单级锥齿轮减速器课题设计1(开式传动)

机械课程设计说明书设计题目：锥齿轮减速器--开式传动专业班级：机械1003学生姓名：宋波学生学号：20107201指导教师赵登峰2012年12月西南科技大学制造科学与工程学院（1）引言……………………………………………………………………………………（2）设计题目………………………………………………………………………………（3）电动机的选择…………………………………………………………………………（4）传动零件的设计和计算……………………………………………………………（5）减速箱结构的设计…………………………………………………………………（6）轴的计算与校核………………………………………………………………………（7）键连接的选择和计算………………………………………………………………（8）联轴器的选择………………………………………………………………………（9）设计小结……………………………………………………………………………（10）参考文献……………………………………………………………………………一、引言课程设计是考察我们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--开式传动，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。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。锥齿轮减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及计算机辅助制造（CAM/CAD）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题的研究，将进一步深入的对这一技术进行深入的了解和学习。在这次课程设计中不但要把平时的理论知识掌握好，还要把（CAD）技术好好掌握，对以后的学习工作有利减速器的设计基本上符合生产设计的要求，限于本人水平有限，错误之处在所难免，望老师予以批评改正。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.带式运输机的工作原理如图20-13.工作情况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.设计数据运输带工作拉力F/N4000运输带工作速度V/(m/s）1.6卷筒直径D/mm4005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；4）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，封闭式结构，电压380V，Y型。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4.61000FvpwKW,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a应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,即：823.096.095.098.025987654321a所以7.7823.010006.140001000adFvpKW3、确定电动机转速卷筒轴工作转速为min43.764006.1100060100060rDvn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min19.1604~34.45843.76)21~6(''rninad符合这一范围的同步转速有750,1000和1500minr根据这个查表可以选择的电动机有以下几种：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1个方案比较合适因此选定电动机型号为Y132M–4，其主要性能如下表2：表2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参考价格元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1Y132M–47.515001440812Y160M–67.510009701193Y160L–87.5720720145型号额定功率KW满载时电动机主要外形和安装尺寸列于下表：转速r/min电流A效率%功率因数Y132M–47.514402.22.3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错误!未找到引用源。和工作机主动轴转速n，可得传动装置的总传动比为错误!未找到引用源。=错误!未找到引用源。(1)电动机型号为Y132M-4，满载转速错误!未找到引用源。=1440r/min,且工作机主动轴转速n=76.43r/min,则由上面公式(1)可得：84.1843.761440ai2、分配传动比总传动比为各级传动比的乘积，即错误!未找到引用源。naiiii21错误!未找到引用源。(2)设错误!未找到引用源。、错误!未找到引用源。分别为带传动的传动比和减速器的传动比，在圆锥齿轮减速器的传动比范围内错误!未找到引用源。=3则由公式（2）可得iiia0=18.84得错误!未找到引用源。0iiia384.18错误!未找到引用源。=6.28根据圆柱齿轮减速器的传动比范围可取4，则71.4484.180i。3、计算传动装置的运动和动力参数（1）、各轴转速Ⅰ轴min14401rnnmIⅡ轴min/4800rinnIIIⅢ轴min/4801rnnIIIIIⅣ轴min/43.76rinnIIIIV(2)、各轴输入功率Ⅰ轴kwPPdI5.721Ⅱ轴kwppIII05.743Ⅲ轴kwppIIIII83.665Ⅳ轴kwPPIIIVI36.687(3)、各轴输入转矩电机轴输出转矩mNnPTmdd06.519550所以各轴输出转矩为：Ⅰ轴mNTTdI53.4921Ⅱ轴mNiTTIII8.139430Ⅲ轴mNTTIIIII63.13565Ⅳ轴mNiTTIIIIV8.79287轴名效率PKW转矩TN*M转速nr/m传动比效率输入输出输入输出电动机轴7.751.06144010.97I轴7.549.53144030.94II轴7.05139.848010.97III轴6.83135.634806.280.93IV轴6.36792.876.43四、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(7.4HPHERRZZuKTd（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：911076.2250168114406060hnjLN大齿轮：89121021.931076.2uNN4）查表得到：2.1minHS,6.1minFS.5)查得接触批量寿命系数93.01NZ97.02NZ6）计算接触疲劳许用应力MPaSZHHNHP4802.160096.0min1lim11MPaSZHHNHP4582.15500.1min2lim227）可以选取25.1AK，2.1VK，2.1K，1K；所以8.112.12.125.1KKKKKVA8)mmNnPT97.497491055.911619）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MPaHP4582得：22131)5.01(7.4HPHERRtZZuKTd=80.12mm2）计算圆周速度vsmndv59.610006014405.87100060113)齿数，由公式得大齿轮齿数62522diczmmidd5.2625.87312，c=18所以62522dicz=73.45取752z，则25375321zz，取251z与设计要求传动比的误差为0.27%，可用。4）模数大端模数mmzdmt2.32512.8011取标准模数m=3.5mm。5）大端分度圆直径mmmzd5.87255.311mmmzd5.262755.322小齿轮大端分度圆直径大于强度计算要求的80.12mm。6）节锥顶距不能圆整）(5625.1462.312255.31222121mmzzmzR7）节圆锥角（未变位时，与分度圆锥角相等）3111arctguarctg19.4664968°=19°19′54″129071.335032°=70°40′6″8)大端齿顶圆直径小齿轮mmmdda54.94cos2111大齿轮mmmdda26.268cos22229）齿宽mmRbR96.435625.1463.0取mmb44210）进行强度校核计算udKTZZRRHEH3121)5.01(7.4423.566MPa458MPa所以强度符合。3、按齿根弯曲疲劳强度设计公式：2212131)5.01(7.4uzYYKTmFPRRsaFa(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1500FEMPa，大齿轮的弯曲疲劳强度2380FEMPa。2）查得弯曲疲劳寿命系数9.0,86.021NNYY3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数S=1.6则MPaSYFENFp75.2686.150086.0111MPaSYFENFp75.2136.13809.02224)查取齿形系数62.21FaY，23.22FaY5)应力校正系数59.11saY，76.12saY6)计算大小齿轮的FPsaFaYY，并加以比较：0155.075.26859.162.2111FPsaFaYY01836.075.21376.123.2222FPsaFaYY大齿轮大所以取0.01836(2)、带入以上数据可以求得2212131)5.01(7.4uzYYKTmFPRRsaFa=1.52(3)进行强度校核计算带入公式saFaRRFYYumzKT1)5.01(4232121201.67MPa213.75MPa所以符合。7）、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zz2575模数mm3.5传动比ii3分度圆锥度iarctg11，12-90。'''541919o'''64070分度圆直径dmzd87.5262.5齿顶高ahmhhaa*3.53.5齿根高fhmchhaf)(**4.24.2齿全高hfahhh7.77.7齿顶圆直径ad1*11co