设计一用于带式运输机上圆锥圆柱齿轮减速器

1/46第一章设计任务书1.1设计题目设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=12000N，带速v=16cm/s，卷筒直径D=240mm，输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命10年（设每年工作300天），两班制。1.2设计步骤1、电动机选择与运动参数的计算；2、齿轮传动设计计算；3、轴的设计；4、滚动轴承的选择；5、键和联轴器的选择与校核；6、箱体厚度选择；7、装配图、零件图的绘制；8、设计计算说明书的编写；1.3设计任务1、绘制减速器装配图1张。2、绘制减速器零件图2张。3、编写设计说明书1份。第二章传动方案的选择2/46方案一方案二比较上面方案一和方案二，区别在于方案一中电机与减速器锥齿轮之间用了一个联轴器联接，而方案二中电机与减速器锥齿轮之间用了一个皮带传动。若用皮带传动则会有一个传动比，相比于联轴器联接传递效率会降低，而且皮带易打滑造成传动不稳定。同时联轴器有能更好的传递扭矩不造成效率的损失，因此选择方案一。3/46计算与说明主要结果第三章电动机的选择3.1选择电动机类型按工作要求和工作条件，查《机械设计课程设计》表2.1选用一般用途的Y112M系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。3.2确定传动装置的效率查《机械设计课程设计》表2-3得：联轴器的效率：η1=0.99一对滚动轴承的效率：η2=0.98闭式圆锥齿轮的传动效率：η3=0.97闭式圆柱齿轮的传动效率：η4=0.97开式圆柱齿轮传动效率：η5=0.95工作机效率：ηw=0.97故传动装置的总效率3.3选择电动机的容量工作机所需功率为η1=0.99η2=0.98ηw=0.97η4=0.97η5=0.95η3=0.974/463.4电动机额定功率工作转速：3.4确定电动机参数选定电机型号为：Y132S-4的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。由《机械设计课程设计》表2-1、表2-2、表2-5查得主要数据,如下表3.4中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×333.5确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：Pw=3.2kwPd=4.09kwnw=21.23r/min同步转速为nt=1500r/min5/46分配传动装置传动比由《机械设计课程设计》表2.5可得取开式圆柱齿轮传动比：ic=5因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以10.253ii则低速级的传动比为减速器总传动比卷筒实际转数wn=mn/i=1440/13.56x5=21.246r/min'()/(21.23-21.246)/21.23=0.13%5%第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数4.2各轴功率Pw=P3×ηw×η1×η2^2=3.66×0.97×0.99×0.98×0.98=3.2kWia=67.829ic=56/464.3各轴转速4.4各轴扭矩4.5各轴数据汇总表（表4.5）轴名功率P(kW)转矩T(N•mm)转速(r/min)传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴4.0927124.65144010.99Ⅰ轴4.053.9726859.3826322.1924144030.95各轴数据见表4.57/46Ⅱ轴3.853.7776598.9675066.98084804.520.95Ⅲ轴3.663.59329155.29322572.1842106.1950.91工作机轴3.373.31515944.421484455.9621.23第五章减速器高速级齿轮传动设计计算5.1选精度等级、材料及齿数由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBS选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×3=73。实际传动比i=3.042压力角α=20°。5.2按齿面接触疲劳强度设计5.2.1由设计计算公式(机械设计公式10-28)进行试算，即确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数KHT=1.32）查《机械设计（第九版）》图10-20选取区域系数ZH=2.5小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBSKHT=1.3ZH=2.58/463）选齿宽系数φR=0.3由《机械设计（（第九版））》图10-25按齿面硬度查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：4）由《机械设计（（第九版））》表10-5查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa^0.55）计算应力循环次数6）由《机械设计（（第九版））》图10-23查取接触疲劳系数：7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即5.2.2计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，带入[σH]中较小的值φR=0.3ZE=189.8MPa^0.5==齿轮副的接触疲劳许用应力9/462）计算圆周速度v3）计算当量齿宽系数φd4）计算载荷系数查由《机械设计（（第九版））》表10-2得使用系数KA=1.25查《机械设计（（第九版））》图10-8得动载系数KV=1.113查《机械设计（（第九版））》表10-3表得齿间载荷分配系数：KHα=1查《机械设计（（第九版））》表10-4表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.42实际载荷系数为5）按实际载荷系数算得的分度圆直径KA=1.25KV=1.113KHα=1KHβ=1.42KH=1.97610/466）计算模数5.3确定传动尺寸实际传动比大端分度圆直径齿宽中点分度圆直径锥顶距为齿宽为取b=29mm5.