机械课程设计二级圆锥圆柱齿轮减速器机械设计说明书最终解读Word文档下载推荐.docx

1、（1） 原始数据：运输机工作拉力：F=7KN；带速V=1.10m/s；滚筒直径D=400mm二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）工作机所需功率：P=Tn/9550,因为，把数据带入式子中得n=68.97r/min,所以P=1800*68.97/9550=13.00kW（2）1）传动装置的总效率：总=滚筒4轴承圆柱齿轮联轴器圆锥齿轮 =0.960.990.980.97=0.862）电动机的输出功率：Pd= P/总=13.00/0.86=15.13kW3、确定电动机转速：计算工作机轴工作转速：nw=601000V/D=6010001.30/360=6

2、8.97r/min 按表14-2推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动的一级减速器传动比范围分别为23和35，则总传动比范围为Id=615。故电动机转速的可选范围为nd=Idnw=（615）68.97=413.81034.6r/min符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。4、确定电动机型号由上可见，电动机同步转速可选750和1000r/min,可得到两种不同的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传动装置的传动比同步转速满载转速传动比圆锥传动比圆柱传动比1Y200L1-618.51000970220143.542Y225S-875073026610.

3、62.663.99综合各方面因素选择第一种方案，即选电动机型号为Y225S-8机。电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW（r/min）中心高mm轴伸尺寸22560*140三、运动参数及动力参数计算计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i=nm/nw=730/68.97=10.582、分配各级传动比:取i直=1.52 i锥锥齿轮啮合的传动比：i1=0.25i=2.66圆柱齿轮啮合的传动比：i2=i/ i1=10.58/2.66=3.991.计算各轴转速（r/min）nI=n=730n=nI/i1=730/2.66=274.4=n/i2=274.4/4=68.8nIV= nI=68.82.

4、计算各轴的功率（kW）=Pd联轴器=15.130.99=14.98=P轴承圆锥齿轮=14.980.990.98=14.3圆柱齿轮=14.30.98=13.9PIV= P*轴承*联轴器=13.90.99=13. 83.计算各轴扭矩（Nm）Td=9550* Pd/ nm =955015.13/730=198T=9550*P/n=194=497.7=1929.4TW=9550* PW/nW=1910.1Td、T、T、TW=依次为电动机轴，和工作机轴的输入转矩。参数 轴名电动机轴轴轴轴工作机轴转速r/min274.468.8功率P/kW15.1314.9814.31.11转矩/n*m198196497

5、.71929.41910.1效率0.984.验证带速V= n=1.1103m/s误差为=-0.0035%,合适四、传动零件的设计计算1. 圆锥齿轮的设计计算已知输入功率P1=P=14.98Kw,小齿轮的转速为730r/min，齿数比为u=2.66，由电动机驱动，工作寿命为8年（每年工作300天），单班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。（1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力1）该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度（GB10095-88）2）选择小齿轮材料为35SiMn钢调质，硬度为229286HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为229286HBS，按齿面硬度中间值

6、，有图5-29b按碳钢查MQ线得 Flim1=290Mpa Flim2 =220Mpa同理由图5-32b查得 Hlim1=700Mpa Hlim2 =580Mpa3）有式（5-29），（5-30）分别求得Fp1=Flim1 YSTYNYx/SFmin=446MpaFp2=Flim2 YSTYNYx/SFmin=338MpaHp2=Hlim2 YSTZNZW/SHmin=580Mpa由于为闭式齿面硬度中，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根的弯曲强度。（2）按接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算 即d11017kT1Z/Hp （1-0.5R）RuH21/31

7、）小齿轮的名义转矩 T1= T=194Nm2）选取载荷系数K=1.31.6同小齿轮悬臂设置，取k=1.53）选取齿宽系数，取4）选取重合度系数，取Z5）初算小齿轮大端分度圆直径 d6）确定齿数和模数 选取取=75大端模数m=mm，取m=47）计算主要尺寸 （3） 校核齿根弯曲疲劳强度 1）计算从重合度系数 因为重合度，所以。 2）确定的大值 由图5-26查得则 因为，所以选择大齿轮进行校核3）校核大齿轮的齿根弯曲疲劳强度 故齿根弯曲疲劳强度足够，所选参数合适。 2.圆柱直齿轮的设计计算 已知：输入功率，小齿轮转速为274.4r/min，齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为8年（每年工作300

8、天）单班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运转。 （1）选择齿轮材料，确定许用应力 根据题设条件看，大小齿轮均采用20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度5662HRC。 由图5-29c查得弯曲疲劳强度极限应力 由图5-32c查得接触疲劳强度极限应力（2）按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m 1）确定弯曲应力 采用国标时， 因为齿轮的循环次数所以取；=600Mpa2）小齿轮的名义转矩3）选取载荷系数K=1.64）初步选定齿轮的参数5）确定复合齿形系数,因大小齿轮选用同一材料及热处理，则相同，故按小齿轮的复合齿形系数带入即可由机械设计基础第四版P88，图5-26可查得：6）确定重合度系数 所以 将上述各参

9、数代入m式中得按表5-1，取标准模数则中心距7）计算传动的几何尺寸： 齿宽：（3）校核齿面的接触强度1） 重合度系数2） 钢制齿轮把上面各值代入式中可算得：符合要求（4）校核齿根弯曲强度故，轴强度满足要求。但是考虑的中心距的问题，所以将模数增大到4.5五、轴的设计计算输入轴的设计计算1已知：P1 =14.98kw, n1 =730r/min,T1 =196 N2选择材料并按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217255HBS， =650Mp根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115dmin=115mm=31.38mm考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则d=

10、31.38（1+5%）mm=33mm3.初步选择联轴器要使轴径d12与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号查课本P297,查kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 N查机械设计课程设计P298，取HL弹性柱销联轴器，其额定转矩315 Nm，半联轴器的孔径d1 =35mm,故取d12 =35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1 =60mm.4.轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案如下图：（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=42mm选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用系列圆锥滚子轴承。参考d2-3=4

11、2mm。查机械设计课程设计P311，表18-4.选取标准精度约为03.尺寸系列30309.尺寸：故d3-4= d5-6=45mm，而l3-4=26mm 此两对轴承均系采用轴肩定位，查表18-4，3030轴承轴肩定位高度h=4.5mm因此取d4-5=54mm。取安装齿轮处的直径d67=42mm，使套筒可靠的压在轴承上，故l56T =27.25mm，l56=26mm。轴承端盖总宽度为20mm，由于装拆及添加润滑油的要求，轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm，故l23=20+30=50mm。取l45=120mm.圆锥齿轮的轮毂宽度lh=（1.21.5）ds，取lh=63mm，齿轮端面与箱壁间距取15mm，故l67=78mm。轴上零件的周向定位半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由设计手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面尺寸,齿轮键长L=B-（510）=57.5mm配合均用H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6轴圆角：5.轴强度的计算及校核求平均节圆直径:已知d1=28mmdm1= d1（1-0.5R）=4锥齿轮受力：已知T1=196Nm,则圆周力：Ft1=2000T1/dm1=4117.6N径向力：Fr1=Ft1=1404.1N轴向力：Fa1=Ft1tan=524.1N轴承的支反力（1） 绘制轴受力简