设计用于链式运输机的圆锥圆柱齿轮减速器说明书

2009级机械设计课程设计1重庆交通大学机械设计课程设计说明书设计题目：设计用于链式运输机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器学生姓名：学号：学院：机电学院专业：机械设计自造及其自动化班级：工程机械一班指导教师：胡启国2012年5月22日2009级机械设计课程设计2设计目录1.题目及总体分析…………………………………………………32.各主要部件选择…………………………………………………33.选择电动机………………………………………………………44.分配传动比………………………………………………………45.传动系统的运动和动力参数计算………………………………56.设计高速级齿轮…………………………………………………67.设计低速级齿轮…………………………………………………118.减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………15１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计………………………15２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计………………………17３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计………………………209.滚动轴承及键的校和计算寿命…………………………………2410.润滑与密封………………………………………………………2711.箱体结构尺寸……………………………………………………2712.设计总结…………………………………………………………2913.参考文献…………………………………………………………292009级机械设计课程设计3设计任务书题目：设计用于链式运输机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器1）参考传统方案2）工作条件连续单向工作，工作时有轻微振动，使用期10年，经常满载荷，两班制工作，运输链工作速度允许误差为5%，减速器由一般厂中小量生产。3）原始数据题号E3运输链工作拉力)(NF4000运输链工作速度)(1smv0.90运输链链轮齿数Z10运输链节距)(mmp60一.各主要部件选择目的设计计算与说明主要结果动力源电动机联轴器弹性联轴器齿轮锥齿—直轮传动高速级做成锥齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承链轮滚子链2009级机械设计课程设计4二：电动机的选择设计计算与说明主要结果电动机的输出功率的计算工作机所需有效功率为Pw＝F×V＝4000N×0.9m/s=3.6W310锥齿轮的传动(7级精度)效率为η1=0.97圆柱齿轮传动(7级精度)效率为η2＝0.98球轴承传动效率(四对)为η3＝0.994弹性联轴器传动效率(一个)取η4＝0.99运输链轮效率为η5＝0.96要求电动机输出的有效功率为：kwPPw15.496.099.099.098.097.0106.3435433210要求电动机输出功率为：Po=4.15kw类型根据有粉尘的要求选用Y（IP44）系列的电动机选用Y（IP44）系列选用查得型号Y132S—4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率Pe=5.5KW满载转速n=1440r/min满载时效率=85.3%功率因数78.0cos额定转矩T=2.2满载时输出功率为WPPer5.4691853.05500rP略大于oP，在允许范围内选用Y（IP44）系列Y132M2-6型封闭式三相异步电动机三：分配传动比设计计算与说明主要结果2009级机械设计课程设计5分配传动比传动系统的总传动比为：wmnni工作机满载时输入轴的转速min/9060109.0100060100060rPZvnw电动机的满载转速min/1440rnm故总传动比16901440i41625.025.01ii441612iii16i41i42i四：传动装置的运动和动力参数计算设计计算与说明传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、、、、；对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为、、、、；对应于0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为、、、、；相邻两轴间的传动比分别为、、、；相邻两轴间的传动效率分别为、、、。根据n2=n112in3=n223iP1=P01P2=P12000/9550PT111/9550PT……可以算出如下结果：结果轴号发动机两级锥-圆柱减速器工作机2009级机械设计课程设计60轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min）n0=1440n1=1440n2=720n3=180n4=90转矩T(N·m)T0=27.52T1=27.25T2=52.92T3＝207.45T4＝397.9功率P(kw)P0=4.15P1=4.11P2=3.99P3=3.91P4=3.75两轴联接联轴器锥齿轮圆柱齿轮链轮传动比ii01=1i12=2i23=4i34=2传动效率η99.001120.97230.98340.96五：高速级齿轮的设计（锥齿轮的设计）设计计算与说明主要结果选精度等级、材料和齿数１）选用直齿锥齿轮传动。２）速度不高，故选用７级精度３）材料选择。由机械设计表6.1选取小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS，二者材料硬度差为４０HBS。４）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝2×24=48,取Z2=49。符合互为质数。