设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器

第一章设计任务书1.1设计主题设计了一种用于带式输送机的圆锥圆柱齿轮减速器。众所周知，驱动滚筒的带式输送机的圆周力(牵引力)f为12，000 N，皮带速度v为16厘米/秒，滚筒直径D为240毫米，输送机通常在常温下满载，空载启动，工作时震动小，不会反转。工作年限为10年(每年300天)，两班制。1.2设计步骤1.电机选择和运动参数计算；2.齿轮传动的设计与计算；3.轴的设计；4.滚动轴承的选择；5、键和联轴器的选择和检查；6、箱体厚度选择；7.装配图和零件图的绘制；8.设计和计算说明的编制；1.3设计任务1.绘制1个减速器装配图。2.绘制2幅减速器零件图。3.准备一份设计规范。第二章输电方案的选择一个方案选项2与上述方案1和方案2相比，不同之处在于方案1在电机和减速器锥齿轮之间使用联接连接，而方案2在电机和减速器锥齿轮之间使用皮带传动。如果用皮带传动，会有传动比，与联轴器连接相比，会降低传动效率，皮带容易打滑，导致传动不稳定。同时，联轴器可以更好地传递扭矩，而不会导致效率损失，因此选择了选项1。计算和描述主要结果第三章电机的选择3.1选择电机类型根据工作要求和工况，检查机械设计课程设计表2.1，选择Y112M系列通用三相异步电动机。它是一个水平的封闭结构。3.2确定传输效率检查机械设计课程设计的表2-3:耦合效率：1=0.99一对滚动轴承的效率：2=0.98闭式锥齿轮传动效率：3=0.97封闭圆柱齿轮的传动效率：4=0.97开式圆柱齿轮传动效率：5=0.95工作机器效率：w=0.97因此，传动装置的总效率a=1224345w=0.783.3选择电机的容量工作机器所需的功率是Pw=FV1000=120000。=3.2千瓦1=0.992=0.98w=0.974=0.975=0.953=0.973.4电机额定功率PD=Pwa=3 . 20 . 7=4.09千瓦操作速度：nw=601000VD=6010000.14240=21.23r/min3.4确定电机参数所选电机类型为Y132S-4三相异步电机，额定功率Pen=5.5kW，满载速度nm=1440r转/分，同步速度nt=1500r转/分。机械设计课程设计表2-1、2-2和2-5中的主要数据如下表3.4所示。中心高度外形尺寸锚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴外伸部关键位置尺寸H左驾车ABK德细粒13247531521614012388010333.5确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比的计算根据所选择的电机满负荷转速nm和工作机主轴转速nw，传动装置的总传动比可计算如下：ia=nmnw=.23=67.829配电传输的传输比可从机械设计课程设计的表2.5中获得。取开式圆柱齿轮传动比：ic=5因为它是圆锥圆柱齿轮减速器，所以那么低速级的传动比是i2=4.52减速器的总传动比ib=i1i2=13.56滚筒实际转速=/i=1440/13.56x5=21.246r/min(21.23-21.246)/21.23=0.13%5%第四章计算变速器的运动学和动力学参数4.1电机输出参数功率：P0=Pd=4.09kW千瓦速度：n0=nm=1440r转/分钟扭矩：t0=9.55106 p0n0=9.551064。=27124.65nmm4.2每个轴的功率p 01=4 . 090 . 99=4.05千瓦P2=P123=4 . 050 . 980 . 97=3.85千瓦P3=P223=3 . 850 . 980 . 97=3.66千瓦pw=p3w122=3.660.970.990.980.98=3.2千瓦4.3每个轴的转速n1=n0=1440r/minn2=n1i1=14403=480r/minn3=n2i2=4804.52=106.19r/minnw=n3icid=106.1955=21.23r/min4.4每个轴的扭矩T1=9.55106P1n1=9.551064。=26859.38牛毫米T2=9.55106 p2n 2=9.551063.85480=76598.96牛毫米T3=9.55106 P3n 3=9.551063.66106.19=0.29牛顿毫米Tw=9.55106牛顿=9.551063.221.23=0.44牛顿毫米4.5各轴数据汇总(表4.5)轴名称功率功率(千瓦)扭矩t (nmm)速度(r/min)传动比I效率投入输出投入输出电机轴4.0927124.65144010.99轴线一4.053.9726859.3826322.1924144030.95轴线二3.853.7776598.9675066.98084804.520.95三轴3.663.59. 29. 1842106.1950.91工作机器轴3.373.3. 42. 9621.23第五章减速器高速齿轮传动的设计与计算5.1选择精度等级、材料和齿数通过选择小齿轮45(淬火和回火)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火)，硬度为190HBS如果选择小齿轮齿数Z1=24，小齿轮齿数Z2=Z1i=243=73。实际传动比i=3.042压力角=20。5.2根据齿面接触疲劳强度设计5.2.1应通过设计计算公式(机械设计公式10-28)进行试算，即d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2确定公式中的每个计算值1)试验负荷系数KHT=1.32)检查机械设计（第九版）图10-20选择面积系数ZH=2.5T=Pn=4。