机械课程设计(锥齿轮减速器)

机械课程设计说明书设计题目：带式运输机传动装置的设计设计者：班级学号：指导老师：学院专业：设计日期：2011.6.13--2011.6.17机械课程设计1目录1.引言----------------------------------------------------22.设计题目-------------------------------------------------23.电动机的选择----------------------------------------------34.传动零件的设计与计算--------------------------------------75.轴的计算与校核--------------------------------------------146.减速箱结构的设计------------------------------------------277.键连接的选择与计算----------------------------------------288.联轴器的选择----------------------------------------------299.设计小结--------------------------------------------------2910.谢辞---------------------------------------------------2911.参考文献机械课程设计2一、引言课程设计是考察学升全面在掌握基本理论知识的主要环节。本次是设计一个锥齿轮减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。课程设计内容包括：设计题目，电机选择，运动学动力学计算，传动零件的设计及计算，减速器结构设计，轴的设计计算与校核。由于作者水平有限，难免有错误之处，希望老师给予批评指正。二、设计题目：带式运输机传动装置的设计1.传动方案：锥齿轮减速器——开式齿轮2.带式传动机的工作原理：如图：3.已知条件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度；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相流，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。4.设计数据运动带工作拉力：2500N；运输带工作速度：1.1m/s；卷筒直径：400mm；5.设计内容1）按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置；2）完成减速器装配图1张；3）零件工作图1-3张；机械课程设计34）编写设计计算说明书一份。三、电动机的选择（一）、电动机的选择1、选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机2、选择电动机容量：电动机所需的功率为：kwawdpp（其中：dp为电动机功率，wp为负载功率，a为总效率。）而1000FvpwKW,所以adFvp1000KW传动效率分别为：联轴器效率0.9951滚动轴承的效率0.988642圆锥齿轮传动效率0.963开式齿轮传动效率0.957卷筒传动效率0.959传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,即：783.095.096.099.098.0224987654321a所以51.3783.010001.125001000adFvpKW3、确定电动机转速卷筒轴工作转速为min55.524001.1100060100060rDvn查表可得：一级圆锥齿轮减速器传动比3~2'1i，一级开式齿轮传动比7~3'2i，则总传动比合理范围为21~6'ai，故电动机转速的可选范围为a=0.783dp=3.51KWN=52.55r/min机械课程设计4min55.1103~3.31555.52)21~6(''rninad符合这一范围的同步转速有750,1000根据这个查表可以选择的电动机有以下几种：方案电动机型号额定功率PKW电动机转速r/min电动机重量Kg传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比齿轮传动减速器1Y132M1–64.01000960732Y160M1–84.0750720118表1综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比可见第2个方案较合适因此选定电动机型号为Y132M1–6，其主要性能如下表2：型号额定功率KW满载时起动电流额定电流堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速r/min电流A效率%功率因数Y132M1–64.09602.02.0表2选用电动机型号：Y132M-6机械课程设计5中心高H外形尺寸HDADACL2脚底安装尺寸BA地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸ED安装部位尺寸GDF1323153455151782161280384110（二）、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、总传动比由选定的的电动机满载转速𝑛𝑚和工作机主动轴转速n，可得传动装置的总传动比为𝑖𝑎=𝑛𝑚𝑛(1)电动机型号为Y132SM1-6，满载转速𝑛𝑚=960r/m,且工作机主动轴转速n=52.55r/min,则由上面公式(1)可得：27.1855.52960ai2、分配传动比总传动比为各级传动比的乘积，即naiiii21(2)设𝑖0、𝑖分别为圆锥齿轮的传动比和圆柱齿轮的传动比，在圆锥齿轮减速器的传动比范围内𝑖0=3则由公式（2）可得iiia0=18.27得0iiia327.18=6.09根据圆柱齿轮减速器的传动比范围可取6，则045.3627.180i。