二级圆锥圆柱齿轮减速器(带式输送机传动系统)

一、机械设计课程设计任务书设计带式运输机传动装置（两级锥齿轮—斜齿圆柱齿轮减速器）一、总体布置简图二、工作条件：1.连续单向运转。

2.载荷平稳。

3.两班制。

4.结构紧凑。

5.工作寿命5年。

三、工作机输入功率：2.85 KW工作机输入转速：80 rpm四、设计内容：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、装配图、零件图的绘制；7、设计计算说明书的编写；五、设计任务1、绘制减速器装配图1张。

2、绘制减速器零件图1-2张。

3、编写设计说明书一份。

计算与说明 主要结果二、电动机的选择1、电动机转速的确定工作机转速：80rpm锥齿轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为i=10～25最大值为：40故电动机转速应在in n d =范围内即：800～2000 rpm 最大值：3600rpm根据电动机的选择原则应选择：Y 系列三相笼型异步电动机 2、电动机功率的确定查《机械设计课程设计》表12-8名称 数量 效率 代号斜齿圆柱齿轮1 0.94~0.99 1 锥齿轮1 0.92~0.98 N2 联轴器2 0.95~0.995 N3 轴承4 0.98 N4 卷筒1 0.94~0.97 N5计算得传动的装置的总效率：5242321n n n n n n ⨯⨯⨯⨯=∑ 8949936.06494977.0max min ==∑∑ηη工作机输入功率：kw P w 85.2= 所需电动机输出功率为a w d P P η=算得：1843803.33880063.4max max ==d d P P即：电动机转速：800~2000rpm 最大值：36000rpm电动机功率：3.1843803~403880063查《机械设计课程设计》表12-1（机械设计课程设计手册P173）最后确定电机Y 系列三相异步电动机，型号为Y112M-4，额定功率4kW ，满载转速=m n 1440r/min 。

三、传动系统的运动和动力参数计算1、分配各级传动比电动机满载转速=m n 1440r/min 。

工作机主动轴转速：rmp n w 80=总传动比18801440===w z n n i m 查书得推荐值：z i i 25.01≈，且31≤i ，同步转速为1440r/min确定电机Y 系列三相异步电动机，型号为Y112M-4，额定功率4kW ，满载转速=m n 1440r/min 。

31=i ，62=i得31=i ，62=i ,满足要求。

2、由传动比分配结果计算轴速in n m= 3、分别取：80.0799726.096.098.099.095.097.054321≈======∑n n n n n n 各轴输入功率ηd P P =各轴输入转矩nPT 9550=将计算结果列在下表轴号 功率P/kW 转矩T/(m N ⋅)转速n/（r/min ） 传动比电机轴3.56 23.60 1440 1 3 6 1 I 轴3.46 22.90 1440 II 轴3.22 64.00 480 III 轴3.06 365.00 80 卷筒轴2.85 340.00 80四、传动零件的计算1、圆锥直齿齿轮传动的计算选择齿形制GB12369-90，齿形角20 设计基本参数与条件：齿数比u=3，传递功率kW P 46.31=，主动轴转速m in /14401r n =，采用二班制工作，寿命5年（一年以360天计），小锥齿轮悬臂布置。

（1）选择齿轮材料和精度等级①材料均选取45号钢调质。

小齿轮齿面硬度为280HBS ，大齿轮齿面硬度为240HBS 。

②精度等级取8级。

③试选小齿轮齿数231=z ,则6923312=⨯==uz z （2）按齿面接触疲劳强度设计查[3](10-26)有齿面接触疲劳强度设计公式45号钢调质。

小齿轮齿面硬度为280HBS ，大齿轮齿面硬度为240HBS32121)5.01()][(92.2uKT Z d R R H Et φφσ-⨯≥ ① 试选载荷系数：31.2=t K 。

