二级圆锥圆柱齿轮减速器设计

机械设计课程设计设计计算说明书机械基础综合课程设计说明书设计题目：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器学院：机械工程学院专业年级：机械制造及其自动化11级姓名：张建班级学号：机制1班16号指导教师：刘小勇2013年8月30日机械设计课程设计设计计算说明书题目：带式运输机传动装置设计1.工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动；使用期10年，每年300个工作日，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。1-电动机；2-联轴器；3-圆锥-圆柱齿轮减速器；4-卷筒；5-运输带题目B图带式运输机传动示意图2.设计数据学号—数据编号7-18-29-310-411-512-613-714-815-916-10运输带工作拉力F（kN）2.12.12.32.32.42.42.42.52.52.6运输带工作速度v（ms）1.001.201.001.201.001.201.401.201.401.00卷筒直径D（mm）3203803203803203804403804403203.设计任务1）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。2）进行传动装置中的传动零件设计计算。3）绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件工作图。4）编写设计计算说明书。机械设计课程设计设计计算说明书1设计步骤：一、选择电动机和计算运动参数(一)电动机的选择1.计算带式运输机所需的功率：Pw=1000FV=100012600=2.6kw2.各机械传动效率的参数选择：1=0.99（弹性联轴器），2=0.98（圆锥球轴承），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：=2142345=96.097.096.099.099.042=0.8423.计算电动机的输出功率：dP=wP=842.06.2kw3.09kw4.确定电动机转速：'i=8~15，工作机卷筒的转速wn=32014.31100060dv100060=59.71r/min，所以电动机转速范围为min/r）65.895~68.477（71.59）15~8（ninw’d。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（3i且i25.0i~4），故首先选择750r/min，电动机选择如表所示表1型号额定功率/kw满载转速r/min轴径D/mm伸出长E/mm启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y160M2-85.5720421102.02.0(二)计算传动比：1.总传动比：06.1271.59720nniwm机械设计课程设计设计计算说明书22.传动比的分配：iii，i25.0i=015.306.1225.04，成立015.306.12iii=4(三)计算各轴的转速：Ⅰ轴r/min720nnmⅡ轴r/min81.238015.3720innⅢ轴r/min70.59481.238inn(四)计算各轴的输入功率：Ⅰ轴kw059.399.009.31dPPⅡ轴kw907.296.099.0059.332PPⅢ轴42PP=2.907×0.99×0.97=2.792kw卷筒轴kw736.299.099.0792.2卷12PP(五)各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩mm1010.472009.31055.9n1055.946md6dNPT故Ⅰ轴99.010.41dTT4.058mm104NⅡ轴mm10163.110015.396.099.0058.4i5432NTTⅢ轴mm10467.410497.099.0163.1i5542NTT卷筒轴mm10378.41099.099.0467.4卷5512NTT二、高速轴齿轮传动的设计(一)选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数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》第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材表10—1选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：机械设计课程设计设计计算说明书34.表2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。5.选择小齿轮齿数1z25，则：375.7525305.3ziz12，取76z2。实际齿比04.32576zzu126.确定当量齿数04.3tancotu21791.71，209.182132.26950.025coszz11v1，21.243312.076coszz22v2。(二)按齿面接触疲劳强度设计32121u5.0192.2dRRHEKTZ1.确定公式内的数值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（大小齿轮均采用锻钢）3)小齿轮传递转矩T4.058mm104N4)锥齿轮传动齿宽系数33.035.0b25.0RRR，取。5)教材10—21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a570lim1MPH；10—21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限a390lim2MPH。6)按式(10—13)计算应力循环次数9h1110074.21030082172060jn60LN；891210822.604.310074.2uNN机械设计课程设计设计计算说明书47)查教材10—19图接触疲劳寿命系数01.11HNK，05.12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=a7.57557001.1lim11MPSKHHNa5.40939005.1lim222MPSKHHNHH=a6.49225.4097.575221MPHH1.232Ha6.492MPH取2.计算1)计算小齿轮分度圆直径1d（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）32121tu5.0192.2dRRHEKTZ=324204.333.05.0133.010056.48.16.4928.18992.2=72.798mm2)计算圆周速度m/s743.260000720798.7214.3100060ndvt13)计算齿宽b及模数m2104.333.0298.7221udb22t1RRR38.440mm9119.225798.72zdm1t1ntmm4)齿高mm5518.69119.225.2m25.2hnt8671.55518.6440.28hb5)计算载荷系数K由教材10—2表查得：使用系数使用系数AK=1；根据v=3.296m/s、8级精度，由10—8图查得：动载系数VK=1.18；由10—3表查得：齿间载荷分配系机械设计课程设计设计计算说明书5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mm987.778.1213.2798.72dd33tt11KK7)计算模数：119.325987.77zdm11nmm(三)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由教材10—5表得：568.2a1FY，601.1a1SY；06.22FaY，97.12SaY。3)教材10—20图c按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限a4001MPFE；教材10—20图b按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限a3202MPFE。4)教材10—18图查得弯曲疲劳寿命系数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，01940.029.21097.106.22a2a2FSFYY，大齿机械设计课程设计设计计算说明书6轮的数值大。2.计算（按大齿轮）3aa22121t1uz5.014mFSFRRYYKT=3222401862.0136.22533.05.0133.010462.5213.24=2.901mm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2.901mm并就近圆整为标准值3mnmm（摘自《机械原理教程》第二版清华大学出版社4.11锥齿轮模数（摘自GB/T12368—1990）），而按接触强度算得分度圆直径1d=93.705mm重新修正齿轮齿数，235.313705.93mdzn11,取整33z1，则715.7733355.2ziz112，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77z2。则实际传动比333.23377zzi121，与原传动比相差2.2%，且在%5误差范围内。(四)计算大小齿轮的基本几何尺寸1.分度圆锥角：1)小齿轮199.23zzarccot1212)大齿轮801.66199.239090122.分度圆直径：1)小齿轮mm99333zmd1n12)大齿轮mm231773zmd2n23.齿顶高mm3mm31mhhnaa4.齿根高mm6.3mm32.01mchhnaf5.齿顶圆直径：1)小齿轮mm515.1049191.03299cosh2dd1a11a机械设计课程设计设计计算说明书72)大齿轮mm363.2333939.032231cosh2dd2a2a26.齿根圆直径：1)小齿轮mm382.929191.06.3299cosh2dd1f11f2)大齿轮mm164.2283939.06.32231cosh2dd2f2f27.锥距mm660.125773323zz2msin2mz222221R8.齿宽mm845.41660.125333.0bRR，（取整）b=41mm。则：圆整后小齿宽mm451B，大齿宽mm402B。9.当量齿数905.359191.033coszz11v1，481.1953939.077coszz22v210.分度圆齿厚mm71.42314.32ms11.修正计算结果：1)由教材10—5表查得：441.2a1FY，654.1a1SY；122.22FaY，862.12SaY。2)m/s730.36000