一级圆锥齿轮减速器设计计算说明书

机械课程设计计算说明书设计题目：一级圆锥齿轮减速器班级：学号：姓名：指导老师：目录一、设计任务第3页二、电动机的选择第4页三、圆锥齿轮的设计计算第6页四、轴的设计计算第10页五、键的校核第18页六、润滑方式及密封形式的选择第19页七、减速器箱体设计第20页八、设计总结第21页参考文献第22页第一章设计任务1.设计题目用于带式运输机的一级圆锥齿轮减速器。传动装置简图如右图所示。给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为2800N，运输带速度为1.8m/s，运输机滚筒直径为320mm。（1）带式运输机数据见数据表格。（2）工作条件两班制工作，空载启动，单向连续运转，载荷平稳。运输带速度允许速度误差为±5%。（3）使用期限工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。（4）生产批量小批量生产。2.设计任务1)选择电动机型号；2)确定链传动的主要参数及尺寸；3)设计减速器；4)选择联轴器。3.具体作业1)减速器装配图一张；2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3)设计说明书一份。1—电动机2—联轴器3—圆锥齿轮减速器4—链传动5—带式运输机第二章电动机的选择2-1选择电动机类型和结构型式由电动机工作电源，工作条件荷载和特点选择三相异步电动机。2-2选择电动机容量标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机长期过载，发热大而过早损坏；容量过大，则增大成本，并且由于效率和功率因数低而造成浪费。由于工作所给的运输带工作压力F=2800N，运输带工作速度V=1.8m/s得工作所需功率WP为：pw=FV/1000=5.04KW电动机至工作机之间传动装置的总效率η为：η=η1η2η33η4η5=0.993×0.97×0.993×0.96×0.97≈0.870所需电动机的功率为：Pd=Pw/η=5.04÷0.870=5.79kw式中：η1=0.993——联轴器的效率；η2=0.97——圆锥齿轮效率；η3=0.99——滚动轴承的效率；η4=0.96——链轮传动的效率;η5=0.97——传动滚筒的效率。因为电动机的额定功率P额略大于Pd，选同步转速750r/min，选Y160L-8型三相异步电动机，其P额=7.5kw，nm=720r/min2-3确定电动机的转速，总传动比与各级传动比工作机的转速nw=60vπD=60×1.8π×0.32=107.43r/min传动装置的总传动比为：i=nmnw=720107.43=6.7式中nm——电动机的满载转速，r/min；nw——工作机的转速，r/min。二级传动中，总传动比为6.7减速器传动比i01=3，则链式传动传动比i02=ii01=6.73=2.232-4计算传动装置的运动和运动参数1）各轴转速：传动装置从电动机到工作机有三轴，依次为1，2，3轴，则：电动机轴n0=nm=720r/min高速轴n1=nm=720r/min低速轴n2=n1i01=7203⁄=240r/min滚筒轴n3=n2i02=2402.23⁄=107.6r/min2）各轴输入功率：电动机轴P0=Pd=5.79KW高速轴P1=P0η1=5.79×0.993=5.75KW低速轴P2=P1η2η3=5.75×0.97×0.99=5.52KW滚筒轴P3=P2η3η4=5.52×0.99×0.96=5.25KW3）各轴转矩：电动机轴T0=9550×5.79720=76.80N.m高速轴T1=9550×5.75720=76.27N.m;低速轴T2=9550×5.52240=219.65N.m;滚筒轴T3=9550×5.25107.6=465.96N.m。运动和动力参数的计算如下表2-1所示：输入功率P/KW转速n/(r/min)转矩T/N.m传动比/i效率η电动机轴5.7972076.8010.993高速轴5.7572076.2730.96低速轴5.52240219.652.230.95滚筒轴5.25107.6465.96第三章圆锥齿轮的设计计算1选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数：（1）选择材料及热处理小圆锥选用40Cr，调质处理，调质硬度为280HBS；大圆锥选用45#钢，调质处理，调质硬度为240HBS。(2)选齿轮小齿轮选1z=24，大齿轮选2z=72；大小圆锥均选用7级精度。轴交角为90度的直齿圆锥齿轮传动u=12zz=3=tan2=cot1，得δ2=71.6°，δ1=18.4°。2.按齿面接触疲劳强度计算：d1≥2.92√(ZE[σH])2KT1ΦR(1−0.5ΦR)2u31）定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3.（1）小圆锥齿轮的转矩T1=7.627410N.mm；（2）查机械设计教材可知锥齿轮传动的齿宽系数ΦR=13；（3）从表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa；（4）有图10-21d按齿面硬度查得大小齿轮的解除疲劳强度极限1limH=600MPa，2limH=550MPa；（5）计算应力的循环次数：1N=60jLnh1=60×720×1×2×8×300×10=2.07×1092N=2.07×1093=0.69×109（6）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得[H1]=1lim1HNK/S=0.9600=540MPa；[2]H=2lim2HNK/S=0.95550=522.5MPa；2）试算小齿轮分度圆直径d1t≥2.92√(ZE[σH])2KT1ΦR(1−0.5ΦR)2u3=77.834mm试算锥距Rt=d1t√u2+12=123.066mm计算锥齿轮平均分度圆处的圆周速度为V=πd1n160×1000=π×77.834×72060×1000=2.93m/s平均分度圆圆周处的速度Vm=2.445m/s根据Vm=2.445m/s，7级精度由图10-8查得动载荷系数VK=1.14，查表10-2得KA=1,查教材可得KHα=KFα=1,KHβ=KFβ=1.875计算载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1×1.875=2.1375按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1=d1t√KKt3=91.866mm计算模数m=d1z1⁄=3.83mm3.