Ｚ1＝２４Z2=752009级机械设计课程设计7按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即uKTZdRRHEt212315.0192.2１）确定公式内的各计算数值（１）试选载荷系数4.1tK（2）计算小齿轮传递的转矩45115110416.51440/11.4105.95/105.95nPTmmN（3）选取齿宽系数3/1R（4）知齿轮，查得节点区域系数5.2HZ（4）由表6.3查得材料的弹性影响系数2/18.189MPaZE（5）由图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5002lim（6）由式6.11计算应力循环次数9160609601(825028)1.84310hNnjL9921.84310/3.140.58710N（7）由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数10.90NZ20.95NZ（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为１％，安全系数为S=11lim11[]0.9600540NHHZMPaMPaS设计计算与说明主要结果2009级机械设计课程设计8按齿面接触强度设计2lim22[]0.95550522.5NHHZMPaMPaSMPaMPaHHH25.5312/)5.522540(2/])[]([][21２）计算（１）试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得mmdt21.6914.3315.01311011.44.125.5318.18992.224231（２）计算圆周速度smndvt/48.3106144021.6914.3100060411（３）模数及主要尺寸的确定模数：8.22421.6911zdm，取0.3m。分度圆直径：mmzmd7224311mmzmd14749322节锥角：1.264924211arctgzzarctg9.639012锥距5.81212221ddR平均分度圆直径：mmddRm65.41)3.05.01(49)5.01(11齿宽mmRbR45.245.813.0取25b3）校核齿根弯曲疲劳强度（1）弯曲强度校核公式：YYmbKKKFFRmVAtmF)5.01(cos0.3m721d1472d2009级机械设计课程设计9设计计算与说明主要结果齿根弯曲疲劳强度（2）确定各参数平均分度圆处螺旋角0m，则1cosm查得动载系数VK1.15齿向载荷分布系数12.1K使用系数1AK故288.1KKKKVA（3）分度圆圆周力3411110805.124)315.01(0.310725.22)5.01(22zmTdTFRmt（4）齿轮系数YF和应力修正系数YS95.0114.314.31cos221uu304.0114.3111cos222u26.25cos24cos1111zZe7.185cos49cos2222zZe查表6.4得65.21FY23.22FY58.11SY76.12SY（5）许用弯曲应力可由下式算得srFXNFFPYSYYminlim由机械设计图6.15可查出弯曲疲劳极限应力MPaF230limMPaF1702lim查得寿命系数0.121NNYY查得85.01srY，12.12srY查得安全系数是25.1FS故许用弯曲应力1805tF2009级机械设计课程设计10设计计算与说明主要结果齿根弯曲疲劳强度MPaYSYYsrFXNFFP49.22585.02.1112301min1lim1MPaYSYYsrFXNFFP49.12612.12.1111702min2lim213178.2558.165.2)33.05.01(10.33612.115.1110805.1FPFMPa2121269.2165.223.278.25FPFFFFMPaYY因此满足齿根弯曲疲劳强度齿面接触强度验算５）齿面接触强度验算HERVAtmHzzuudbKKKF1)5.01(21接触强度寿命系数1NZ最小安全系数1.1minHSMPaSZZHWNHHP5451.111600minlim2][5.494108.1895.214.3114.3)33.05.01(10723612.115.1110805.11)5.01(326321HHERVAtmHMPazzuudbKKKF因此齿面强度足够2009级机械设计课程设计11六.设计低速级圆柱直齿传动设计计算与说明主要结果１）选用７级精度２）由表6.1选择小齿轮材料为４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，大齿轮材料为４５钢（调质），硬度为２４０HBS。３）选小齿轮齿数241Z，大齿轮齿数96244122ZiZ取962Z241Z962Z按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即3211)][(132.2HEdttZuuTkd1）确定公式各计算数值（1）试选载荷系数3.1tK（2）计算小齿轮传递的转矩mmNnPT45225210292.5720/99.3105.95/105.95（3）选取齿宽系数1d（4）由表6.3查得材料的弹性影响系数2/18.198MPaZE（5）由图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5002lim（６）由式6.11计算应力循环次数8116060305.71(825028)5.8710hNnjL8825.8710/41.4810N（７）由图6.16查得接触疲劳强度寿命系数10.96NZ21.05NZ2009级机械设计课程设计12按齿面接触疲劳强度设计（８）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得1lim11[]0.96600576NHHZMPaMPaS2lim22[]1.05550577.5NHHZMPaMPaS２）计算（１）试算小齿轮