二级直齿圆锥斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书(编号b)

1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=2.4KN，带速v=1.0m/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min/7.593200.1100060100060rDvnw选用同步转速为750r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为12.06。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。2）电动机容量(1)卷筒的输出功率P24001.02.410001000FvPkw(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=0.98；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30.960.98^30.970.960.99^20.960.79故2.43.040.79dPPkw(3)电动机额定功率edP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，查《机械手册》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：123''''716.4~4298.4/mindnniiir初选同步转速为750r/min，主要参数如下表：方案电动机型号额定功率（ｋｗ）电动机转速(r/min)同步满载1Y160M1-84750720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72012.0659.7mnin2）分配各级传动比因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以高速传动比：10.253.02ii圆锥圆柱齿轮减速器传动比低速传动比：2112.063.993.02iii3）各轴转速（轴号见图一）12123134254720/min720/min720238.4/min3.02238.459.7/min3.9959.7/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12153242432354253.043.040.993.013.010.960.982.832.830.980.972.692.690.980.992.61dPPkwPPkwPPkwPPkwPPkw5）各轴转矩41112223334445553.049550955040.327203.019550955039.927202.8395509550113.37238.42.6995509550430.3159.72.6195509550417.5159.7PTNmnPTNmnPTNmnPTNmnPTNmn项目轴1轴2轴3轴4轴5转速(r/min)720720238.459.759.7功率(kw)3.043.012.832.692.61转矩(N*m)40.3239.92113.37430.31417.51传动比113.023.991设计计算及说明五、传动件的设计计算直齿圆锥齿轮设计已知输入功率23.01Pkw，小齿轮转速720r/min，齿数比u=3.02，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）带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)2）材料选择由《机械设计（第四版）》表12.7选择小齿轮材料为40rC(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（正火调质），硬度为240HBS。3）选小齿轮齿数123z，大齿轮齿数23.022369.46z，取整270z。则21703.0423zuz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)^2ERRHZKTdu（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数1.8K2）计算小齿轮的转矩222955095503.011000100039924720PTNmmn3）由《机械设计（第四版）》表12.19选齿宽系数0.3R4）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（第四版）》表10-6查得材料的弹性影响系数189.8EZMPa6）计算应力循环次数512260607201(1830010)1.036810^9()1.036810^93.41110^83.04hNnjLN一年按工作300天7)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)^2189.81.8399242.92()^270.690.3(10.50.3)^23.02528ERRHZKTdumm2）计算圆周速度v1270.697202.66/601000601000dnvms3）计算载荷系数根据2.66/vms，7级精度，由《机械设计（第四版）》图12.9查得动载系数1.12vK直齿轮1HFKK由《机械设计（第四版）》表12.9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（第四版）》表12.20得轴承系数1.65K接触强度载荷系数1.251.1211.652.31AvHKKKKK4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得112.313370.6976.821.8ttKddmmK5）计算模数m1176.823.3423dmmmz取标准值4mmm6）计算齿轮相关参数11221211423924702803.04arccosarccos1812'30''^213.04^21907147'30''^213.04^2192147.2122dmzmmdmzmmuuuRdmm7）圆整并确定齿宽0.3147.2144.16RbRmm6圆整取249bmm，153bmm3、校核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数1.251.1211.652.31AvFFKKKKK2）计算当量齿数1111222324.21coscos1812'30''70224.02coscos7147'30''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)^278FaSaFRFKTYYbmZMPa满足弯曲强度，所选参数合适。见课本P248圆柱斜齿轮设计已知输入功率32.83Pkw，小齿轮转速238.4r/min，齿数比u=3.99，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）因为传动尺寸无严格限制，批量较小，固小齿轮用40Cr，调质处理，硬度为241HB~286HB,平均取为260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度为7229HB~286HB,平均取240HB。选小齿轮齿数123z，大齿轮齿数23.992391.7792z3）选取螺旋角。初选螺旋角152、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即31321()^2tHEtdHKTuZZdu(1)确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数1.6tK2）计算小齿轮的转矩333955095502.8310001000113366238.4PTNmmn3）选齿宽系数1d4）由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数2.433HZ5）由《机械设计（第八版）》图10-26查得10.765，20.866，则121.6316）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7）计算应力循环次数1326060238.41(1830010)3.43310^83.43310^88.60410^73.99hNnjLN8）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lim2570HMPa9）由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数120.95,0.98HNHNKK10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得12li