带式输送机传动装置中的二级圆锥圆柱齿轮减速器设计(全套图纸)

精选资料可修改编辑优秀设计机械设计课程设计说明书设计课题：二级圆锥圆柱齿轮减速器的设计专业班级:学生姓名：指导教师：精选资料可修改编辑设计时间：工程技术学院任务书姓名：专业：班级：指导教师：职称：课程设计题目：带式输送机传动装置的设计1.已知技术参数和设计要求：1）工作条件：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℃；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：一年一次大修，半年一次小修。4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5）运输带速度允许误差：±5％；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产7）已知运输链曳引力F=4KN，运输链速度v=1.6m/s，卷筒直径：D=400mm工作年限8年。所需仪器设备：电脑。成果验收形式：1.减速器装配图一张；2.零件工作图2张(齿轮和轴,同组的同学不能画相同的零件)；3.设计计算说明书一份4.机械设计课程设计结束时进行课程设计总结和答辩。精选资料可修改编辑参考文献：1、《机械设计（第八版）》高等教育出版社2、《机械设计课程设计手册（第3版）》高等教育出版社3、《机械设计基础实训指导（第三版）》高等教育出版社4、《机械原理（第七版）》高等教育出版社5、《公差配合与技术测量（第3版）》高等教育出版社时间安排20**年12月13日～20**年12月27日指导教师：教研室主任：年月日。精选资料可修改编辑目录一、设计任务书…………………………..………………………..…5二、动力机的选择…………………………..……………………..…5三、计算传动装置的运动和动力参数…………………………....…6四、传动件设计计算（齿轮）………………………………………10五、轴的设计……….……….……….………..........………..……20六、滚动轴承的选择及计算…………………………………..…..…..32七、键连接的选择及校核计算…………………………………..……34八、联轴器的选择……..........................….....…….....................……..35九、设计总结…..……………………………………………………..37十、参考资料.…………………….……………………………….…38精选资料可修改编辑设计计算及说明一、设计任务书2.设计题目：带式运输机传动装置铸造车间用带式运输机。改运输机由电动机经圆锥圆柱齿轮减速器、带传动传至运输链板以将落砂后的热铸件送至清理工部。工作平稳，不逆转。运输链速度允许误差为5%。双班制工作。3.传动简图1.电动机2.高速级3.中速级4.低速级5.运输带轮6.运输带4.数据已知运输链曳引力F=4KN，运输链速度v=1.6m/s，滚筒直径400mm,工作年限为8年。结果精选资料可修改编辑二、电动机的选择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系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量由《机械设计课程设计》表2-10查得：弹性柱销联轴器0=0.99.；8级精度一般圆锥齿轮传动1=0.97；8级精度一般圆柱齿轮传动2=0.97；V带传动的效率3=0.96；滚动轴承效率4=0.99；则(1)输出功率PKwvFPw4.66.14(2)电动机输出功率dPdPP传动装置的总效率86.099.096.097.097.099.0.323432120故KwPPd44.786.04.63）电动机的转速min/2.762rDvdvnw推算电动机转速可选范围，根据160~16i，则电动机转速可选范围为：86.0KwPd4.47精选资料可修改编辑min/121922.1219)16016(2.76rinnwd～～选电动机型号Y132M-4，额定功率为7.5KW，满载转速为mn1440r/min。4）电动机的技术数据和外形,安装尺寸由《机械设计课程设计》表12-1查得主要数据，并记录备用。三、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比9.182.761440wmnni总2）分配各级传动比，选择齿数A.带的传动比0i取3（2~4）B.锥齿的传动比1i5C.圆柱齿轮的传动比82i9.18210iii3;1.2;3210iii3）各轴转速（轴号见图一）min/4803144001rinnmmin/6.2281.2480112rinnⅠmin/2.7636.228223rinn4）各轴输入功率82i精选资料可修改编辑按电动机额定功率edP计算各轴输入功率，即94.099.096.099.02100196.099.097.0321296.099.097.04223KwPPd794.044.7011KwPP7.696.07122ⅠKwPP432.696.07.623235）各轴转矩mNnPTddd3.49144044.71055.91055.966mNiTTd13994.033.490101mNiTT2.28096.01.213911212mNiTT9.806396.02.28022323项目轴1轴2轴3转速(r/min)480228.676.2功率(kw)76.76.432转矩(N*m)49.3139806.9皮带的设计：根据PKPAca.918总i3Oi262z552z1.2i精选资料可修改编辑由表8—7（书）选2.1AKKwPKPAca95.72.1根据图8—11选带为A型mmdd140~1121据表8—8选1121ddmmdiddd336311212圆整到315smndvdd/44.810006011)(2)(7.021210ddddddadd8549.2980a初选4000a1535.3631.67038004)()(2202021221