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1、3 第一章、 设计任务书 设计题目：链式运输机上的圆锥-圆柱齿轮减速器； 已知：链式运输机链条总拉力 F=4200N，链条速度 v=0.26m/s，链条节数 P=100，链轮齿数 Z=16； 工作条件：二班制，连续单向运动，有轻微振动，室内工 作，无灰尘； 使用年限：二十年，大修期一年；生产批量：40 台；生 产条件：中等规模机械厂，可加工 7-8 级精度齿轮及涡轮；动 力来源：电力、三相交流、电压 380/220 伏；运输链速度允 许误差：+5% 。 第二章、传动方案的拟订及说明 按图 1 所示的传动方案进行设计： 图 4 11.电动机 2.7 联轴器3 圆锥-圆柱二级减速器4 开 式齿轮
2、5.运输机 6.链轮 设计计算及说明计 算 结 果 第三章、选择电动机 1） 选择电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件， 选用一般用途的 Y 系列三相异步 电动机，电源电压 380V。 2） 确定电动机的功率 (1)工作机的输出功率 w P kW Fv pw 092. 1 1000 26. 04200 1000 (2)电动机输出功率 dP 传动装置总效率 792. 099. 096. 095. 097. 096. 099. 099. 0 5 查 机械设计课程设计第二版 ,第 14 页表 2-3 得： 联轴器 1 =0.99；滚动轴承 2 =0.99；锥齿轮 3 =0.96；圆柱齿 轮 4
3、 =0.97；开式圆柱齿轮 5 =0.95；链传动 6 =0.96； 联轴器99. 0 7 kwPw092. 1 792. 0 kw P P w d 38.1 792.0 7 6543 5 21 kwPd38.1 5 因荷载比较平稳， 所以电机的额定功率 PPded 即可， 可查 机械设计课程设计第二版 指导书第 203 页表 17-1，选 电动机额定功率为 Ped 1.5kw。 3)确定电动机的转速 工作机理链轮的转速： min/75.9 10016 26.0100060100060 r ZP v nw 查 机械设计课程设计第二版 指导书第 10 页表 2-1 和 2-2 得，二级圆锥-圆柱
4、齿轮减速器传动比范围：228 1 i； 由已知得开式齿轮传动比83 2 i。则总传动比合理范围为 171624 ai。 电动机转速的可选范围为 awd innmin/)1716234()16024(75. 9r w n 9.75k w d n=234 1716 设计计算及说明计 算 结 果 符合这一范围的同步转速有1000r/min、 1500r/min二种， 可查得三种方案，见下表 1。 方 案 电动机 型号 额定功率 /kw 电动机转速 r/min质量 同步转速满载转速/kg 1Y90L-41.51500140027 2Y100L-61.5100094033 6 表 1可选电动机参数比较
5、综合考虑减轻电动机及传动系统的重量和节约资金且转 矩大小，选用第一种方案。选定的电动机型号为 Y90L-4，其 主要性能参数见下表 2。 表 2Y100L2-4 电动机主要性能 参数 电动机型 号 额定功 率/kw 同步转 速 /(r/mi n) 满载 转速 /(r/m in) 额定转矩 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 Y90L-41.5150014002.32.3 Y100L2-4 电动机主要外形和安装尺寸见下表 3。(单位： mm) 表 3Y100L2-4 电动机主要外形和 安装尺寸 中心高 H 外形尺寸 L(AC/2+AD) HD 安装尺 寸 AB 轴身尺 寸 DE 平 键 尺 寸 FG
6、90 3351552/175 190 140 125 2450820 m n 1400 r/min 7 设计计算及说明计 算 结 果 第四章、计算传动系统的总传动比和分配各级传动比 1）传动系统的总传动比 59.143 75.9 1400 n n i m a 2）分配传动系统的传动比 iiia 0 式中： ii 、 0 为减 速器和开式齿轮的传动比 可取开式齿轮传动比为 7 0 i 减速器传动比为 51.20 0 i i i a 所得减速器传动比值符合一般圆锥-圆柱齿轮减速器传 动比的常用范围。 3）分配减速器的各级传动比 对于圆锥-圆柱齿轮减速器，为使大锥齿轮直径不致过大， 高级锥齿轮传动比
7、可取i i 25. 0 1 。则 圆锥齿轮传动比13. 525. 0 1 ii 圆柱齿轮传动比 4 13. 5 51.20 1 2 i i i a i 143.59 i 20.51 0 i 7 1 i 5.13 2 i 4.00 8 第五章、机械传动系统运动和动力参数的计算 1）各轴的输入功率 电动机轴： 38. 1 PPod 1 轴： 1 Pkw Po 37. 1 1 2 轴： 2 Pkw P 30. 1 32 1 3 轴： 3 P kw P 25. 1 42 2 4 轴： 4 Pkw P 23. 1 21 3 5 轴： 5 P kw PPP 16. 1 524 kw kwP kwP kwP
8、 kwP kwP P 16. 1 23. 1 25. 1 30. 1 37. 1 38. 1 5 4 3 2 1 0 设计计算及说明 2）各轴输出转速： n0=1400r/min n1=nm=1400r/min n2=n1/i3=(1400/5.31r/min =272.9r/min n3=n2/i4=(272.9/4.0)r/min =68.2r/min n4=n3=68.2r/min n5=9.7r/min 3)各轴输入转矩： T1=9550P1/ n1=9550 x1.37/1400 计算结果 9 =9.35Nm T2=9550P2/n2=9550 x1.30/272.9=45.49Nm