3、计算传动装置的运动和动力参数（1）、各轴转速Ⅰ轴min9601rnnmIai=18.27𝑖0=3i=6.09机械课程设计6Ⅱ轴min/27.3150rinnIIIⅢ轴min/27.3151rnnIIIIIⅣ轴min/55.52rinnIIIIV(2)、各轴输入功率Ⅰ轴kwPPdI41.398.099.051.321Ⅱ轴kwppIII21.398.096.041.343Ⅲ轴kwppIIIII11.398.099.021.365Ⅳ轴kwPPIIIIV90.298.095.011.387(3)、各轴输入转矩电机轴输出转矩mNnPTmdd92.349550所以各轴输出转矩为：Ⅰ轴mNTTdI88.3398.099.092.3421Ⅱ轴mNiTTIII06.9798.096.0045.388.33430Ⅲ轴mNTTIIIII17.9498.099.006.9765Ⅳ轴mNiTTIIIIV03.52698.095.0617.9487轴名效率PKW转矩TN*M转速nr/m𝑖传动比η效率输入输出输入输出电动机轴3.5134.9296010.97I轴3.413.2733.8833.7296030.94II轴3.213.1897.0696.09315.2710.97III轴3.112.9594.1789.47315.276.090.93IV轴2.902.76526.03499.7352.55In=960r/minIIn=315.27r/minIIIn=315.27r/minIVn=52.55r/minIP=3.41KWIIp=3.21KWIIIp=3.11KWIVP=2.90KWdT=34.92N∙mIT=33.88N∙mIIT=97.06N∙mIIIT=94.17N∙mIVT=526.03N∙m机械课程设计7四、传动零件的设计计算（一）、选择圆锥齿轮传动的设计计算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8级精度，齿形角20，齿顶高系数*1ah，顶隙系数*0.2c。（2）材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。2.按齿面接触疲劳强度设计公式：22131][)5.01(4HHERRZZuKTd（1）、确定公式内的各计算值1）查得材料弹性影响系数12189.8EZMPa，节点区域系数5.2HZ。2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa，大齿轮的接触疲劳极限lim2550HMPa。3）计算应力循环次数小齿轮：911069.236516819606060hnjLN大齿轮：89121097.831069.2uNN4）查表得到：安全系数2.1minHS,4.1minFS5)查得接触批量寿命系数9.01NK，93.02NZ6）计算接触疲劳许用应力MPaSKHHNH4502.16009.0][min1lim111N=91069.22N=81097.81][H=450MPa机械课程设计8MPaSKHHNH3.4262.155093.0][min2lim227）可以选取25.1AK，2.1VK，2.1K，1K；所以8.112.12.125.1KKKKKVA8)mmNmNT3388088.3319）3.0R10)3iu(2)计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入许用应力中的较小值MPaH3.426][2得：22131][)5.01(4HHERRtZZuKTd=77.47mm2）计算圆周速度vsmndv89.310006096047.77100060113)齿数，由公式得大齿轮齿数62522diczmmidd41.23247.77312，c=18所以62522dicz=69.26取692z，则23369321zz，取231z，则齿数比3236912zzu，与设计要求传动比的误差为0，可用。4）模数2][H=426.3MPaK=1.81T=mmN338803iutd177.47mmV=3.89m/s1z取23，则2z=3x23=69取标准模数m=3.5机械课程设计9大端模数mmzdmt37.32347.7711取标准模数m=3.5。5）大端分度圆直径mmmzd5.80235.311mmmzd5.241695.322小齿轮大端分度圆直径大于强度计算要求的77.47mm。6）节锥顶距不能圆整）(282.127312235.31222121mmzzmzR7）节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等）3111arctguarctg18.43495°=18°26′6″129071.56505°=71°33′54″8)大端齿顶圆直径小齿轮mmmdda14.87cos2111大齿轮mmmdda71.243cos22229）齿宽mmRbR18.38282.1273.0取mmbb382110）进行强度校核计算udKTZZRRHEH3121)5.01(4402.38MPa426.3MPa所以强度符合。3、按齿根弯曲疲劳强度设计公式：2212131)5.01(4uzYYKTmFPRRsaFa大端分度圆直径：1d=80.5mm2d=241.5mm节锥顶距：R=127.282mm节圆锥角：1=18°26′6″2=71°33′54″大端齿顶圆直径：1ad=87.14mm2ad=243.71mm齿宽：b=38mmH=402.38MPa426.3MPa所以符合疲劳强度要求机械课程设计10(1)确定公式内的各计算值1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEM