二级圆柱齿轮减速器12

汽车学院车辆工程（汽车）05汽车1班陈恺0520621设计题目圆锥圆柱齿轮减速器班级学号设计人指导老师完成日期机械设计(机械设计基础)课程设计说明书汽车学院车辆工程（汽车）05汽车1班陈恺0520622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………………………………………………...45汽车学院车辆工程（汽车）05汽车1班陈恺0520623设计计算及说明结果一、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=2100N，带速v=1.3m/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6010006010001.377.6/min320wvnrD选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为13。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。77.6/minwnr汽车学院车辆工程（汽车）05汽车1班陈恺0520624设计计算及说明结果2）电动机容量(1)卷筒的输出功率P21001.32.7310001000FvPkw(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=0.988；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0.960.988^30.970.960.990.990.960.81故2.733.360.81dPPkw(3)电动机额定功率edP由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表20-1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，由《机械设计（机械设计基础）课程设计》表2-1查得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：2.73Pkw0.813.36dPkw汽车学院车辆工程（汽车）05汽车1班陈恺0520625设计计算及说明结果123''''931.2~5587.2/mindnniiir初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：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)同步满载1Y132M1-641000960732Y112M-441500144043传动装置的传动比总传动比V带传动二级减速器12.373.13.9918.564.644两方案均可行,但方案1传动比较小,传动装置结构尺寸较小,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96012.3777.6mnin2）分配各级传动比因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以10.253.1ii圆锥圆柱齿轮减速器传动比2112.373.993.1iii12.37i13.1i23.99i汽车学院车辆工程（汽车）05汽车1班陈恺0520626设计计算及说明结果3）各轴转速（轴号见图一）12123134254960/min960/min960310/min3.131077.6/min3.9977.6/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1212532443235423.363.360.990.9883.293.290.963.163.160.9880.973.023.020.9882.98dPPkwPPkwPPkwPPkwPPkw5）各轴转矩1112223334445553.369550955033.439603.299550955032.739603.169550955097.353103.0295509550371.6677.62.9895509550366.7477.6PTNmnPTNmnPTNmnPTNmnPTNmn项目轴1轴2轴3轴4轴5转速(r/min)96096031077.677.6功率(kw)3.363.293.163.022.98转矩(N*m)33.4332.7397.35371.66366.74传动比113.13.991效率10.9780.960.9580.98812345960/min960/min310/min77.6/min77.6/minnrnrnrnrnr123453.363.293.163.022.98PkwPkwPkwPkwPkw1234533.4332.7397.35371.66366.74TNmTNmTNmTNmTNm汽车学院车辆工程（汽车）05汽车1班陈恺0520627设计计算及说明结果五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率23.29Pkw，小齿轮转速960r/min，齿数比u=3.1，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）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)，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125z，大齿轮齿数23.12577.5z，取整278z。则21783.1225zuz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)^2EtRRHZKTdu（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数1.8tK2）计算小齿轮的转矩22295.510^595.510^53.2932729960PTNmmn3）选齿宽系数0.33R125z278z0.33R汽车学院车辆工程（汽车）05汽车1班陈恺0520628设计计算及说明结果4）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lim2550HMPa5）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6）计算应力循环次数12260609601(1830010)1.382410^91.382410^94.45910^83.12hNnjLN7)由《机械设计（第八版）》图10-19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)^2189.81.8327292.92()^264.290.33(10.50.33)^23.1528EtRRHZKTdumm2）计算圆周速度v1264.299603.23/601000601000tdnvmslim1600HMPalim2550HMPa189.8^0.5EZMPa121.382410^94.45910^8NN12558528HHMPaMPa164.29tdmm汽车学院车辆工程（汽车）05汽车1班陈恺05206293.23/vms设计计算及说明结果3）计算载荷系数根据3.23/vms，7级精度，由《机械设计（第八版）》图10-8查得动载系数1.12vK直齿轮1HFKK由《机械设计（第八版）》表10-2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（第八版）》表得轴承系数1.25HbeK，则1.51.51.251.875HFHbeKKK接触强度载荷系数1.251.1211.8752.625AvHHKKKKK4）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得112.6253364.2972.911.8ttKddmmK5）计算模数m1172.912.9125dmmmz取标准值3mmm6）计算齿轮相关参数11221211325753782343.12arccosarccos1746'18''^213.12^21907213'42''^213.12^2175122.8622dmzmmdmzmmuuuRdmm7）圆整并确定齿宽0.33122.8640.54RbRmm2.625K172.91dmm3mmm1212752341746'18''7213'42''122.86dmmdmmRmm153bmm汽车学院车辆工程（汽车）05汽车1班陈恺05206210圆整取249bmm，153bmm249bmm设计计算及说明结果3、校核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数1.251.1211.8752.625AvFFKKKKK2）计算当量齿数1111222526.25coscos1746'18''78255.55coscos7213'42''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2.625K1226.25255.55vvzz12314.29255.14FFMPaMPa汽车学院车辆工程（汽车）05汽车1班陈恺052062117）校核弯曲强度设计计算及说明结果根据弯曲强度条