9、 T3=9550P3/n3=9550 x 1.25/68.2=175.04Nm T4=9550P4/n4=9550 x 1.23/68.2=172.24 Nm T5=9550P5/n5=9550 x1.16/9.7=1130.64Nm 各轴的运动及动力参数各轴的运动及动力参数 轴号 转速 （r/mi n） 功率 （kW ） 转矩 （N m） 传动 比 i 114001.379.35 5.132 272.9 1.3045.49 368.21.25 175.0 4 468.21.23 172.2 4 59.71.16 1142. 06 7.0 4.0 1 10 设计计算及说明计算结果 第六章、齿轮
10、传动的设计计算 一、高速级齿轮（直齿锥齿轮）设计 已知小齿轮转速为 1400r/min，转矩为 9.345Nm， 齿数比 u=5.13，由电动机驱动，工作寿命 20 年（每年以工 作 300 天计算,每天 8 小时） ， 二班制， 工作有轻震， 不反转。 1、选定齿轮精度等级、材料及齿数 （1）圆锥-圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选 用 8 级精度(GB10095-88)。 （2） 选择小齿轮材料为 45 钢 ， 调质处理， 硬度为 280HBS。 一般小齿轮硬度选择比大齿轮大 3050HBS。 选择大齿轮材 料为 45 钢，调质处理，硬度为 240HBS。 （ 3 ） 初 选 小
11、齿 轮 齿 数 20 1 z ， 大 齿 轮 齿 数 10313. 520 2 z 20 103 1 2 z z u 2、按齿面接触强度设计 3 HH )5 . 01 ( 2/4 1 RR EHtZZK T dt ）（ （1）确定公式内的各计算 1）试选载荷系数 Kt=1.3； 2）计算小齿轮的转矩为输出转矩 9.345Nm； 小齿轮硬 度为 280HBS 大齿轮硬 度为 240HBS 11 3）选齿宽系数R=0.3； 4）查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限 lim1600HMPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限 lim 2550HMPa ； 5）查得材料弹性影响系数 2 1
12、8 .189 MPaZE ； 3 . 0 R lim1600HMPa lim 2550HMPa 设计计算及说明计算结果 6）根据机械设计（第八版） 式 10-13 计算应力循环 次数 hN hjLnN N h 10 9 1 2 9 21 566. 1 10064. 82030082114006060 7）由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命 系数 95. 0,90. 0 21 HNHN KK 。 8）计算接触疲劳许用应力 MPa S K MPa S K HHN H HHN H 5235509 . 0 54060090. 0 1lim1 2 1lim1 1 其中，失效概率 为 1
13、%，安全系数 S=1。 （2）计算 h N h N 9 2 9 1 10 566. 1 10 064. 8 12 1）小齿轮分度圆直径 t d1 mm968.32 20/1033 . 0 345. 93 . 14 4 3 2 2 3 3 2 2 1 1 523 8 .1895 . 2 3 . 05 . 01 10 5 . 01 H EH u R ZZ TK d R Ht t 2）调整小齿轮的分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v。 mm023.283 . 05 . 01968.32 5 . 01 11 R tmdd s/m053. 2 100060 14002085.44
14、100060 11 nd v m m 当量齿轮的齿宽系数 d 。 mm943.25 2/1023.283 . 02/1 )20/103( 2 2 1 udt R b 926. 0/ 1 dm d b 2）计算实际载荷系数K H 。 mmd t 968.32 1 smv/053. 2 13 由表 10-2 查得使用系数1 KA .25。 根据 sm vm /053. 2 、8 级精度（降低了一级精度） ，由 图 10-8 查得动载系数 05. 1 Kv 。 直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷 分配系数1 KH 。 由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮悬臂时，得齿 向载荷分布系数 402.
15、 1 KH 。 由此，得到实际载荷系数 840. 1402. 1105. 11 KKKKKHHvAH 3）由式（10-12） ，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 为 mm016.37 3 . 1 840. 1 968.32 3 3 11 K K dd Ht H t 及相应的齿轮模数 mm851. 1/ 11 zd m 设计计算及说明计算结果 420. 1 KH 14 3、按照齿根弯曲疲劳强度设计 由设计计算公式进行设计，即 3 22 1 2 1 1)5 . 01 ( 4 FRR SaFa uz YYKT m （1）确定公式内的各计算数值 （1）由式（10-27）试算模数，即 3 2 2 2
16、1 1 1 5 . 01 F saFa R Ft t YY uz TK m R 1）确定公式中的各参数值。 试选3 . 1 KFt 。 计算 F saFaYY . 由分锥角 656.11)49. 2/1arctan(/1arctan 1 u 和 344.78656.1190 2 ，可得当量齿数 42.20cos/20cos/ 656.11 111v zz 10.508cos/103cos/ 344.78 222v zz 由图 10-17 查得齿轮系数07. 283. 2 21 YYFaFa 、。 由图 10-18 查得应力修正系数94. 155. 1 21 YYsasa 、。 由图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别 为MPa F 500 1lim 、MPa