=26859.38牛毫米3)齿宽系数R=0.3根据齿面硬度，机械设计（第九版）图10-25所示小齿轮与大齿轮的接触疲劳极限如下：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa4)弹性影响系数ze=189.8兆帕0.5，由表机械设计（第九版）的表10-5获得5)计算应力循环的次数NL1=60njLh=601440116300101=4.147109NL2=NL1u=4.1471093=1.3821096)从机械设计（第九版）的图10-23中检查接触疲劳系数：千赫1=0.802，千赫2=0.8627)容许接触疲劳应力的计算如果故障概率为1%，安全系数为1，则H1=KHN1Hlim1s=0.8026001=481兆帕H2=KHN 2Hlim2S=0.8625501=474 MPa取H1和H2中较小者作为齿轮副的允许接触疲劳应力，即H=474MPa5.2.2计算1)计算小齿轮分度圆的直径d1t，并将其带入H的较小值d1t34kHttR1-0.5R2uZHZEH2=341 . 326859 . 380 . 31-0 . 50 . 3232 . 5189 . 84742=48.25毫米2)计算圆周速度vdm1=D1 t1-0.5R=48.251-0 . 50 . 3=41.01毫米vm=dm1n601000=41.011000=3.093)计算等效齿宽系数db=RD1tu 2 12=0 . 348 . 2532 12=45.774毫米d=bdm1=45.77441.01=1.124)计算负载系数从机械设计（第九版）的表10-2中检查使用系数KA=1.25在机械设计（第九版）的图10-8中检查动态负载系数KV=1.113检查表机械设计（第九版）表10-3中的齿间载荷分布系数：KHA=1检查表机械设计（第九版）表10-4中的齿载荷分布系数：KH=1.42实际负载系数为KH=KAKVKHKH=1 . 251 . 11311 . 42=1.9765)根据实际载荷系数计算的分度圆直径D1=D1t3khkHt=48 . 2531 . 9761 . 3=55.477毫米6)计算模量M=d1z1=55.47724=2.31mm毫米，取m=2.5毫米。5.3确定变速器尺寸实际传动比u=z2z1=7324=3.042mm毫米大端分度圆直径d1=z1m=242.5=60mm毫米d2=z2m=732.5=182.5mm毫米齿宽中点的分度圆直径dm1=d11-0.5R=601-0 . 50 . 3=51毫米dm2=d21-0.5R=182.51-0 . 50 . 3=155.125毫米锥顶距离为R=d12u2 1=6023.0422 1=96.06mm毫米齿宽为b=RR=0 . 396 . 06=28.818毫米，取b=29毫米。5.4检查齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=KFt0.85bm1-0.5RYFaYSaFk，b，m和R和以前一样。圆周力是F=2T1d 11-0.5R=226859.38601-0 . 50 . 3=1011N齿廓系数YFa和应力修正系数YSa，等效齿数为：小齿轮：的等效齿数Zv1=z1cos1=24cos18.1992=25.3大齿轮：的等效齿数Zv2=z2cos2=73cos71.8008=230.3检查图机械设计（第九版）的表10-17和10-18:YFa1=2.57，YFa2=2.105YSa1=1.595，YSa2=1.882根据机械设计（第九版）图20-24，小齿轮和大齿轮的根部弯曲疲劳极限分别为：Flim 1=500兆帕，Flim 2=380兆帕机械设计(第9版)图10-22中的齿廓系数是弯曲疲劳系数：KFN1=0.714，KFN2=0.775取弯曲疲劳安全系数S=1.7，得到许用弯曲应力F1=kfn 1Flim1s=0.7145001.7=210兆帕F2=KFN2Flim2S=0.7753801.7=173兆帕F1=kft 0.85 BM 1-0.5RyFa 1 ysA1=116.223 MPaF1=210 MPaF2=F1yFa 2yFa 1=112.323兆帕F2=173兆帕因此，弯曲强度是足够的。5.5计算并记录锥齿轮传动的其他几何参数。(1)计算齿根高度、齿顶高度、全齿高和齿厚ha=mhan *=2.5mm毫米hf=mhan* cn*=3.125mmh=ha hf=m2han* cn*=5.625mms=m2=3.925mm(2)计算齿顶圆的直径da1=d1 2ha=mz1 2han*=65mmda2=d2 2ha=mz2 2han*=187.5mm(3)计算齿根圆的直径df1=D1-2hf=mz1-2han *-2cn *=53.75mmdf2=D2-2hf=mz2-2han *-2cn *=176.25mm注：han*=1.0，cn*=0.25(4)计算齿顶角a1=a2=atan(ha/R)=12926 (5)计算根角f1=f2=atan(hf/R)=15147 (6)计算齿顶锥a1=1a1=194124 a2=2a2=731729 (7)计算齿根的锥角f1=1-f1=16209 F2=2-F2=695615 第六章减速器低速齿轮传动的设计与计算6.1选择精度等级、材料和齿数通过选择小齿轮45(淬火和回火)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火)，硬度为190HBS如果选择小齿轮齿数Z1=23，小齿轮齿数Z2=Z1i=234.52=104。实际传动比i=4.522压力角=20。6.2根据齿面接触疲劳强度设计6.2.1小齿轮分度圆的直径通过公式计算，即d1t32千赫H21)确定公式中的每个参数值测试负载系数KHt=1.3T=Pn=3.85480=76598.96N牛毫米选择齿宽系数d=1区域系数ZH=2.46选自机械设计（第九版）的图10-30检查机械设计（第九版）的表10-5，获得弹性影响系数ZE=189.8MPa兆帕接触疲劳强度由符合系数Z公式计算a1=arccosz 1 cosZ1 2han *=arccos 23 cos