一级圆锥齿轮减速器设计计算说明书

1、机械课程设计和计算说明设计主题：一级锥齿轮减速器班级级别：号码：姓氏：讲师：目录一、设计任务第3页二、电机的选择第4页三、锥齿轮的设计与计算第6页四、轴的设计计算第10页五、重点检查第18页六、润滑和密封形式的选择第19页七、减速箱设计第20页八、设计总结第21页参考资料第22页第一章设计任务1.设计主题带式输送机一级锥齿轮减速器。右侧显示了传输设备的示意图。给定条件：由电机驱动，输送带的工作张力为2800牛顿，输送带速度为1.8米/秒，输送辊直径为320毫米。(1)带式输送机数据参见数据手册。(2)工作条件两班制，空载启动，单向连续运行，负载稳定。传送带速度的允许速度误差为5%。(3)使用寿

2、命工作期限为10年300天。维护期相隔三年。(4)生产批次小批量生产。2.设计任务1)选择电机型号；2)确定链传动的主要参数和尺寸；3)减速器设计；4)选择联轴器。3.具体操作1)一份减速器装配图；2)两个零件施工图(大齿轮、输出轴)；3)设计规范的副本。第二章电机的选择2-1选择电机类型和结构类型三相异步电动机是根据工作电源、工况负载和电动机的特性来选择的。2-2选择电机容量标准电机的容量用额定功率表示。所选电机的额定功率应等于或略大于所需功率。如果容量小于工作要求，就不能保证工作机的正常运行，否则电机将长时间过载，产生大量热量，造成过早损坏。由于效率和功率因数低，容量过大会增加成本和浪费。

3、由于工作给定的工作压力F=2800N，工作速度V=1.8m/s的输送带工作所需的功率如下：pw=FV/1000=5.04KW电机和工作机器之间传动的总效率为：=123345=0.9930 . 970 . 9930 . 960 . 970.870所需的电机功率为：Pd=Pw/=5.040.870=5.79kw其中： 1=0.99耦合效率；2=0.97锥齿轮效率；3=0.99滚动轴承效率；4=0.96链轮传动效率；5=0.97驱动滚筒的效率。由于电机的额定功率p略大于Pd，所以选择同步转速为750转/分，Y160L-8型三相异步电机，p=7.5kw千瓦，nm=720转/分2-3确定电机各级的转速、

4、总传动比和传动比工作机器的转速NW=60vd=601.80.32=107.43 r/min变速器的总传动比为：i=nmnw=.43=6.7公式中，nm电机的满载速度为r/min；nw工作机器的速度，r/min。在二级传动中，总传动比为6.7减速器传动比i01=3，然后链条传动比i02=ii01=6.73=2.232-4计算传动装置的运动和运动参数1)各轴转速：传动装置从电机到工作机有三个轴，依次为1、2、3轴，然后：电机轴n0=nm=720r转/分钟高速轴n1=nm=720r转/分钟低速轴n2=n1i01=7203=240r转/分滚筒轴n3=n2i02=2402.23=107.6r转/分钟2)

5、各轴输入功率：电机轴P0=Pd=5.79KW千瓦高速轴P1=P01=5 . 790 . 993=5.75千瓦低速轴P2=P123=5 . 750 . 970 . 99=5.52千瓦滚筒轴P3=P234=5 . 520 . 990 . 96=5.25千瓦3)每个轴的扭矩：电机轴T0=95505.79720=76.80N.m牛米高速轴T1=95505.75720=76.27N.m牛米；低速轴T2=95505.52240=219.65牛米；滚筒轴T3=T3=95505 . 25107 . 6=465.96牛米运动和动态参数的计算如下表2-1所示：输入功率功率/千瓦速度n/(r/min)扭矩T/n m

6、传动比/i效率电机轴5.7972076.8010.993高速轴5.7572076.2730.96低速轴5.52240219.652.230.95鼓轮轴5.25107.6465.96第三章锥齿轮的设计和计算1所选齿轮的类型、精度等级、材料和齿数：(1)材料选择和热处理小锥体为40Cr，淬火和回火，硬度为280HBS。大锥采用45#钢调质而成，调质硬度为240HBS。(2)档位选择小齿轮选择=24，大齿轮选择=72；大圆锥和小圆锥的精度都是7级。u=3=tan=90度轴角直齿锥齿轮传动的cot，结果2=71.6，1=18.4。2.根据齿面接触疲劳强度计算：D12.923(ZEH)2KT1R(1-0

7、.5R)2u1)确定公式中的每个计算值测试负载系数Kt=1.3。(1)小齿轮的扭矩=7.627 n.mm(2)查阅机械设计教材了解锥齿轮传动齿宽系数r=13；(3)弹性影响系数ZE=189.8MPa兆帕；见表10-6；(4)如图10-21d所示，大小齿轮的疲劳强度极限分别为600兆帕和550兆帕；根据牙齿表面的硬度来确定。(5)计算应力循环的次数：=60=6072012830010=2.07109=2.071093=0.69109(6)计算接触疲劳的许用应力以失效概率为1%，安全系数S=1，公式(10-12)中=/s=0.9600=540兆帕。=/S=0.95550=522.5兆帕；2)计算小

