用于带式运输机上的圆锥-圆柱齿轮减速器

目录机械设计课程设计任务书 (3)第一章选择电动机和计算运动参数 (5)1.1电动机的选择 (5)1.2 计算传动比 (6)1.3 计算各轴的转速 (6)1.4 计算各轴的输入功率 (6)1.5 各轴的输入转矩 (7)第二章齿轮设计 (7)2.1 高速锥齿轮的传动设计 (7)2.2 低速级直齿轮的传动设计 (13)第三章减速器轴的结构设计 (20)3.1 高速轴的结构设计 (20)3.2 中间轴的结构设计 (21)3.3 低速轴的结构设计 (22)3.4 轴的校核 (23)第四章轴承的选择和校核 (26)4.1 高速轴轴承的选择和校核 (26)4.2 中间轴轴承的选择和校核 (27)4.3 低速轴轴承的选择和校核…………………………………………………29p第五章键联接的选择和计算 (31)5.1 输入轴键计算 (31)5.2 中间轴键计算 (31)5.3 输出轴键计算 (31)第六章联轴器的选择和校核 (32)6.1 输入轴联轴器的选择和校核 (32)6.2 输出轴联轴器的选择和校核 (32)第七章润滑与密封 (32)第八章设计主要尺寸及数据 (32)第九章设计小结 (34)第十章参考文献 (34)机械设计课程设计任务书题目6设计用于带式运输机上的圆锥-圆柱齿轮减速器设计数据：（数据编号 F8 ）数据编号F1 F2 F3 F4 F5 F6 F7 F8 F9运输带工作拉力F/N250024002300220021002100280027002600运输带工作速度V/m*s-11.401.501.601.701.801.901.301.401.50卷筒直径D/mm252627282930252627工作条件:单向运转，工作时有轻微振动；运输带速度允许误差±5%；一班制工作，5年大修，工作期限20年。

（卷筒轴承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑。

）加工条件：生产批量20台，中等规模机械厂，可加工7﹣8级齿轮。

设计工作量：1. 减速器装配图1张（A0或A1）；2.零件图1-3张；3.设计说明书1份。

概述机械设计课程教学基础要求规定，是每个大学生必修之课。

它是机械设计课程的最后一个重要环节，也是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面上网设计能力训练，其基本目的是：1）培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析解决工程实际问题的能力，巩固.加深和拓展有关机械设计方面的知识。

2）通过制定方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件能力，确定尺寸和选择材料，以及较全面地考虑制造工艺.使用和维护等要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件.机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。

3）进行设计基础技能的训练.例如，计算，绘图，熟悉和运用设计手册（手册，图册，标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和处理数据的能力。

选择电动机和计算运动参数1.1电动机的选择(1)、选择电动机类型按工作条件和要求，选择三相交流笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y 系列。

(2)、计算带式运输机所需功率Pw=Fw*Vw/1000=2700*1.4/1000=3.78KW (3)、 各机械传动效率的选择：由电动机至运动带的传动总功率为 ： 765242321ηηηηηηηη=a 式中1η，2η，3η，4η，5η，6η，7η 分别为: 联轴器1（高速端，弹性联轴器） 0.99~0.995 联轴器2（低速端，齿式联轴器） 0.99球轴承（圆柱齿轮轴，卷筒） 0.99 (一对） 滚子轴承（圆锥齿轮轴）圆锥齿轮传动（齿轮精度为8级，不包括轴承效率） 0.97圆柱齿轮传动（齿轮精度为8级，不包括轴承效率） 0.94~0.97 卷筒 0.96 的传动效率。