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为m=2.5Z1=24Z2=73d1=60mmd2=182.5mmR=96.06mmb=29mm11/46K、b、m和φR同前圆周力为齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数:大齿轮当量齿数:查《机械设计（（第九版））》图10-17,10-18表得：由《机械设计（（第九版））》图20-24查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:由查机械设计（（第九版））》图10-22查得齿形系数取弯曲疲劳系数：118.1992271.8008Zv1=25.3Zv2=230.312/46取弯曲疲劳安全系数S=1.7，得许用弯曲应力故弯曲强度足够。5.5计算锥齿轮传动其它几何参数并备录.（1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚（2）计算齿顶圆直径（3）计算齿根圆直径由计算可得弯曲强度足够ha=2.5mmhf=3.125mmh=5.625mms=3.925mm13/46（4）计算齿顶角θa1=θa2=atan(ha/R)=1°29'26（5）计算齿根角θf1=θf2=atan(hf/R)=1°51'47（6）计算齿顶锥δa1=δ1+θa1=19°41'24δa2=δ2+θa2=73°17'29（7）计算齿根锥角δf1=δ1-θf1=16°20'9δf2=δ2-θf2=69°56'15第六章减速器低速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBS选小齿轮齿数Z1=23，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=23×4.52=104。实际传动比i=4.522压力角α=20°。6.2按齿面接触疲劳强度设计6.2.1由式试算小齿轮分度圆直径，即df1=53.75mmdf2=176.25mmδa1=19°41'24δa2=73°17'29δf1=16°20'9δf2=69°56'15小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBS14/461）确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3选取齿宽系数φd=1由《机械设计（（第九版））》图10-30选取区域系数ZH=2.46查《机械设计（（第九版））》表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε计算接触疲劳许用应力[σH]由《机械设计（（第九版））》图10-25图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：计算应力循环次数KHt=1.3φd=1ZH=2.46ZE=189.8MPa接触疲劳强度用重合度系数0.871Z15/46由《机械设计（（第九版））》图10-23查取接触疲劳系数：取失效概率为1%，安全系数S=1，得取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=517MPa2）试算小齿轮分度圆直径6.2.2调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度ν齿宽b应力循环次数911.32810LN823.05810LN[σH]=517MPa16/462）计算实际载荷系数KH查机械设计（（第九版））》表10-2表得使用系数KA=1.25查《机械设计（（第九版））》图10-8得动载系数Kv=1.077齿轮的圆周力。查《机械设计（（第九版））》图10-8得齿间载荷分配系数：KHα=1.4查《机械设计（（第九版））》表10-4得齿向载荷分布系数：KHβ=1.442实际载荷系数为3）按实际载荷系数算得的分度圆直径4）确定模数6.3确定传动尺寸计算中心距b=53.191mmKA=1.25Kv=1.077KHα=1.4KHβ=1.442KH=2.71817/46计算小、大齿轮的分度圆直径计算齿宽取B1=75mmB2=70mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为K、T、m和d1同前齿宽b=b2=70齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查《机械设计（（第九版））》表10-17表得：得重合度系数Yε=0.685查《机械设计（（第九版））》图20-24c得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:m=3a=190mmd1=69mmd2=312mmB1=75mmB2=70mmYε=0.68518/46由《机械设计（（第九版））》图10-22查取弯曲疲劳系数：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力故弯曲强度足够。6.5计算齿轮传动其它几何尺寸计算齿顶高、齿根高和全齿高计算小、大齿轮的齿顶圆直径计算小、大齿轮的齿根圆直径由计算可知弯曲强度足够ha=3mmhf=3.75mmh=6.75mmda1=75mmda2=318mmdf1=61.5mmdf2=318mm19/46开式圆柱齿轮传动设计计算，有传动比与扭矩可以根据上面的计算计算出开式齿轮的参数（这里就不详细计算）第七章轴的设计7.1高速轴设计计算已经确定的运动学和动力学参数转速n=1440r/min；功率P=4.05kW；轴所传递的转矩T=26859.38N•mm轴的材料选择并确定许用弯曲应力选用45，调质处理，硬度为217∽255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故根据《机械设计（（第九版））》表15-3取A0=112。由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%查《机械设计课程设计》表4.41可知标准轴孔直径为30mm故取d1=30轴的材料选择并确定许用弯曲应力,选用45，调质处理，硬度为217∽255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPaA0=112。20/46轴的结构设计a.轴的结构分析高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为35mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.初步确定轴的直径和长度第1段：d1=30mm，L1=80mm第2段：d2=35mm（轴肩），L2=44mm第3段：d