圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书

机械设计课程设计计算说明书圆锥圆柱齿轮减速器班号:设计者：指导教师:2011年6月机械设计课程设计说明书2目录一、设计任务书二、传动方案拟定3三、电动机的选择4四、运动、动力学参数计算5五、传动零件的设计计算7六、轴的设计14七、轴承的选择和计算28八、键连接的校核计算31九、联轴器选择32十、箱体设计33十一、减速器附件34十二、密封润滑34十三、设计小结35十四、参考文献35机械设计课程设计说明书3计算过程及计算说明一、设计任务书1、设计题目：带式运输机传动装置的设计2、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，有风尘，环境最高温度35°；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，三相交流，电压380/220V；5)运输带速度误差：5％6)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3、设计数据运输带拉力F=3300N,运输带工作速度V=1.2m/s,卷筒直径D=350mm。二、传动方案编号方案a带——单级斜齿圆柱齿轮减速器b锥齿轮减速器——开式齿轮c二级展开式圆柱齿轮减速器d二级同轴式圆柱齿轮减速器e圆锥圆柱齿轮减速器f单级蜗杆减速器根据老师要求，选择方案e,传动方案见图如图所示：注释及说明F=3300NV=1.2m/sD=350mm机械设计课程设计说明书4三、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）工作机所需功率：PW=FV=3300×1.2=3960W=3.96kW,因为V=πDn/60000,工作机轴工作转速:nw=65.5r/min（2）传动装置的总效率查【3】表1—7得：滚筒效率效率η滚筒=0.96圆锥滚子轴承效率η轴承=0.98闭式直齿圆柱齿传动效率η圆柱齿轮=0.98弹性联轴器的效率η联轴器=0.99闭式直齿圆锥齿传动效率η圆锥齿轮=0.97η总=η滚筒×η4轴承×η圆柱齿轮×η2联轴器×η圆锥齿轮=0.96×0.984×0.98×0.992×0.97=0.82（3）电动机的输出功率：Pd=PW/η总=3.96/0.82PW=3.96kWnw=65.5r/minη总=0.82Pd=4.8kW机械设计课程设计说明书5=4.8kW3、确定电动机转速：按【3】表13—2推荐的传动比范围，取圆锥齿轮和圆柱齿轮传动的一级减速器传动比范围分别为2~3和3~5，则总传动比范围为I’d=6~15。故电动机转速的可选范围为nd=I’d×nw=（6~15）×65.5=393~982.5r/min符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。4、确定电动机型号按【3】表12—1，电动机同步转速可选750和1000r/min,可得到两种不同的传动比方案方案电动机型号额定功率Ped/kW同步转速满载转速电动机重量/kg总传动比1Y160M-67.5100097011914.82Y160L-87.575072014511根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y160L-8型电动机。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW满载转速mn(r/min)中心高mm轴伸尺寸Y160L-87.572016042*110四、运动参数及动力参数计算nd=393~982.5r/min电动机型号Y160L-8机械设计课程设计说明书61、计算总传动比及分配各级的传动比（1)总传动比：i总=nm/nw=720/65.5=11(2)分配各级传动比:由【3】P196推荐的传动比分配方法：圆锥—圆柱齿轮减速器i锥=0.25i总可知，取圆锥齿轮啮合的传动比：i锥=0.25×11=2.75则圆柱齿轮啮合的传动比：i直=i总/i锥=11/2.75=4i锥=2~3i直=3~5符合推荐的传动比范围。2、计算各轴转速（r/min）nI=nm=720r/minnII=nI/i锥=720/2.75=261.8r/minnIII=nII/i直=261.8/4=65.45r/minnIV=nIII=65.45r/min3、计算各轴的功率（kW）PI=Pd·η联轴器=4.8×0.99=4.752kWPII=PI·η轴承·η圆锥齿轮=4.752×0.98×0.97=4.52kWPIII=PII·η轴承·η圆柱齿轮=4.52×0.98×0.98=4.3kWPIV=PⅢ*η轴承*η联轴器=4.3×0.98×0.99=4.2kW4、计算各轴扭矩（N·m）Td=9550*Pd/nm=9550×4.8/720=63.7N·mTI=Td·i0·η联轴器=63.7×1×0.99=63.1N·mTII=TI·i锥·η轴承·η圆锥齿轮=63.1×2.75×0.98×0.97=165.0N·mTIII=TII·i直·η轴承·η圆柱齿轮=165.0×4×0.98×0.98=633.9N·mTW=9550*PW/nW=9550×3.96/65.45=N·mTd、TI、TII、TIII、TW依次为电动机轴，Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ和工作i总=11I锥=2.75I直=4【3】196页nI=720r/minnII=261.8r/minnIII=65.45r/minnIV=65.45r/minPI=4.752kWPII=4.52kWPIII=4.3kWPIV=4.2kWTd=63.7N·mTI=63.1N·mTII=165.0N·mTIII=633.9N·mTW=577.4N·m机械设计课程设计说明书7机轴的输入转矩。