一级圆锥齿轮减速器课程设计说明书

机械设计课程设计说明书设计题目：带式运输机传动装置的设计课程名称：一级圆锥齿轮减速器院系：机电工程学院专业班级：机械制造及其自动化（高分子方向）学生姓名：明伟程学号：1005090222指导教师：王宪伦目录任务书4一、电动机的选择4二、计算总传动比和分配各级传动比6三、运动参数及动力参数计算6四、传动零件的设计计算8五、轴的设计计算及轴承的设计14六、减速器结构设计26七、键联接的选择及校核计算30八、联轴器的设计31九、密封和润滑的设计33十、设计小结34参考资料34设计任务：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器：已知运输带工作拉力F=6.5KN，运输带工作速度V=1.2m/s，卷筒直径D=400mm。（工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，灰尘较大，环境最高温度350C使用折旧期8年，大修期4年，中修期2年，小修期半年，一般机械厂制造，小（大）批量生产，运输带速度允许误差5%）。传动方案（已给定）：计算过程及计算说明一、电动机选择电动机类型的选择：选择Y系列三相异步交流电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。电动机功率传动装置的总效率：由电动机至运输带的转动总功率为i342321总式中：1，2，3，4，i分别为开式齿轮，闭式齿轮，联轴器，轴承,轴承和卷筒效率。取95.0195.0299.0399.04i=0.96则824.096.099.099.095.095.032总电机所需的工作功率：KWFVPd37.9824.010002.165001000总确定电动机的转速计算滚筒工作转速：r/min3.574502.1100060100060滚筒DVn按书2表1-8锥齿轮单级传动比i1不大于3，开式圆柱齿轮传动比不大于8；且由书2p196得圆锥-圆柱齿轮减速器传动比i1=0.25i2。总传动比最大值ia小于16。故电动机转速的可选范围为小于nd′=ia′×n滚筒=16×57.3=916.8r/min。符合这一范围的同步转速有750r/min。根据容量和转速，由有关手册查适用的电动机型号。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择型号为Y180L-8的电动机，其主要性能如表一：电动机联轴器运输带FV型号额定功率（kw）满载转速（r/min）堵转转矩最大转矩质量（kg）额定转矩额定转矩Y180L-8117301.72.0184电动机外形和安装尺寸如下：分配各级传动比总传动比：74.123.57730滚筒电动机总nnii总=i开×i闭i闭=i开×0.25i总=i开×i闭=12.74(1)锥齿轮，取齿轮i闭=1.8(2)∵i总=i开×i闭∴1.78.174.12闭总开iii运动参数及动力参数计算计算各轴转速（r/min）Ⅱ轴：r/min56.4058.1730闭电机2inn卷筒轴：r/min2.711.756.405开23inn2、计算各轴的输入功率（KW）Ⅰ轴：KWPPd28.999.037.93Ⅱ轴：KWPP72.899.095.028.942Ⅲ轴:KWPP55.899.099.072.834卷筒轴：KWPPIV12.895.055.813、各轴输入转矩（N·m）电动机轴输出转矩为：mNnPTmdd6.12273037.995509550Ⅰ轴：mNTTd4.12199.06.12231轴：m48.20595.099.08.14.121241NiTTⅢ轴：TШ=TⅡ34=205.48×0.99×0.99=201.39N·m滚筒轴输入轴转矩：421iTTIV=201.39×0.95×7.1×0.99=1344.83N·m4、计算各轴的输出功率：由Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为其输入功率乘以轴承效率：故：KWPP18.999.028.94,KWPP63.899.072.84,KWPP46.899.055.84,5、计算各轴的输出转矩：由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：mNTT18.12099.04.12141,1mNTT42.20399.048.2054,mNTT37.19999.039.2014,综合以上数据，得表三如下：轴名效率P（kw）转矩T（N·m）转速nr/min传动比i输入输出输入输出电动机轴9.37122.6730Ⅰ9.289.18121.4120.18730Ⅱ8.728.63205.48203.42405.551.8Ⅲ8.558.46201.39199.37405.557.1卷筒轴8.127.791344.83129157.21.0四、传动零件的设计计算1、闭式齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级机器为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10098-88）考虑减速器传递功率不大，所以锥齿轮采用软齿面，选用45钢调质，齿面硬度为250HBS。直齿轮因存在磨粒磨损选用45钢表面淬火，齿面硬度450HBS。锥齿轮：根据书1表6.2可得：25.1AK，根据P145可得1.1VK1K，3.1K；7875.13.111.125.1KKKKKVA由教材P135图6.12查得节点区域系数ZH，P136表6.3得材料系数ZE，各数据如下：4.2HZ,8.189EZ,3.0R书3p35(2)因为是闭式软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳强度设计查图P1386.14b可知：MPaMPaFH230,600lim1lim；则应力循环次数：9111068.130016817306060hjLnN891121034.98.11068.1iNN又查图可知：11NZ，由表6.5知SHmin=1.3则：MPaSZHNHHP53.4613.116001lim11lim1（3）、计算小齿轮最小直径.mmZZuKTdHHERR09.1365.017.43P211(4)、由书3p35得301.4462522dicz，其中c=14，d2=i1d1取45那么z1=25。m=5.5，d1=137.5，d2=247.5（5）、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：;2301FlMPaim55.18.21Fa1saYY；根据1z、2z查表取：45.21FaY，13.22FaY，65.11saY，85.12saY，75.0Y，9.0Y又mmd59.831FPRRFmzKT3212115.014所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。（6）、数据整理名称符号公式直齿圆锥小齿轮直齿圆锥大齿轮齿数zz2545模数mm5.5传动比ii1.8分度圆锥度iarctg11，12-90。30297560分度圆直径dmzd137.5247.5齿顶高ahmhhaa*5.55.5齿根高fhmchhaf)(**6.8756.875hfahhh12.37512.375齿顶圆直径ad1*11cos2mhddaa，2*22cos2mhddaa147.12(大端)252.83（大端）齿根圆直径fd1*11cos2mhddff，2*22cos2mhddff125.47240.83齿距pmp17.2817.28齿厚s2ms8.648.64齿槽宽e2me8.648.64顶隙cmcc*0.80.8锥距R222121ddR141.57141.57齿顶角a21fa，12fa742742齿根角fRharctgfff21742742齿顶圆锥角a111aa，222aa0531。4463。齿根圆锥角f111ff，222ff61260158齿宽bRbR42.542.52、开式齿轮的设计（1）开式齿轮传递功率较大，所以齿轮采用硬齿面。大，小齿轮均选用45钢淬火，齿面硬度为58~62HRC。用圆柱直齿轮。查取书1表6.2可得：25.1AK，1.1VK，2.1K，35.1K；2275.235.12.11.125.1KKKKKVA。（2）按齿根弯曲疲劳强度设计查表得，YFa1=2.8,Ysa1=1.55,Ysa2=,取Yε=0.7，3.0dmmYYYKTFpsaFad718.2z2m3211考虑齿面磨损模数加大10%：m=2.99取m=3名称符号公式齿1齿2齿数zz20142分度圆直径dd=mz60426齿顶高haha=ha*m33齿根高hfhf=(ha*+c*)m3.753.75齿顶圆直径dada=d+2ha66432齿根圆直径dfdf=d-2hf52.5418.5标准中心距aa=m(z1+z2)/2243齿宽bb=dd18五、轴的设计计算《一》输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度250HBS根据教材P232表11.3，取C=110由式（11.2）mmnPCd75.2573037.911033考虑有键槽，将直径增大5%，则选d=27.04mm2、确定轴各段直径和长度（1）从联轴器开始左起第一段，联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表取KA=1.3则Tca=1.3×121400=157820N·mm选用弹性柱销联轴器，型号为LX2，其公称转矩为560000N·mm半联轴器的孔径1d=28mm，故取1D=Φ28mm，查表得联轴器轴孔长度选用L=62，1L=44mm。（2）左起第二段取2D=34mm。根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度2L=50mm（3）左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，（轴承有相当的轴向力），选用30207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×72×17，那么该段的直径为3D=Φ35mm，长度为3L=16mm。④左起第四段选用轴肩定位da=42，即4D=42mm,由书上公式要求得：mmldl5.705.23341,取mml7641，根据齿轮与内壁的距离要求，取mml1642，取轴段长度为42414LLL=60mm。⑤左起第五段同第三段5D=Φ35mm长度为5L=17mm。⑥左起第六段取6D=Φ34mm，长度取6L=16mm。○7左起第七段为齿轮轴段，齿轮宽为L=1.1d=30.8mm取31mm，为了保证定位的可靠性，7D=28mm,取轴段长度为307Lmm3、键、倒角为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合H7/k6。齿轮与轴的联接处的平键截面mmmmhb78书2表4-1，键槽用键槽铣刀加工，长为l’1=32mm,l’2=25书2表4-2。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。由各标准件及轴尺寸得：取轴端倒角为2×45°轴肩处的圆角半径R=14、求轴上的载荷及其校核根据轴的结构图，做出轴的计算简图：（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点）。轴承1和轴承2之间的距离为78mm，轴承2和锥齿轮间的距离为54mm（1）计算作用在齿轮上的力圆锥小齿轮mmdRbdm5.1375.011187.01cos21NdTFmIt32.205621