addddavdddd.4432215351600400200ddLLaa其中，dL根据表8—2选160099.0LK.448003.0.4408015.0maxminddLaaLaa验算小带轮山上的包角：901503.57)(180121addaddLaArcaKKPPPKPPZ)(00根据表8—5选92.0aK据表8—4a选6.10xp插值法39.11200144061.114401450xx据表8—4b选169.00P则86.596.0925.077.19Z选Z=6确定带的初拉力0F符合要求min/480rnⅠmin/6.228rnⅡmin/2.76rnⅢKwP7ⅠKwP7.6ⅡKwP432.6ⅢmmNTd49300mmNT139000ⅠmmNT280200Ⅱ精选资料可修改编辑min00)(3.1FFNqvZvKPKFacaa.6152)5.2(500)(211min0N压轴力.8N17682sin210ZFFp根据表14—1选5.1AK则mNTKTAca55.74据caT查表选LT6型弹性套柱销联轴器轴径为32~42之间（电动机轴径为38mm)选定轴材料为45刚，[T]=451200A表(15-3)75.20144044.730Ad根据所选联轴器，将轴径设计为32mm因mmdd3001所以选腹板式小带轮带轮宽为5e+2f=93四、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率KwP71，小齿轮转速480r/min，齿数比1u=2.1，由电动机驱动，工作寿命8年，两班制，工作平稳，不反转1.选定齿轮精度等级、材料及齿数圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用8级精度(GB10095-88)1）材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为40rC(调质，表面淬火)，硬度为mmNT806900Ⅲ精选资料可修改编辑280HBS、大齿轮材料均为45刚(调质，表面淬火)，齿面硬度为240HBS，材料硬度差为40HBS。2）241z，502z2.按齿面接触强度设由设计计算公式进行试算，即1132.92()^2(10.5)^2EtRRHZKTdu（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数tK=1.32）计算小齿轮的转矩mNT139Ⅰ选齿宽系数33.0R4）由《机械设计（第八版）》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH7701limMPaH7302lim5）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE，确定区域载荷系数标准直齿圆锥齿轮传动，由图10-30得5.2HZ6）计算应力循环次数911101.1)836582(14806060hjLnN81112101.2560uNjLnNh7)由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数92.01HNK97.02HNK0.33R精选资料可修改编辑8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数1HS，得1][Hσ=a.470892.077011limMPKSHNHHσ2][Hσ=a.17087107.9022limMPKSHNHHσ（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径1td，代入H中较小的值321)][()5.01(92.2HERRItzuKTdσ）φ（=3223).17088.189(1.2)33.05.01(33.0101393.192.2=85mmmmddRtm71)5.01(12）计算圆周速度vsmndvm78.11000604807114.31000601计算模数m=3.5计算载荷根据smv78.1，8级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载系数vK=1.08由表10-3查得HK=1FK由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数1AK根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置查表10-9，选25.1beHK则875.15.1beHFHKKK精选资料可修改编辑接触强度载荷系数025.2HHVAKKKKK精选资料可修改编辑3）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得mmKKddtt.5983.1025.28933114）计算模数m1.424.59811zdm5）计算齿宽mmumzbR37212锥齿齿宽相同mmbb37213.按齿根弯曲强度设计322121][1)5.01(4FSaFaRRYYuzKTmσφ(1)确定公式内的各计算数值1）K=2.0252)9.01cos21uu2.6490;8.251213）计算当量齿数7.268.25cos24cos111VVZZ.91142.64cos50cos222ZZV4）由《机械设计（第八版）》表10-5查得两齿轮齿形系数579.21FaY,168.22FaY由《机械设计（第八版）》表10-5查得两齿轮齿形系数599.11SaY,802.12SaY5)由《机械设计（第八版）》表10-20C查得两齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE6501,MPaFE6002由图10-18查的弯曲疲劳强度系数6)计算弯曲疲劳许用应力8.801FNK;6.802FNK取弯曲疲劳安全系数4.1Slim1600HMPa91101.1N911052.0N1][Hσ=a6.408Mp2][Hσ=a6.368Mp精选资料可修改编辑MPaMPaMPa