二、传动系统方案的分析传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算结果机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计2ωωα34设计计算及说明3.1电动机的选择1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。2、电动机容量选择：（1）工作机所需功率wP=FV/1000F-工作机阻力v-工作机线速度-工作机效率可取0.96(2)电动机输出功率dP考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为dP=wP/α为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即5243241α=0.8331-滚动轴承传动效率取0.992-圆锥齿轮传动效率取0.95-圆柱齿轮传动效率取0.97-联轴器效率取0.995-卷筒效率取0.96dP=kw50.8330.9610001.62500FV/1000αω（3）确定电动机的额定功率edP因载荷平稳，电动机额定功率edP略大于dP即可。所以可以暂定电动机的额定功率为5.5Kw。3、确定电动机转速卷筒工作转速wn=60×1000V/πD=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/min由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15，故电动机的转速的可选范围为'1dn—'2dn=(8-15）wn=873.6—1638r/min。可见同步转速为1000r/min，1500r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min，1500r/min的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。F=2500NV=1.6m/s=0.833dP=5kwedP=5.5kwwn=109.2r/min机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计32设计计算及说明结果表2电动机方案比较表（指导书表19-1）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）传动装置总传动比同步满载1Y132M2-65.51000960738.792Y132S-45.5150014404313.19由表中数据可知，方案1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用方案1，选定电动机型号为Y132M2-63.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1、传动装置总传动比/mwinn=960/109.2=8.792、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约i.i2501，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取1i=2.22i=43.3计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）n＝0/inm=960r/minⅡn＝1/　Ⅰin=960/202=436.36r/minⅢn＝Ⅱn/2i=436.36/4=109.2r/minIVnⅢn=109.2r/min2、各轴输入功率IedPP4η=4.95kw1IIIPP.=4.655kw23IIIIIPP=4.47kwIVP=IIIP.41.ηη=4.38kw3、各轴转矩9550IIIPTn=49.24N.m选Y132M2-6型电动机1i=2.22i=4n=960Ⅱn=436.36IVnⅢn=109.2r/minIP=4.95kwIIP=4.65kwIIIP=4.47kwIVP=4.38kw机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计4设计计算及说明结果9550IIIIIIPTn=101.88N.m9550IIIIIIIIIPTn=390.92N.m9550IVIVIVPTn=383.04N.M将计算结果汇总列表如下表3轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III工作机轴IV转速（r/min）960960436.36109.2109.2功率（kw）54.954.6554.474.382转矩(Nm)49.7649.24101.88390.92383.04传动比12.24.01效率0.990.940.960.98四、传动零件的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材《机械设计（第八版）》）已知输入功率为IIP=4.655kw、小齿轮转速为Ⅱn=436.36r/min、齿数比为4。工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，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小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3)选小齿轮齿数22z1,则大齿轮齿数88z4z12初选螺旋角14。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS7级精度机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计5设计计算及说明结果2131)][(12HEHdttZZuuTKd（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数1tk=1.62）查教材图表（图10-30）选取区域系数HZ=2.4353）查教材表10-6选取弹性影响系数EZ=189.812MPa4）查教材图表（图10-26）得1a=0.7652a=0.8812aaa=1.6455）由教材公式10-13计算应力值环数N1=60n1jhL=60×436.36×1×（3×8×300×10）=1.885×109hN2=0.471X109h6）查教材10-19图得：K1=0.9K2=0.957）查取齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1650MpaHlim2550Mpa8）由教材表10-7查得齿宽系数d=19）小齿轮传递的转矩1T=95.5×105×22/nP=9550X4655/436.36=101.88N.m10）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:[H]1=SKHHN1lim1=0.9×650=585MPa[H]2=SKHHN2lim2=0.95×550=522.5MPa许用接触应力为MPaHHH75.5532/)][]([][21（2）设计计算1）按式计算小齿轮分度圆直径1td2131)][(12HEHdttZZuuTKd=mm67.55)75.5538.189435.2(45645.1110188.106.122431tk=1.6HZ=2.435EZ=189.8a=1.645K1=0.9K2=0.95Hlim1650MpaHlim2550Mpad=1T=101.88N.mH=553.75MPaV=1.27m/机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计62）计算圆周速度100060V11　ndt1.27m/s3）计算齿宽b及模数ntm设计计算及说明结果b=d1td=1.5567=55.67mmntm=mmZdt455.22214cos67.55cos114)计算齿宽与高之比hb齿高h=ntm25.2=2.25×2.455=5.24mmhb=24.567.55=10.625)计算纵向重合度=0.318d1Ztanβ=0.318X1X22tan14=1.7446)计算载荷系数K系数AK=1，根据V=1.27m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数vK=1.08查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数HFKK=1.4由教材图表(表10-4）查得1HK=1.420查教材图表（图10-13）得1FK=1.32所以载荷系数AVHHKKKKK=2.1477)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径1d3ttKddK=mm4.616.1147.267.5538)计算模数1nmnm=mmZd7.22214cos4.61cos113、按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm≥)][(cos212213FSFadYYZYKT设计（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数AVFFKKKKK=1.992）根据纵向重合度=1.744查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数Y=0.88ntm=2.455hb=10.62=1.744HFKK=1.41HK=1.4201FK=1.321d=61.4mm1nm=2.7mm机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计73βcos3）计算当量齿数1v1ZZ=24.08设计计算及说明1VZ=24.08结果3322/cos88/cos14VZZ=96.334）查取齿形系数查教材图表（表10-5）1FY=2.6476，2FY=2.187345）查取应力校正系数查教材图表（表10-5）1SY=1.5808，2SY=1.786336）查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限1FE=520MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限2FE=400MPa。7）查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K1FN=0.85K2FN=0.888）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式FNFEFKS得[F]1=71.3154.152085.011SKFFFN[F]2=43.2514.140088.022SKFFFN9）计算大、小齿轮的FSFYY，并加以比较01326.071.3155808.16476.2][111FSFFY01554.043.25178633.118734.2][222FSFFY大齿轮的数值大.选用.（2）设计计算1）计算模数mmmmmn87.1645.122101554.014cos88.010188.1099.122243对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度2VZ=96.331FY=2.64742FY=2.1871SY=1.58082SY=1.78631FNK=0.852FNK=0.881FE=315.72FE=251.4mn=2mm机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计8算得的分度圆直径d1=61.4mm来计算应有的齿数.2）计算齿数z1=nm14cos4.61=29.78取z1=30那么z2=4×30=120设计计算及说明z1=30z2=120结果4、几何尺寸计算（1）计算中心距a=cos2)(21nmzz=14cos22)12030(=155mm（