取 99.01=η 99.02=η 99.03=η 99.04=η 97.05=η 97.06=η 96.07=η则 833.096.097.097.099.099.099.099.022≈⨯⨯⨯⨯⨯⨯=a η (4)、 电动机的输出功率：Pd=FV/1000a η=2100*1.9/1000*0.833=4.75KW (5）、确定电动机的转速卷筒轴工作转速为 min /121300/9.1100060/100060r D ≈⨯⨯⨯=⨯=ππη根据电动机的输出功率和转速，由有关手册查出有1种适用的电动机型号，因此有1种，传动比方案 方案电动机型号 额定功率/kw 电动机转速电动机重量Kg 同步转速 满载转速 1Y132M2-65.51000 96084综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，减速器的传动比，可见方案一比较合适，因此选择的电动机型号为Y132M2-6，其主要性能如下：确定传动装置的总传动比电动机主要外形和安装如下:1.2计算传动比总传动比 93.7121/960/≈==n n i m 分配传动装置传动比： 21i i i a ∙=401.293.725.025.01<=⨯==a i i 成立 401.2/93.7/12===i i i a 1.3计算各轴的转速 I 轴 m in /960r n n m I ==II 轴 m in /61.47701.2/960/1r i n n I II ≈== III 轴 m in /121)4*01.2/(02.412r n III ≈=1.4计算各轴的输入功率外形尺寸 底脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸尺寸 装键部位尺寸中心高L*(AC/2+AD)*HD A*B K D*EF*G *D132 515*345*315 216*178 12 38*8010*33*38I 轴 kw P P d I 70.499.075.41=⨯=⨯=ηII 轴 kw P P I II 67.497.098.070.454=⨯⨯=⨯⨯=ηη III 轴 kw P P II III 44.497.098.067.264.464=⨯⨯=⨯⨯=ηη 卷筒轴 kw P P III 35.499.099.044.423=⨯⨯=⨯⨯=ηη 1.5计算各轴的输入转矩 电动机的输出转矩：M N n P T m d d .25.47)960/75.4(9550)/(9550=⨯=⨯= 故I 轴 M N M N T T I d I .78.4699.0.25.47=⨯=⨯=ηII 轴 M N i T T I II .93.8801.297.098.078.46154=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=ηη III 轴 M N i T T II III .15.338497.098.093.88264=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=ηη 卷筒轴 M N T T III .42.33199.099.015.33823=⨯⨯=⨯⨯=ηη第二章 齿轮的设计2.1 高速锥齿轮的传动设计选定高速级齿轮类型，精度等级，材料及齿数1 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动压力角取0202运输机为一般工作机械，速度不变，故选用8级精度。