参数轴名电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴工作机轴转速r/min720720327.365.565.5功率P/kW4.84.7524.524.34.2转矩/n*m63.763.1165.0633.9577.4传动比12.75411效率0.990.950.960.995、验证带速V=160*1000DnⅢ=1.199m/s误差为2.12.1199.1=-0.00085%,合适五、传动零件的设计计算1.圆锥齿轮的设计计算已知输入功率P1=PⅠ=4.752kW,小齿轮的转速为720r/min，齿数比为u=2.75，由电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作300天），两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。（1）选定齿轮材料和精度等级1）根据【1】表10—1，选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），硬度为241～286HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为217～255HBS2）根据【1】表10—8，该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度3）试选小齿轮齿数z1=21，则z2=uz1=21×2.75=57.75，取z2=58，调整后u=z2/z1=58/21=2.76（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算查【1】公式（10—26）有齿面接触疲劳强度设计公式V=1.199m/s机械设计课程设计说明书832121)5.01()][(92.2uKTZdRRHEt1)试选载荷系数：8.1tK2)计算小齿轮产生的扭矩：mmNnPT631001055.961ⅠⅠ3)取齿宽系数：30.0R4)确定弹性影响系数：查【1】表10—6得，218.189MPaZE5)确定区域系数，查【1】图10-30标准直齿圆锥齿轮传动：5.2HZ6)根据循环次数公式，【1】公式（10-13），计算应力循环次数：911066.116300817206060hjLnNⅠ812109.5uNN7)查【1】图10-19得接触疲劳寿命系数：94.01HNK,96.02HNK8)按齿面硬度中间值，查【1】图10-21（d）得：σHlim1=600MpaσHlim2=550Mpa9)由【1】公式（10-12）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=SH=1：MPaSKHHHNH564][1lim11MPaSKHHHNH528][2lim2210)由接触强度计算出小齿轮分度圆直径，将1][H，2][H中较小的代入设计公式：32121)5.01()][(92.2uKTZdRRHEt=84.8mmmmddRtm08.72)5.01(1111)齿轮的圆周速度：smndvm/7.21000601Ⅰ12)计算载荷系数：8.1tKmmNT63100130.0R218.189MPaZE5.2HZ1N91066.12N8109.594.01HNK96.02HNKMpaMpaHH5506002lim1limMpaMpaHH528][564][21mmdmmdmt08.728.8411v=2.7m/s25.1AK机械设计课程设计说明书9①齿轮使用系数，查【1】表10-2得25.1AK②动载荷系数，查【1】图10-8得16.1vK③齿间载荷分配系数1FHKK④齿向载荷分布系数beHFHKKK5.1，查【1】表10-9得25.1beHK，所以875.1FHKK⑤接触强度载荷系数：72.2875.1116.125.1HHvAKKKKK13)按载荷系数校正分度圆直径，由【1】公式（10-10a）得：mmKKddtt3.97/311mmzdm6.411查【2】表8-10，取标准值m4.514)计算齿轮的相关参数分度圆直径：mmmzd5.9411mmmzd26122分度圆锥角：90.19arctan211zz10.709012齿顶高:mmmhhhaaa5.421齿根高：mmmchhhaff4.5)(21齿顶圆直径：mmmhzdmmmhzdaaaa06.264)cos2(96.102)cos2(222111齿根圆直径：mmmchzdmmmchzdafaf32.257]cos)(2[34.84]cos)(2[222111锥距：mmmRZZ79.13821222齿宽：mmRbR637.41，查【2】表8-11得：3/Rb圆整取mmbb4021（3）校核齿根弯曲疲劳强度16.1vK1FHKK875.1FHKKK=2.72mmbbmmRmmdmmdmmdmmdmmhhmmhhddzzmmmffaaffaa4079.13832.25734.8406.26496.1024.55.410.7090.19.2615.9458215.421212121212121213.221vz机械设计课程设计说明书101)载荷系数K2.722)当量齿数3.22cos111zzv4.170cos222zzv3)查【1】表10-5得711.21FaY5715.11SaY13184.22FaY84428.12SaY4)取安全系数4.1FS查【1】图10-18得弯曲疲劳寿命系数93.01FNK，94.02FNK按齿面硬度中间值查【1】图10-20（c）得：MPaFE5101MPaFE3902许用应力MPaSKFFEFNF8.338][111MPaSKFFEFNF1.259][2225)校核强度，由【1】公式（10-23）和公式（10-22）][)5.01(2FRSaFatFbmYYKF112mtdTF)5.01(11Rtmdd11mzdt得：][)5.01(21221FRSaFaFzbmYYKT计算得：11][0.119FFMPa22][8.109FFMPa有以上计算可知，弯曲疲劳强度满足，参数合理。2.圆柱斜齿轮的设计计算设计基本参数与条件：齿数比u=4,传递功率PII=4.52kW，主动轴转速nII=261.8r/min，采用两班制工作，寿命8年（一年4.1702vz711.21FaY5715.11SaY13184.22FaY8442