② 计算小齿轮传递的扭矩：mm N n P T ⋅=⨯=52778.229461055.91161 ③ 取齿宽系数：5.0=R φ（机械设计表10-7，P205）④ 确定材料弹性影响系数：218.189MPa Z E =（机械设计，表10—6，p201） ⑤ 确定区域系数：锥齿角为20°标准直齿圆锥齿轮传动：5.2=H Z⑥ 根据循环次数公式[3]式10-13，计算应力循环次数：9111048832.2536082114406060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N9121082944.0⨯==uNN⑦ 查[3]图10-19得接触疲劳寿命系数：97.01=HN K ，1.12=HN K⑧ 查[3]图10-21(d)得疲劳极限应力：MPa H 6001lim =σ，MPa H 5502lim =σ⑨ 由[3]式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数0.1=H S ，MPa S K HH HN H 582][1lim 11==σσ MPa S K HH HN H 605][2lim 22==σσ ⑩ 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：32121)5.01()][(92.2uKT Z d R R H E t φφσ-⨯≥， 得：25837385.571≥t d 则mm d d R t m 94378039.42)5.01(11=-=φ⑪ 齿轮的圆周速度s m n d v m /23788476.310006011=⨯=π ⑫ 计算载荷系数：a ：齿轮使用系数，查[3]表10-7得1=A Kb ：动载系数，查[3]图10-8得17.1=v Kc ：齿间分配系数，查[3]表10-9得4.1==ααF H K Kd ：齿向载荷分布系数be H F H K K K βββ5.1== 查[3]表10-9得25.1=be H K β，所以875.1==ββF H K K e：接触强度载荷系数07125.3875.14.117.11=⨯⨯⨯==βαH H v A K K K K K○13按载荷系数校正分度圆直径 mm K K d d t t 96125937.62/311==m z dm 73744606.211==取标准值，模数圆整为mm m 3= ○14计算齿轮的相关参数 mm mz d 6911==，mm mz d 20722==''6'2618arctan211 ==z z δ，''54'33719012 =-=δδ mm z z d R 55049198.9921)(2121=+= ○15确定齿宽：mm R b R77524599.49==φ 圆整取mm b b 5021== (3)校核齿根弯曲疲劳强度 ○1载荷系数31.2=K ○2当量齿数24cos 111==δz z v ，218cos 222==δz z v ○3查[3]表10-5得65.21=Fa Y ，58.11=Sa Y ，06.22=Fa Y ，97.12=Sa Y ○4取安全系数4.1=FSmmd 691=，mm d 2072=''6'26181 =δ，''54'33712 =δ mmR 0986.109=mm b b 3621==由[3]图10-18得弯曲疲劳寿命系数86.01=FN K ，9.02=FN K查[3]图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：MPa FE 5001=σ，MPa FE 3802=σ许用应力MPa S K FFE FN F 14.307][111==σσ MPa S K FFE FN F 29.244][222==σσ ○5校核强度，由[3]式10-23 ][)5.01(2221F R SaFa F zbm Y Y KT σφσ≤-= 计算得11][58710043.76F F MPa σσ<=22][27109574861F F MPa σσ<=可知弯曲强度满足，参数合理。

2、圆柱斜齿齿轮传动的计算设计基本参数与条件：齿数比u=6，传递功率kW P 22.32=，主动轴转速m in /4802r n =，采用二班制工作，寿命5年（一年以360天计）。

（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数①小齿轮材料选取40Cr 钢调质，大齿轮选取45钢调质，小齿轮齿面硬度为280HBS ，大齿轮齿面硬度为240HBS 。

②运输机为一般工作机，精度等级取7级。

③试选小齿轮齿数2414424612=⨯==uz z○4初选螺旋角14=β （2）按齿面接触疲劳强度设计查[3](10-21)有齿面接触疲劳强度设计公式3211)][(12H H E d t t Z Z u u T K d σεφα+≥ ○1试选载荷系数：6.1=tK ○2 计算小齿轮传递的扭矩：mm N n PT ⋅⨯=⨯=4226110406458333.61055.9○3取齿宽系数：1=dφ ○4确定弹性影响系数：由[3]表10-6，218.189MPa Z E= ○5确定区域系数：查[3]图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动：433.2=HZ ○6根据循环次数公式[3]式10-13，计算应力循环次数：9111082944.053608214806060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N9121013824.0⨯==uNN查[3]图10-19得接触疲劳寿命系数：90.01=HN K ，95.02=HN K查[3]图10-21(d)得疲劳极限应力：MPa H 6001lim =σ，MPa H 5502lim =σ由[3]式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数0.1=H S ，MPa S K HH HN H 540][1lim 11==σσ， MPa S K HH HN H 5.522][2lim 22==σσ MPa H H H 25.5312][][][21=+=σσσ○7由[3]图10-26查得65.187.078.021=+=+=αααεεε○8代入数值计算 小齿轮直径mm d t 76112509.491≥○9圆周速度s m n d v t /25063348.110006011=⨯=π○10齿宽b 及模数ntm ， mm mm d b t d 76112509.4976112509.4911=⨯=⨯=φmm z d m t nt 012125003.2cos 11==βmm m h nt 527281257.425.2==99139246.10/=h b○11计算纵向重合度617391304.1tan 318.01==βφεβz d ○12计算载荷系数： a ：齿轮使用系数，查[3]表10-2得1=A K b ：动载系数，查[3]图10-8得11.1=v Kc ：齿间分配系数，查[3]表10-3得2.1==ααF H K Kd ：查[3]表10-4得齿向载荷分布系数417.1=βH K 查[3]图10-13得35.1=βF K e：接触强度载荷系数921452.1417.12.113.11=⨯⨯⨯==βαH H v A K K K K K○13按载荷系数校正分度圆直径 mm K Kd d tt 89241257.52311== ○14计算模数mm z d m n067950163.2cos 11==β(3)按齿根弯曲强度设计 由[3]式10-1732121][cos 2F SaFa d n Y Y z Y KT m σεφβαβ=○1计算载荷系数887444.1==βαF F v A K K K K K○2由纵向重合度617391304.1=βε，从《机械设计课程手册》图10-28得90.0=βY○3计算当量齿数6.24cos 311==βz z v4.99cos 322==βz z v○4由[3]图10-20得弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ，MPa FE 3802=σ ○5由[3]图10-18取弯曲疲劳寿命系数92.01=FN K ，95.02=FN K ○6取弯曲疲劳安全系数4.1=FS 由[3]式10-12得MPa S K F FE FN F 5714286.328][111==σσMPa S K FFE FN F 8571429.257][222==σσ○7由[3]表10-5得齿形系数65.21=Fa Y ，135.22=Fa Y得应力校正系数58.11=Sa Y ，827.12=Sa Y○8计算大、小齿轮的][F SaFa Y Y σ并加以比较。