两级圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书

机械设计课程设计设计题目：减速器的设计学院：班级：设计者：学号：指导教师：日期：目录：一、设计任务书··········································1二、传动系统方案的分析··································2三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算··········2四、传动零件的设计计算··································44.1斜齿圆柱齿轮传动的设计4.2直齿圆锥齿轮传动设计五、轴的设计···········································175.1输入轴（I轴)的设计5.2中间轴（II轴）的设计5.3输出轴（III轴）的设计六、轴承的校核·········································296.1输入轴滚动轴承计算6.2中间轴滚动轴承计算6.3输出轴轴滚动轴承计算七、键联接的选择及校核计算·····························317.1输入轴键计算7.2中间轴键计算7.3输出轴键计算八、联轴器的选择·······································33九、润滑与密封·········································33十、减速器附件的选择···································34十一、参考文献·········································341三、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）18001.13501.3工作条件输送带允许速度误差±5%，室内工作，有粉尘，两班制，使用年限为10年（每年250天），连续单向于运转，载荷平稳，大修期3年。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；29、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。三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算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）传送带功率1.98kw=1.1w1800=Fv=Pw(2)从电动机到工作机主动轴之间的总效率859.096.099.098.097.099.0245243241α1-滚动轴承传动效率取0.992-圆锥齿轮传动效率取0.973-圆柱齿轮传动效率取0.984-联轴器效率取0.995-卷筒效率取0.96(3)电动机的输出功率为kwkwPPWd305.2859.098.1（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3kw。3、确定电动机转速卷筒工作转速60r/min=r/min350π1.1100060d1000v/π×60=nw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900r/min~480=)n15-(8=n-nwd2'd1'3可见同步转速为750r/min的电动机符合,再由3edPkw，根据[2]表8-184，可选用Y132M-8型电动机。其数据如下表：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Y132M-83.0750710793.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1、传动装置总传动比83.1160710nmwni2、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约i.i2501，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取96.21i42i。3.3计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速r/min71001innmn239.86r/mir/min96.2710112innr/min97.95r/min486.239223innr/min97.9534nn2、各轴输入功率kwkwPPm97.299.0341kwkwPP852.299.097.097.21212kwkwPP767.299.098.0852.21323kwkwPP712.299.099.0767.214343、各轴转矩4mNmNnPT95.3971097.295509550111mNmNnPT55.11386.239852.295509550222mNmNnPT63.44097.59767.295509550333mNmNnPT88.43197.59712.295509550444将计算结果汇总列表如下表3轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III工作机轴IV转速（r/min）710710239.8659.9759.97功率（kw）32.972.8522.7672.712转矩(Nm)40.3539.95113.55440.63431.88传动比12.964.01效率0.990.960.970.98四、传动零件的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计已知输入功率为kwP852.22、小齿轮转速为min/86.2392rn、齿数比为4。工作寿命10年（每年工作250天），大修期3年，两班制（每班8小时），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）材料选择由[1]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。5（2）运输机为一般工作机器，速度不高，由[1]表10-6选用7级精度。（3）选小齿轮齿数221z,则大齿轮齿数881322ziz。（4）初选螺旋角14。（5）压力角12。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算（1）由[1]式（10-24）计算小齿轮分度圆直径，即2131)][(12HEHdHttZZZZuuTKd1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数3.1HtK。查[1]图10-20选取区域系数433.2HZ。由[1]表10-5选取弹性影响系数2/18.189MPaZE。④[1]表10-7取齿宽系数1d。⑤由[1]式10-21计算重合度系数Z。562.20)14cos/20arctan(tan)cos/arctan(tannt639.30)]14cos1222/(562.20cos22arccos[)]cos2/(cosarccos[*111antathzz639.23)]14cos1288/(562.20cos88arccos[)]cos2/(cosarccos[*222antathzz637.12/)]562.20tan639.23(tan88)562.20tan639.30(tan22[2/)]tan(tan)tan(tan[2211tatatatzz746.1/14tan221/tan1zd692.0637.1746.1)746.11(3637.14)1(34Z⑥由[1]式10-23得螺旋角系数985.014coscosZ⑦计算接触疲劳许用应力[H]由[1]图10-25查得大小齿轮的接触疲劳极限分别为MPaMPaHlinHlin550,60021。6由[1]式10-15计算循环次数：82110757.5)1025082(186.2396060hjLnN882210439.14/10757.5/uNN由[1]图10-23差取接触疲劳寿命系数08.1,03.121HNHNKK。取失效概率为1%，安全系数S=1，由[1]10-14得MPaMPaSKMPaMPaSKHHNHHHNH594155008.1][618160003.1][2lim221lim11取1][H、2][H中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即MPaHH594][][2。2）试算小齿轮分度圆直径mmmmZZZZuuTKdHEHdHtt970.46)594985.0692.08.189433.2(414110355.113.12)][(123243211(2)调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷前的数据准备圆周速度smsmndvt/59.0/10006086.239970.4610006021齿宽mmmmdbtd970.46970.46112）计算实际载荷系数HK由[1]表10-2查得使用系数1AK。由[1]图10-8查得动载荷系数01.1vK。齿轮的圆周力NNdTFtt3411110835.4970.46/10355.112/2,mmNmmNmmNbFKtA/100/93.102/970.46/10835.41/31,差[1]表10-3得2.1HK。④由[1]表10-4得419.1HK。7则载荷系数为720.1419.12.101.11HHvAHKKKKK3)由[1]式10-12得分度圆直径mmmmKKddHtHt564.513.1720.1970.463311模数mmmmzdmn274.222/14cos564.51/cos11。3.按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式10-20，32121)][(cos2FsaFadFtntYYzYYTKm1)确定公式内各计算数值试选载荷系数3.1HtK。由式[1]式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。140.13)562.20cos14arctan(tan)cosarctan(tantb726.1140.13cos/637.1cos/22b685.0728.1/75.025.0/75.025.0vY由[1]式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y。796.012014746.111201Y④计算][FsaFaYY。由当量齿数08.2414cos/22cos/3311zzv，33.9614cos/88cos/3322zzv，查[1]表10-17，得齿行系数68.21FaY、18.22FaY。由[1]图10-18,查得应力修正系数58.11saY、81.12saY。由[1]图10-24c,查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是MPaF5001lim、MPaF3802lim。8由[1]图10-22,查的弯曲疲劳寿命系数87.01FNK、89.02FNK。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-14,得MPaMPaSKFFNF71.3103.150087.0][1lim11MPaMPaSKFFNF57.2413.138089.0][2lim220136.071.31058.168.2][111FsaFaY0165.057