二级圆锥-圆柱齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计1设计计算及说明结果一、设计任务书1.1传动方案示意图图一、传动方案简图1.2原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）14000.32801.3工作条件三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的%5。1.4工作量1、传动系统方案的分析；2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；3、传动零件的设计计算；4、轴的设计计算；5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；6、键联接和联轴器的选择及校核；7、减速器箱体，润滑及附件的设计；8、装配图和零件图的设计；9、设计小结；10、参考文献；二、传动系统方案的分析传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。结果机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计2ωωα34三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算设计计算及说明3.1电动机的选择1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。2、电动机容量选择：（1）工作机所需功率wP=FV/1000F-工作机阻力v-工作机线速度-工作机效率可取0.96(2)电动机输出功率dP考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为dP=wP/α为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即63543621a=0.7761-v带传动效率取0.962-滚动轴承传动效率取0.99-圆锥齿轮传动效率取0.95-圆柱齿轮传动效率取0.975-联轴器效率取0.996-卷筒效率取0.96Pd=PW/η总=0.520kW（3）确定电动机的额定功率edP因载荷平稳，电动机额定功率edP略大于dP即可。所以可以暂定电动机的额定功率为0.55Kw。3、确定电动机转速卷筒工作转速nw=60×1000V/πD=60×1000×0.30/π×280=20.44r/min由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15，故电动机的转速的可选范围为nd=I’d×nw=（8~15）×25.5=163.52~306.6r/min无法选择合适的电动机，故这时在减速器和电动机之间加以传动比为3的V带，来放大减速器的转速。此时电动机的可选范围490.56~1450.8r/min符合这一范围的同步转速只有1000r/min。设计计算及说明F=1400NV=0.3m/s=0.776dP=0.520kwedP=0.55kwwn=109.2r/min机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计3结果由上可见，电动机同步转速只有1000r/min,一种传动比方案综合各方面因素选择电机方案，即选电动机型号为Y1001L-6机。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速mn(r/min)中心高mm轴伸尺寸Y80M2-40.75940139060*140三、运动参数及动力参数计算计算总传动比及分配各级的传动比总传动比：i=nm/nw=68传送带的传送比i=5二级齿轮的减速器的传动比为13.6分配圆柱齿轮的传动比i=4.53锥齿轮传动比i=31.计算各轴转速（r/min）轴（1）是大带轮所连轴min/278513901rn轴（2）是大锥齿轮所连轴min/6.9232783n12rn轴（3）是大圆柱齿轮所连轴min/44.2053.423rnn2、各轴输入的功率轴（1）161dPP505.098.092.0560.0kw轴（2）1512PPkw465.098.094.0505.0选Y80M2-4型电动机n=278Ⅱn=92.6Ⅲn=20.44r机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计4轴（3）4123PPkw442.098.097.0465.03.计算各轴扭矩（N·m）轴（1）1119550nPTmN35.17278505.09550轴（2）2229550nPTmN96.476.92465.09550轴（3）3339550nPTm51.20644.20442.09550N轴的数据轴转速（r/min）功率（kw）转矩（Nm）轴（1）2780.50517.35轴（2）92.60.46547.96轴（3）20.440.442206.51/minIP=0.505kwIIP=0.465kwIIIP=0.442kw结果四、传动零件的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材《机械设计（第八版）》）已知输入功率为IIP=1.128kw、小齿轮转速为Ⅱn=100.3r/min、齿数比为3.396。工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，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小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3)选小齿轮齿数24z1,则大齿轮齿数95z396.3z12初选螺旋角14。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计5设计计算及说明小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS7级精度结果2131)][(12HEHdHttZZZZuuTKd（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数HtK=1.32）查教材图表（图10-30）选取区域系数HZ=2.4333）查教材表10-6选取弹性影响系数EZ=189.812MPa4）由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数ZHtK=1.3HZ=2.433EZ=189.8a=1.652K1=0.9K2=0.95机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计6667.0652.1905.1)905.11(3652.14)1(34905.1/)14tan(241/tan652.12/)]562.20tan430.23(tan95)562.20tan974.29(tan24[2/)]tan(tan[430.23)]14cos1295/(562.20cos95arccos[)]cos2/(cosarccos[974.29)]14cos1224/(562.20cos24arccos[)]cos2/(cosarccos[562.20)14cos/20arctan(tan)cos/arctan(tan11122211Zzzhzzhzzdtatantatantatlnt5）由式（10-23）可得螺旋角系数985.014COSCOSZ6）由教材公式10-13计算应力值环数N1=60n1jhL=60×100.3×1×（3×8×300×10）=1.35648×109hN2=0.4341X109h7）查教材10-19图得：K1=0.93K2=0.968）查取齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MpaHlim2550Mpa9）由教材表10-7查得齿宽系数d=110）小齿轮传递的转矩1T=95.5×105×22/nP=9550X1.128/100.3=108N.m11）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:[H]1=SKHHN1lim1=0.93×600=558MPa[H]2=SKHHN2lim2=0.96×550=528MPa许用接触应力为两者较小者故：MPaHH528][][2（2）设计计算1）按式计算小齿轮分度圆直径1td2131)][(12HEHdHttZZZZuuTKdHlim1650MpaHlim2550Mpad=1T=108N.mH=553.75MPaV=0.255m/结果机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计7=mm789.48)528985.0667.08.189433.2(951191108.103.122432）计算圆周速度100060V11　ndt0.255m/s3）计算齿宽b及模数ntm设计计算及说明b=d1td=1X48.789=48.789mmntm=mmZdt221.22414cos789.48cos114)计算齿宽与高之比hb齿高h=ntm25.2=2.25×2.221=5.0mmhb=0.5789.48=9.765)计算纵向重合度=0.318d1Ztanβ=0.318X1X24tan14=1.9056)计算载荷系数K系数AK=1，根据V=0.255m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数vK=1.02查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数HFKK=1.4由教材图表(表10-4）查得1HK=1.30查教材图表（图10-13）得1FK=1.26所以载荷系数AVHHKKKKK=1.8567)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径1d3ttKddK=mm94.543.1856.1789.4838)计算模数1nmnm=mmZd221.22414cos94.54cos113、按齿根弯曲疲劳强度设计ntm=2.221hb=9.76=1.905HFKK=1.41HK=1.301FK=1.261d=54.94mm1nm=2.221mm机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计83βcos由弯曲强度的设计公式nm≥)][(cos212213FSFdFtYYZYYTK设计（1）确定公式内各计算数值1）试取载荷系数3.1FtK2）根据纵向重合度=1.905查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数Y=0.883）计算当量齿数1v1ZZ=26.27设计计算及说明1VZ=26.27结果3322/cos88/cos14VZZ=103.994）查取齿形系数查教材图表（表10-5）1FY=2.62，2FY=2.185）查取应力校正系数查教材图表（表10-5）1SY=1.6，2SY=1.826）查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限1limF=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限2limF=380MPa。7）查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K1FN=0.9K2FN=0.948）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式FNFEFKS得[F]1=4.3214.15009.01lim1SKFFN[F]2=14.2554.138094.022SKFFFN9）计算大、小齿轮的FSFYY，并加以比较0130.04.3216.162.2][111FSFFY0156.014.25582.118.2][222FSFFY大齿轮的数值大.选用.（2）设计计算1）计算模数2VZ=103.991FY=2.622FY=2.181SY=1.62SY=1.821FNK=0.92FNK=0.941FE=321.42FE=255.1495/机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计9mmmmmn56.12410156.014cos778.0681.0108.103.1222432)由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数：613.13.1436.156.133FtFntnK