按齿根弯曲强度设计由式（10-24）得弯曲强度的设计公式为m≥√4KT1ΦR(1−0.5ΦR)2z12√u2+1YFaYSa[σF]3（1）计算载荷系数K=AKVKFKFK=11.1411.875=2.1375（2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.85，2FNK=0.88；（3）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE=380MPa；（4）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.3，得111[]303.57FNFEFKMPaS222[]238.86FNFEFKMPaS（5）查取齿形系数（按平均分度圆处的当量圆柱查）由表10-5查得YFa1=2.62，YFa2=2.06，Ysa1=1.59,YSa2=1.97，（6）计算大小齿轮的][FSaFaYY并加以比较YFa1Ysa1[σF]1=2.62×1.59303.57=0.01372YFa2Ysa2[σF]2=2.06×1.97238.86=0.01699大齿轮数值大。（7）设计计算m≥√4KT1ΦR(1−0.5ΦR)2z12√u2+1YFaYSa[σF]3=2.98对此结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮的直径有关。取由弯曲强度算得的模数，就近圆整为m=3。按接触算得的分度圆直径1d=91.866mm，算得小齿轮齿数1z=30，大齿轮齿数2z=90。这样设计的齿轮传动既满足了齿面接触强度又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算：1）计算分度圆直径1d=1zm=90mm2d=2zm=270mm2）锥度R=d1√u2+12=90×√102=142.3mm3）锥齿宽度b=RR=13142.3=47.4mm。选取宽度B1=B2=45mm。4)数据整理名称符公式直齿圆锥直齿圆锥大号小齿轮齿轮齿数zz3090模数mm3传动比ii3分度圆锥度iarctg11，12-90。18.4°71.6°分度圆直径dmzd90270齿顶高ahmhhaa*33齿根高fhmchhaf)(**3.63.6齿全高hfahhh6.66.6齿顶圆直径ad1*11cos2mhddaa，2*22cos2mhddaa95.69(大端)271.89（大端）齿根圆直径fd1*11cos2mhddff，2*22cos2mhddff83.17267.73齿距pmp9.429.42齿厚s2ms4.714.71齿槽宽e2me4.714.71顶隙cmcc*0.60.6锥距R222121ddR142.3142.3齿顶角a21fa，12fa齿根角fRharctgfff21齿顶圆锥角a111aa，222aa齿根圆锥角f111ff，222ff当量齿数vzcoszzv31.65285.13齿宽bb=RR4545第四章轴的设计计算4-1轴一的设计(一)、选择轴的材料初选轴的材料为45号钢，调质处理，其机械性能查表可得：MPaMPaMPaMPabb155,275,640,60111。(二)、轴的尺寸计算1、输入轴上的功率1P5.75KW，转速1n=720r/min，转矩T1=76.27N.m;2、初步确定轴的最小直径取A0=112d≥A0√Pn3=112×√5.757203=22.39mm3、轴的结构设计(1)下图为I轴的装配方案：(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图：4、选择联轴器：根据条件选取3.1AK确定联轴器转矩Tca=KAT1=1.3×76.27=99.15N.m结合电动机型号，选用弹性套柱销联轴器，型号TL7联轴器即该端选用的半轴连接器的孔径d1=40mm，故取轴径d1=40mm，半联轴器毂空的长度L=112mm故取l1=112mm5、初步选择滚动轴承轴承同时承载径向力和轴向力，但轴向力较小，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求，并根据尺寸，选取0基本游隙组、标准精度级的单列深沟球轴承6309其尺寸为d×D×B=45×100×25。从而可以知道：d3=45mm，l3=24mm。6、由经验公式算肩高度：h=0.07d+(1~2)=(4.15~5.15)mm故取h=5mm，从而确定d4=50mm取l4=80mm7、根据轴承安装方便的要求，取，52,dd均比3d小2mm,则：d2=d5=43mm根据安装轴承旁螺栓的要求取mml502。根据齿轮与内壁的距离要求，取l5=16mm8、根据齿轮孔的轴径和长度，确定d6=33mm,l6=54mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。9、轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面b×h=12mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm（标准键长见/10961079GBT）。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为H7/k6。齿轮与轴的联接处的平键截面b×h=10mm×8mm(20031096/TGB)，长度为40mm,键槽用键槽铣刀加工。10、确定轴上的圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2×45°，圆角大小见零件图。(三)、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105mm，轴承2和锥齿轮间的距离为54.5mm1、计算作用