圆锥-圆柱齿轮减速器.

课程设计说明书设计题目：用于带式传输机的圆锥-圆柱齿轮减速器机械系机械设计制造及其自动化专业机设C135班设计者：马骏指导教师：高宝霞2016年1月12日河北工业大学城市学院目录第1章选择电动机和计算运动参数...........................................2第2章齿轮设计...........................................................5第3章设计轴的尺寸并校核。..............................................15第4章滚动轴承的选择及计算..............................................20第5章键联接的选择及校核计算............................................21第6章联轴器的选择及校核................................................21第7章润滑与密封........................................................22第8章设计主要尺寸及数据................................................22第9章设计小结..........................................................24第10章参考文献：.......................................................24第1页共27页机械设计课程设计任务书题目4：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器。系统简图：原始数据：运输带拉力F=2600N，运输带速度sm5.1，滚筒直径D=270mm说明：1、输送机运转方向不变，工作在和稳定，恐再启动，传动效率取为95%。2、工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作8小时。3、输送带速度允许误差为%5。设计工作量：设计说明书1份；减速器装配图，A0图1张；零件工作图2张（轴、大齿轮，A3）参考文献：1、《机械设计》教材2、《机械设计课程设计指导书》3、《机械设计课程设计图册》4、《机械零件手册》5、其他相关资料123245Fv1－电动机2－联轴器3－二级圆柱齿轮减速器4－卷筒5－运输带第2页共27页设计步骤：传动方案拟定由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带型运输设备。减速器为两级展开式圆锥—圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。联轴器2、8选用弹性柱销联轴器。第1章选择电动机和计算运动参数1.1电动机的选择1.计算带式运输机所需的功率：Pw=1000wwVF=10005.12600=3.9kw2.各机械传动效率的参数选择：1=0.99（弹性联轴器），2=0.98（圆锥滚子轴承），3=0.96（圆锥齿轮传动），4=0.97（圆柱齿轮传动），5=0.95（卷筒）.所以总传动效率：=2142345=95.097.096.098.099.042第3页共27页=0.7993.计算电动机的输出功率：dP=wP=799.09.3kw4.88kw4.确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围'i=10~25，工作机卷筒的转速wn=27014.35.1100060dv100060w=106r/min，所以电动机转速范围为min/r2650~106010625~10ninwd）（）（’。则1电动机同步转速选择可选为3000r/min，1500r/min，1000r/min，750r/min。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（3ii25.0i且），故首先选择1500r/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Y2-132S-45.51440381151.42.31.2计算传动比：2.总传动比：587.131061440nniwm3.传动比的分配：iii，i25.0i=396.3587.1325.04，成立396.3587.13iii=41.3计算各轴的转速：Ⅰ轴r/min1440nnm第4页共27页Ⅱ轴r/min03.424396.31440innⅢ轴r/min106403.424inn1.4计算各轴的输入功率：Ⅰ轴kw831.499.088.41dPPⅡ轴kw545.496.098.0831.432PPⅢ轴42PP=4.545×0.98×0.97=4.32kw卷筒轴kw191.499.098.032.412PP卷1.5各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩mm102363.3144088.41055.9n1055.946md6dNPT故Ⅰ轴41d1099.02363.3TT3.204mm104NⅡ轴mm1002.110396.396.098.0204.3i5432NTTⅢ轴mm10878.310497.098.002.1i5542NTT卷筒轴mm10762.31099.098.0878.35512NTT卷轴名效率P(KW)转矩T(N.M)转速n（r/min）传动比i输入输出输入输出电动机轴48314102363.3Ⅰ轴483145454102363.3410204.314403.47Ⅱ轴45454320410204.351002.1424.034Ⅲ轴4320419151002.1510878.3106卷筒4191510878.3510762.3第5页共27页轴第2章齿轮设计2.1高速锥齿轮传动的设计(二)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.选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：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650360217~255240大齿轮45正火处理580290162~2172004.选择小齿轮齿数1z24，则：504.8124396.3ziz12，取82z2。实际齿比41.32482zzu12(三)按齿面接触疲劳强度设计321t21u5.014dRRHHEHtTKZZ1.确定公式内的数值1)试选载荷系数3.1tK2)小齿轮传递转矩T3.204mm104N3)锥齿轮传动齿宽系数3.0R取。4)查表得HZ=2.55)教材表10—5查得材料弹性系数21a8.189MPZE6)计算接触疲劳许用应力H教材10—25d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限第6页共27页a600lim1MPHa550lim2MPH按式(10—15)计算应力循环次数9h111066.1830081144060jn60LN89121087.441.31066.1uNN查教材10—23图接触疲劳寿命系数91.01HNK，98.02HNK。取失效概率为1%，安全系数为S=1，得1H=a54660091.0lim11MPSKHHNa53955098.0lim222MPSKHHNH取二者中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即a5392MPHH2.计算1)计算小齿轮分度圆直径t1d32211tu5.014dHEHRRZZKT=32245398.18941.33.05.013.010204.33.192.2=55.67mm2)调整分度圆直径，计算圆周速度mmddRtmt32.475.0111m/s57.360000144032.4714.3100060ndvt1m3)计算齿宽b及模数m2141.33.067.5521udb22t1RRR41.96mm32.22467.55zdm1t1ntmm当量齿轮的齿宽系数d。第7页共27页d=1mtdb=32.4796.41=0.8874)齿高mm22.532.225.2m25.2hnt038.822.596.41hb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=3.5m/s、8级精度按第一级精度，由10—8图查得：动载系数VK=1.15；由10—4表用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿间载荷分配系数K=1FHKK；（取轴承系数beHK=1.25，）齿向载荷分布系数HK=875.1所以：156.2875.1115.11HHVAKKKKK6)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径mm692.713.1156.267.55dd33tt11KK7)对应齿轮模数：987.224692.71zdm11nmm(四)按齿根弯曲疲劳强度设计m3aa22121t1u5.014FSFRRFYYZTK1.确定计算参数查取齿数系数及应了校正系数1)试选tFK=1.32)确定当量齿数41.3tancotu2165.7335.1621，2596.024coszz11v1，78.290282.082coszz22v2由教材10—17表得：61.2a1FY，1.22FaY；58.1a1SY，90.12SaY。3)教材10—24图c按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限a5001MPFE，第8页共27页大齿轮的弯曲疲劳强度极限a3802MPFE。4)教材10—22图查得弯曲疲劳寿命系数88.085.021FNFNKK，。5)计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.7。a2507.150085.0111MPSKFEFNFa71.1967.138088.0222MPSKFNFNF6)计算大小齿轮的FSFYYaa并加以比较，1a1a1FSFYY=0.016495225058.161.20.02028371.19690.11.22a2a2FSFYY大齿轮的数值大，所以按大齿轮取数2.计算（按大齿轮）tm3aa22121t1u5.014FSFRRFYYZTK=32224020283.0141.3243.05.013.010204.33.14=1.97mm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1.97mm并就近圆整为标准值2mnmm而按接触强度算得分度圆直径1d=71.692mm重新修正齿轮齿数846.352692.71mdzn11取整36z1则76.1223641.3ziz112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。故取整第9页共27页125z2。则实际传动比47.336125zzi121，且（3.47-3.41）/3.41=1.7%，在%5误差范围内。(五)计算大小齿轮的基本几何尺寸1.分度圆锥角：1)小齿轮53.16zzarccot1212)大齿轮47.73