3 材料选用：由 《机械设计》第九版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材表10-1选择小齿轮材料和大齿轮材料如下表： 齿轮型号 材料牌号 热处理方法 强度极限pa b m /σ 屈服极限pa s m /σ硬度（HBS) 平均硬度 （HBS)齿芯部 齿面部 小齿轮 40Cr 调质 700 500 241～286 280 大齿轮45调质650360217～255240两者硬度差约为40HBS选择小齿轮齿数Z1=24，又由于大小大小齿轮齿面硬度HBS ﹤350 则Z1=i1*Z1=2.01*24=48.24 取Z2=49实际齿数比 U=Z2/Z1=49/24=2.04 与设计要求传动比的误差为 （2.04-2.01）/2.04=1.5％＜5％按齿面接触疲劳强度设计2H 2IH t 1][Z U R 5.0-1R T K 4d ）（）（H E Z σφφ≥1 确定公式的数值试选载荷系数3.1=βh K由教材表10-5查得材料弹性影响系数218.189a MP Z E =（大小齿轮均采用锻钢） 小齿轮传动转矩 mm N m N T ⋅⨯=⋅=4110678.478.46 锥齿轮传动齿宽系数3.0,35.025.0=≤=≤R R rbφφ取 由图10-20查得区域系数为 5.2=H Z教材图10-25d 图按齿数硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ；10-25c 图按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ 由式（10-15）计算力循环次数；9111036.3)2036581(19606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jl n N （一班制，工作期限20年）99121067.101.21036.3⨯=⨯==U N N 由图10-23查取疲劳寿命系数 95.0;90.021HN HN K K =计算接触疲劳强度许用应力[]H σ取失效率为1%，安全系数为S=1;则[]MPa MPa s K H HN H 540160090.011lim 1=⨯=∙=σσ []MPa MPa sK H HN H 5.522155095.0222lim =⨯=∙=σσ取[]1H σ和[]2H σ中的较小者作为该点轮列的接触疲劳强度许用应力，即[][]MPa H H 5.52221==σσ2计算小齿轮分度圆直径d1（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）[]mmmm Z Z U R R T K d H E H I H t 172.775.5228.1895.201.2)3.05.01(3.010678.43.14)5.01(43232432321=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯-⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛∙-=σφφ2 ）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 1 计算圆周速度Vmm R d d t m 59.65)3.05.01(172.77)5.01(11=⨯-⨯=-=φs m n d V m m /296.310006096059.6510006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ2 计算齿宽b 及齿宽系数d φmmtd R b R R 99.252101.2172.773.021221=+⨯⨯=+=⋅=μφφ396.059.6599.251===m d d b φ 计算实际载荷系数H K1 由表10-2查得使用系数KA=12 根据s m V m /296.3=，8级精度，由图10-8查得动载系数121.1=V K .3 直齿锥齿轮精度低，取齿间载荷分配系数1=αH K4 由表10-4用插值法得7级精度，小齿轮悬臂时，得齿的载荷分布系数189.1=βH K由此得实际载荷系数33.1189.11121.11=⨯⨯⨯==βαH H V A HK K K K K由式(10-12)查得按实际载荷系数算得的分度圆直径为： mm mm K K d d Ht H t 761.773.133.1172.773311=⨯==及相应的齿轮模数mm mm z d m 24.324761.7711===按齿根弯曲疲劳强度设计1 由式（10-27）试算模数，即[]33221211)5.01(⎪⎪⎭⎫⎝⎛∙+-≥F Sa Fa IFT Y Y Z R R T K m σμφ 2确定式中的各参数值 试选3.1=Ft K （2）计算[]F SaFa Y Y σ由o o u 905.63095.2690095.2649/24arctan )/1arctan(21=-====o o δδ 当量齿数724.26898.024cos 111===δZ Z V 39.11144.049cos 222===δZ Z V 由图10-17查得齿形系数14.2,54.221==Fa Fa Y Y 由图10-18查得正应力修正系数 79.1,53.121==Sa Sa Y Y 由图10-24查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为a 380,a 5002lim 1lim MP MP F F ==σσ 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==FN FN K K取弯曲疲劳安全系数S=1.7，由式（10-14）得 []MPa MPa S K F FN F 2507.150085.01lim 11=⨯==σσ []MPa MPa SK F FN F 70.1967.138088.02lim 22=⨯==σσ[]016.025054.253.1111=⨯=F Sa Fa Y Y σ []019.070.19679.114.2222=⨯=F Sa Fa Y Y σ因为大齿轮的[]F SaFa Y Y σ大于小齿轮取[][]019.0222==F Sa Fa F SaFa Y Y Y Y σσ计算模数[]mmY Y Z R R TK m F SaFa Ft t 615.1019.0101.224)3.05.01(3.010678.43.11)5.01332224332212=∙+⨯⨯⨯-⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫⎝⎛∙+-≥σμφφ调整齿轮模数1 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度Vmm mm z m d 76.3824615.1111=⨯==,mm m R d d m 946.32)15.01(76.38)5.01(11=-⨯=-=φs m n d V m m /655.1100060960946.3210006011=⨯⨯∙=⨯=ππ齿宽bmmmm Rd b 052.132101.276.383.021221=+⨯⨯=+=μφ 2 计算实际载荷系数F K根据V=1.655m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数05.1=V K 直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数1=αF K 由表10-4用插值法查得156.1185.1==ββF H K K 则动载系数为438.1156.1105.11=⨯⨯⨯==βαF F V A F K K K K K3 由式10-13可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为m mm K K m m Ft F t 67.13.1438.1615.133=⨯== 按照齿轮疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=2,按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=77.761mm,算出小齿轮齿数88.382761.7711===m d Z取Z1=37，则大齿轮齿数37.743701.212=⨯==z z μ为了使齿轮齿数互质，取Z2=75 4 计算大小齿轮的基本几何尺寸 名称 计算公式 计算结果 模数 m2 齿数1z37 2z75分度圆锥角1δo z z arc 259.26cot121==δ 2δo 741.6390102=-=δδ分度圆直径mz d =mm mz d 7437211=⨯== mm mz d 15075222=⨯==齿顶圆直径δcos 2m d d a += 78cos 2111=+=δm d d a 152cos 2222=+=δm d d a齿宽 R b R φ= mm b b 2521==节锥顶距 )1(22μ+=dR 83.333平均分度圆直径)5.01(R m d d φ-=mmd d R m 9.6285.074)5.01(11=⨯=-=φmmd d R m 5.12785.0150)5.01(22=⨯=-=φ当量分度圆半径δcos 2mv d r =mm d r m v 069.35788.19.62cos 2111===δmmd r m v 091.144885.05.127cos 2222===δ当量齿数δcos z m d z m v v ==3.41897.037cos 11111====δz m d z m v v5.169442.075cos 22222====δz m d z m v v当量齿数比12v v v z z u =104.43.415.169u 12===v v v z z 平均模数)5.01(R m m m φ-= 7.185.02=⨯=m m2.2 低速级直齿轮传动的设计一、 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数按图所示的传动的方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取o 20带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。