重庆交通大学 07 级工程机械 3 班 姓名：陈建东 学号：07120625第 1 页 共 28 页机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机圆锥圆柱齿轮减速器设计内容：（1）设计说明书（一份）（2）减速器装配图（1 张）（3）减速器零件图（不低于 3 张系统简图： 联 轴 器联 轴 器输 送 带 减 速 器 电 动 机滚 筒原始数据：运输带拉力 F=4800N，运输带速度 ，滚筒直径 D=500mm sm25.1工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，两班制。环境最高温度 350C；允许运输带速度误差为5%，小批量生产。重庆交通大学 07 级工程机械 3 班 姓名：陈建东 学号：07120625第 2 页 共 28 页设计步骤：一、 选择电动机和计算运动参数(一) 电动机的选择1. 计算带式运输机所需的功率：P = = =6kww10FV25.1*482. 各机械传动效率的参数选择： =0.99（弹性联轴器） ， =0.98（圆2锥滚子轴承） ， =0.96（圆锥齿轮传动） ， =0.97（圆柱齿轮传动） ，34=0.96（卷筒）.5所以总传动效率： =21435= 96.07.98.0. =0.8083. 计算电动机的输出功率： = = kw 7.43kwdPw80.4. 确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围 =825（华南理工大学出版社机械设计课程设计 第二版朱文坚 i黄平主编） ，工作机卷筒的转速 = =47.77 wn5014.32.6dv106r/min ，所以电动机转速范围为 。则电动机同步min/r28.97.384.76258niwd ）（）（转速选择可选为 750r/min，1000r/min。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和 满足锥齿轮传动比关系（ ） ，故3i5.0i且首先选择 750r/min，电动机选择如表所示表 1启动转矩 最大转矩型号 额定功率/kw满载转速r/min轴径D/mm伸出长E/mm 额定转矩 额定转矩Y160L-8 7.5 720 2.0 2.0(二) 计算传动比：重庆交通大学 07 级工程机械 3 班 姓名：陈建东 学号：07120625第 3 页 共 28 页1. 总传动比： 072.15.4niwm2. 传动比的分配： ， = 3，不成立。所以ii i. 768.302.15.=3 =5.024i3072.15i(三) 计算各轴的转速：轴 r/min720n轴 /i43i轴 r/in7.02.5in(四) 计算各轴的输入功率：轴 kw356.9.41dP轴 92.08732轴 =6.920.980.97=6.714kw4卷筒轴 kw514.6.1.62 P卷(五) 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩 m1076.923.0.9n05.9 46md6d NPT故轴 9.6624 .71d14N轴 106.750396.806249i 532 T轴 m2.4.574 N卷筒轴 21.5512 卷二、 高速轴齿轮传动的设计(一) 选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2. 输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 8 级精度。3. 材料选择 由机械设计第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材 重庆交通大学 07 级工程机械 3 班 姓名：陈建东 学号：07120625第 4 页 共 28 页表 101 选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：表 2硬度（HBS ）齿轮型号 材料牌号 热处理方法强度极限 Pa/MB屈服极限 a/S齿芯部 齿面部平均硬度（HBS）小齿轮 45 调质处理 650 360 217255 236大齿轮 45 正火处理 580 290 162217 189.5二者硬度差约为 45HBS。4. 选择小齿轮齿数 25，则： ，取 。实际齿比1z7523zi12 z23257u15. 确定当量齿数 3tancou2156.714.182， 。4.692.0cosz1v1 .390.75cosz2v2(二) 按齿面接触疲劳强度设计3 2121 u5.0.dRRHEKTZ1. 确定公式内的数值1) 试选载荷系数 8.1t2) 教材表 106 查得材料弹性系数 （大小齿轮均采用锻钢）a8.19MPZE3) 小齿轮传递转矩 9.6624Tm04N4) 锥齿轮传动齿宽系数 。3.035.b25. RR， 取5) 教材 1021d 图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；10a570lim1MPH21c 图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限 。9li2H6) 按式(1013)计算应力循环次数；9h1 1074.103821706jn0 LN92 .3.u重庆交通大学 07 级工程机械 3 班 姓名：陈建东 学号：07120625第 5 页 共 28 页7) 查教材 1019 图接触疲劳寿命系数 ， 。0.1HNK0.12HN8) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，H则 =1Ha570.1limMPSKN39.li22H= 1.23Ha4805721 P2Ha480MP取2. 计算1) 计算小齿轮分度圆直径 （由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）1d3 221t u5.09.2dRRHEKTZ=3 242 3.13.096848. =102.56mm2) 计算圆周速度m/s86.360725.1.06nd vt1 3) 计算齿宽 b 及模数 m53.51mm21.0125ud2t1RRmm4.256.0z1tnt 4) 齿高 m23.910.m.hnt823.9b5) 计算载荷系数 K 由教材 102 表查得：使用系数使用系数 =1；根据 v=3.09m/s AK、8 级精度，由 108 图查得：动载系数 =1.18；由 103 表查得：齿间载荷分配V重庆交通大学 07 级工程机械 3 班 姓名：陈建东 学号：07120625第 6 页 共 28 页系数 = ；取轴承系数 =1.25，齿向载荷分布系数 =K1FHbeHKK=875.be所以： 213.HVA6) 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径m108.2356.10d3tt1K7) 就算模数：mm4.25zm1n(三) 按齿根弯曲疲劳强度设计m 3 a21uz5.0FSRRYKT1. 确定计算参数1) 计算载荷 213.875.1.FVA2) 查取齿数系数及应了校正系数 由教材 105 表得： ， ；68aFY01.aSY， 。14.2FaY83.2SaY3) 教材 1020 图 c 按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限 ；教材a41MPFE1020 图 b 按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。3204) 教材 1018 图查得弯曲疲劳寿命系数 。9.9.01FNFNK，5) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 。 a264.10911 MPSKFENF9.322FF6) 计算大小齿轮的 并加以比较，FSYa= ， ，大齿轮的1aFSY0158.2.568.01862.29.1342aFSY数值大。重庆交通大学 07 级工程机械 3 班 姓名：陈建东 学号：07120625第 7 页 共 28 页2. 计算（按大齿轮）3 a21t uz5.04mFSRRYKT= 3 22401862.353. 069=1797mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模 m 大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数 m 的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。所以可取弯曲强度算得的模数 2.671 mm 并就近圆整为标准值 mm（摘自机械原理教程第二版清华大学出版社 4.11 锥齿轮模数（摘自 GB/T123681990） ）4.n，而按接触强度算得分度圆直径 =110mm 重新修正齿轮齿数， ,取1d 254.10mdzn1整 ，则 ，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳， 一25z17523zi12 12z与般应互为质数。故取整 。6则实际传动比 ，与原传动比相差 1.01%，且在 误差范围内。04.325zi1 %5(四) 计算大小齿轮的基本几何尺寸1. 分度圆锥角：1) 小齿轮 26.18zarcot12) 大齿轮 73.1.90122. 分度圆直径：1) 小齿轮 m234.zmd1n12) 大齿轮 76223. 齿顶高 .hna4. 齿根高 28.5401cf 5. 齿顶圆直径：1) 小齿轮 m14096.3osh2d1a1a2) 大齿轮 37542c22 重庆交通大学 07 级工程机械 3 班 姓名：陈建东 学号：07120625第 8 页 共 28 页6. 齿根圆直径：1) 小齿轮 m12946.028513cosh2df1f 2) 大齿轮 7.342ff27. 锥距 7.zmsinz 21R8. 齿宽 ， （取整）b=59mm 。6.5873.0b则：圆整后小齿宽 ，大齿宽 。41Bm402B9. 当量齿数 ，3.69.02cosz1v1 4.2315.76cosz2v210. 分度圆齿厚 1.43m11. 修正计算结果：1) 由教材 105 表查得： ， ； ，.2a1FY654.a1SY12.FaY。862.12SaY2) ，再根据 8 级精度按教材 108 图查m/s97.4034.0nd v得：动载系数 =1.18；由 103 表查得：齿间载荷分配系数 =VKK；取轴承系数 =1.25，齿向载荷分布系数 =1FHbeH =875.beH3) 213.1VAK4) 校核分度圆直径 3 2121t u5.09.2dRRHETZ=3 242 3.3.0696.48. =1035) = ， ，大1aFSY015.2.01879.29.162aFSY齿轮的数值大，按大齿轮校核。重庆交通大学 07 级工程机械 3 班 姓名：陈建东 学号：07120625第 9 页 共 28 页6) 3 a21n uz5.04mFSRRYKT= 3 22401879.33. 069=2.69mm实际 ， ，均大于计算的要求值，故齿轮的强度足够。 m12d4.n(五) 齿轮结构设计 小齿轮 1 由于直径小，采用实体结构；大齿轮 2 采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算