链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器的设计

设计说明书链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器的设计起止日期：20** 年12月24 日至20** 年1 月7 日学生姓名班级学号成绩指导教师(签字)机械工程学院（部）20**年1 月6 日目录一、设计任务 (2)二、传动方案的拟订 (3)三、电动机的选择 (4)四、传动比的计算与分配 (4)五、各轴的转速，功率和扭矩 (4)六、V带的设计计算 (5)七、传动零件的计算和轴系零件的选择 (8)八、轴的计算 (17)九、轴承的选择与校核 (27)十、键的选择与校核 (34)十一、密封和润滑 (35)十二、小结 (36)十三、参考资料 (36)任务书学院专业班设计题目：链式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器的设计完成期限：自20**年12月24日至20**年1月7日内容及任务一、设计的主要技术参数：运输链牵引力: F=4 KN输送速度: V=0.7m/s链轮节圆直径: D=280m m工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差±5%.二、设计任务：传动系统的总体设计；传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写。

三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1）减速机装配图1张；（2）零件工作图2~3张；（3）设计说明书1份（6000~8000字）。

进度安排起止日期工作内容12.24-12.25传动系统总体设计12.25-12.27传动零件的设计计算；12.28-1.6减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书1.7交图纸并答辩主要参考资料［1］濮良贵，纪名刚.机械设计［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2001.［2］金清肃.机械设计课程设计［Ｍ］.武汉：华中科技大学出版社，2007.指导老师（签字）：年月日系（教研室）主任（签字）：年月日计算与说明主要结果二、传动方案的拟定1,由于V带的传动工作平稳性好,具有过载保护作用,并具有缓冲吸振能力,所以选用V带传动;2,圆锥齿轮传动结构紧凑且宽度尺寸较小传递的效率也高,所以减速器选择选择圆锥与圆柱齿轮;3,考虑到制造成本与实用性,圆锥与圆柱齿轮都选用直齿.传动方案简图如下:三、设计方案分析I 选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，长期工作，因此可选用鼠笼型异步电动机，电机结构简单，工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起动性能。

II 确定电动机功率和型号 运输带机构输出的功率：2.8kw 2800w 0.7m/s 4000N V F P w ==⨯=⋅=传动系得总的效率：8242.096.096.095.098.099.04543421=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⋅⋅=ηηηηηηη1→联轴器的效率,取0.99 η2→滚动轴承效率,取0.98η3→锥齿轮的(闭式8级精度)传动效率,取0.95 η4→圆柱直齿轮的效率,取0.96η5→V 带传动效率,取0.97.电机所需的功率为：3.4kw 8242.02.8P P wd ===η由题意知，直齿锥形齿轮放在第一级，不宜传输过大的转矩，同功率的电机如下（Y112M-2，Y112-4，Y32M-6，Y160M1-8），选择Y132M1-6 比较合理，额定功率p=4kw,满载转速960/min.四、传动比的计算与分配运输机的转速（r/min ）n w =60v ／(πD)=0.7×60/(3.14×263×10-3)=47.7总传动比: i=960/47.7=20.12 取v 带轮传动比i 1=3取高速级锥形齿轮传动比 i 2=2 直齿圆柱齿轮传动比: i 3=3.36五、各轴的转速，功率和转速1，各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（r/min ）。

n 1=960 n 2=960/i 1=320n 3=384/i 2=160 n 4=145.29/i 3=47.62P w =2.8kwη=0.8242P d =3.4kwn w =47.7i=20.12 i 1=3 i 2=2 i 3=3.36n 1=960 n 2=320 n 3=160 n 4=47.622，各轴的输入功率（kw ）P 1=p η5η2=4×0.97×0.98=3.8P 2= P 1η3η2=3.8×0.95×0.98=3.54 P 3= P 2η4η2=3.54×0.96×0.98=3.33 P 4= P 3η1η2=3.33×0.98×0.99=3.2323，各轴输入扭矩的的计算(N ·MM)T 1=(9550×3.8/320)×103=113.4×103 T 2=(9550×3.54/160)×103=211.29×103 T 3=(9550×3.33/47.62)×103=667.82×103将以上算得的运动和动力参数列表如下：I 轴 II 轴 III 轴 转速（r/min ） 320 160 47.62 输入功率P （kw ） 3.8 3.54 3.33 输入扭矩T（N.MM ） 113400211290667820 传动比（i ） 2 3.36 效率（ ）0.950.96六、V 带传动的设计计算设计V 带传动时的已知条件包括：带的工作条件是连续单向运转，载荷平稳，传动位置与总体尺寸限制自定，所需传递的功率为3KW ，小带轮的转速为960r/min ，传动比为2.5 。

设计步骤： 1. 确定计算功率P ca ＝K A •P=1.3×4=5.2KW 式中： P ca ——计算功率，KW K A ——工作情况系数，见表8－7；P ——所需传动的额定功率，KW2. 根据计算功率P ca 和小带轮转速n 1，从【Ⅰ】图8－11中选取普通V 带的型号为A 型。

3. 确定带轮的基准直径d d 并验算带速 1) 初选小带轮的基准直径d 1dP 1=3.8 P 2=3.54 P 3=3.33 P 4=3.232T 1=113.4×103T 2=211.29×103T 3=667.82×103P ca =5.2KW根据V 带的带型，参考【Ⅰ】表8－6和表8－8确定小带轮的基准直径d 1d ，应使d 1d ≥（d d ）min 。