8、齿轮分度圆的直径d1t2.923(ZEH)2KT1R(1-0.5R)2u=77.834毫米试验锥距离rt=d1th212=123.066毫米按照以下公式计算伞齿轮平均分度圆的圆周速度v=D1 n 1601000=77.834720601000=2.93米/秒平均分度圆圆周上的速度VM为2.445米/秒根据Vm=2.445m米/秒，图10-8中发现的7级精度的动态载荷系数为1.14。查找表10-2中的KA=1，检查教科书中的KH=KF=1，KH=KF=1.875计算负载系数k=kavkhKH=11.1411.875=2.1375根据实际载荷系数修正计算出指数圆直径，得到d1=d1t3KKt=91

9、.866mm毫米计算模量m=d1z1=3.83mm毫米3.根据齿根弯曲强度设计由公式(10-24)得到的抗弯强度设计公式为m34KT 1R(1-0.5R)2z 12 U2 1yFaysaF(1)计算负载系数K=11.1411.875=2.1375(2)图10-18中的弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88；(3)小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500兆帕，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380兆帕，见图10-20C。(4)计算许用弯曲疲劳应力取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则(5)检查齿廓系数(根据平均分度圆处的等效圆柱)根据表10-5，YFa1=2.62，YFa2=2.06，Ysa1=1.59，YSa2=

10、1.97。(6)计算并比较大齿轮和小齿轮yfa1 ysa 1F1=2 . 621 . 59303 . 57=0.01372yFa2ysA 2F2=2 . 061 . 97238 . 86=0.01699大齿轮有很大的价值。(7)设计计算m34KT 1R(1-0.5R)2z 12 U2 1yFaysaF=2.98结果，由齿面接触疲劳强度计算的模量m大于由齿根弯曲强度计算的模量。由于齿轮模数m的大小主要取决于由弯曲强度确定的承载能力，因此由齿面接触疲劳强度确定的承载能力仅与齿轮的直径有关。通过弯曲强度计算的模量在附近四舍五入到m=3。接触法计算的分度圆直径=91.866毫米，小齿轮齿数=30，大齿

11、轮齿数=90。这样设计的齿轮传动既满足齿面接触强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算：1)计算分度圆的直径=m=90mm毫米=m=270mm毫米2)锥度R=d1u2 12=90102=142.3mm毫米3)锥形宽度b=r b=R=13142.3=47.4mm毫米毫米选择宽度b1=b2=45毫米。4)数据整理名字标志公式直锥齿轮直齿伞齿轮齿数3090系数mm3传动比ii3分度锥度,18.471.6分度圆直径90270附录33齿根3.63.6全齿高h6.66.6齿尖圆直径,95.69(大结局)271.89(大结局)根圆直径,83.17267.73齿距p9.429.42齿

12、厚s4.714.71齿缝宽度e4.714.71顶部间隙c0.60.6节锥半径r142.3142.3齿顶倾角,根角顶端锥角,根锥角,虚拟齿数31.65285.13齿宽b=R4545第四章车轴的设计和计算4-1轴一的设计(一)、选择轴的材料主轴材料为45 #钢，其力学性能见表：(2)轴尺寸的计算1.输入轴功率为5.75千瓦，转速为720转/分，扭矩T1为76.27牛米；2.轴最小直径的初步确定取A0=112dA03Pn=11235.75720=22.39毫米3.轴的结构设计(1)下图显示了轴一的装配方案：(1)根据轴向定位的要求，确定轴各段的直径和长度，如下图所示：4.联轴器的选择：根据条件选择确

13、定联轴器扭矩Tca=KAT1=1 . 376 . 27=99.15牛米结合电机型号，选用弹性套筒销联轴器和TL7型联轴器。也就是说，在此端选择的半轴连接器的孔直径D1是40毫米，因此轴直径D1是40毫米，并且半联轴器的轮毂空间的长度L是112毫米以L1=112毫米为例5.滚动轴承的初步选择轴承既承受径向力又承受轴向力，但轴向力较小，因此选用单列深沟球轴承。参照工作要求，根据尺寸选择基本间隙组为0、精度等级为标准的单列深沟球轴承6309，尺寸为dDB=4510025。所以你可以知道：d3=45mm毫米，l3=24mm毫米.6.根据经验公式计算肩高：h=0.07 D1 2=4.15 5.15毫米因此，取h=5毫米来确定D4=50毫米取l4=80mm毫米7、根据轴承安装方便的要求，取，均小于2mm，然后：d2=d5=43mm毫米根据轴承旁边安装螺栓的要求。根据齿轮与内壁之间的距离要求，取L5=16毫米8.