所以选d 1d ＝125mm2） 验算带速v 根据【Ⅰ】式子（8－13）计算带的速度。

带速不宜过低或过高， 一般应使v ＝（5～30m/s ）。

而：v ＝ 960×125×3.14/（60×1000）＝6.28m/s 3）计算大带轮的基准直径 由d 2d =i •d 1d 计算，d 2d ＝250mm4. 确定中心距a ，并选择V 带的基准长度L d 根据【Ⅰ】式子（8－20），初定中心距a 0＝500mm 由【Ⅰ】式子（8－22）计算所需的基准长度L 0d ＝2a 0+2π（d 1d + d 2d ）+ 12d2d 0d - d )4a （＝1596mm由【Ⅰ】表8－2选带的基准长度L 0d ＝1600mm 按【Ⅰ】式子（8－23）计算实际中心距 a a ≈a 0+20d d L L -=500+215961600-=252mm中心距的变化范围为207mm ～297mm 。

5. 验算小带轮上的包角α1α1≈1800-（d 2d － d 1d ）•a 03.57＝1800－125×057.3252＝151.35>906. 计算带的根数z1）计算单根V 带的额定功率P rd 1d ＝125mmV=6.28m/sd 2d ＝250mma 0＝500mmL 0d ＝1596mm a=252mmα1＝151.35°由d 1d ＝125mm 和n 1＝960r/min ， 查【Ⅰ】表8－4a 得P 0＝1.39KW 根据n 1＝960r/min 。

i ＝2和A 型带， 查【Ⅰ】表8－4b 得⊿P ＝0.11KW查【Ⅰ】表8－5得K α=0.925, 【Ⅰ】表8－2得K L =0.99，于是 P r ＝（P+⊿P ）•K α•K L=(1.139+0.11)×0.925×0.99=1.144KW 2）计算V 带的根数z Z ＝rca P P ＝ 5.21.144＝4.545 取5根.7. 计算单根V 带的初拉力的最小值（F 0）min 由【Ⅰ】表8－3得A 型带的单位长度质量q ＝0.1kg/m （F 0）min ＝500zvK P K caαα)5.2(-+qv 2＝500×(2.50.96) 5.20.9254 6.28-⨯⨯⨯+0.1×6.282＝180.2N应使带的实际初拉力F 0>（F 0）min 。

8.计算压轴力F p 压轴力的最小值为（F p ）＝2z （F 0）min sin 21α＝2×5×180.2×sin 151.352o N ＝1746NP 0＝1.39KW⊿P ＝0.11KWK α=0.925 K L =0.99P r =1.144KWZ=5 (F)min＝180.2N(F p )=1746N七、传动零件设计计算和轴系零件的选择：1， 传动零件设计计算。

因该例中的齿轮传动均为闭式传动，其失效形式主要是点蚀。

（1） 要求分析1） 使用条件分析对于锥形齿轮主动轮有：传动功率：p 1=3.8kw主动轮转速：n 2=320齿数比：1：2圆周速度：估计v ≤4m/s2） 设计任务确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案； 包括： 一组基本参数：12,,,,d m z z βϕ主要基本尺寸：12,,d d a 等2,选择齿轮材料，热处理方式及计算许用应力1） 选择齿轮材料，热处理方式：按使用条件属中速，低载，重要性和可靠性一般齿轮传动，可选用软面齿轮，也可选用硬齿面齿轮，本例选用软齿面齿轮并具体选用：小齿轮：45钢。

调质处理，硬度为230~255HBS ；大齿轮：45钢。

正火处理，硬度为190~217HBS 。

2）确定许用应力A: 确定极限应力lim H σ和lim F σ齿面硬度：小齿轮按230HBS ，大齿轮按190HBS 。

查[1]图10-21得lim1H σ=580Mpa, lim2H σ=550 Mpa 查[1]图10-20得lim1F σ=450Mpa, lim2F σ=380MpaB: 计算应力循环次数N ，确定寿命系数k HN ,k FNN 1=60n 2jt=60×960×1×3×8×10×300=41.472×108N 2=N 1/i 2=41.472×108/2=20.736×108查[1]图10—19得k HN1=1,k HN2=1lim1H σ=580Mpa,lim2H σ=550 Mpalim1F σ=450 Mpa lim2F σ=380 MpaN 1=41.472×108 N 2=20.736×108C ：计算接触许用应力取min 1H S = min 1.4F S =由许用应力接触疲劳应力公式σHP1=σHlim1 k HN1/s Hmin =580×1/1=580MP a σHP2=σHlim2k HN2/ s Hmin =550×1/1=550MP a查[1]图10-18得k FE1=1 k FE2=1σFp1=σFlim1 k FE1/S Flim =4500.85/1.4=273.21MP a σFP2=σFlim2 k FE2/ S Flim =3800.88/1.4=238.85 MP a（2） 初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸1） 选择齿轮的类型根据齿轮的工作条件可选用直齿圆锥齿轮，也可选用斜齿轮圆锥齿轮，本例选择直齿圆锥齿轮（考虑到制造成本和实用性）2） 选择齿轮精度等级按估计的圆周速度和功能条件要求选择8级精度。