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1、重庆交通大学机械设计课程设计说明书设计题目：设计用于链式运输机的二级圆锥设计用于链式运输机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器圆柱齿轮减速器 学生姓名： 学 号： 学 院： 机电学院 专 业： 机械设计自造及其自动化 班 级： 工程机械一班 指导教师： 胡启国 2012 年 5 月 22 日设计目录1. 题目及总体分析32. 各主要部件选择33. 选择电动机44. 分配传动比45. 传动系统的运动和动力参数计算56. 设计高速级齿轮67. 设计低速级齿轮118. 减速器轴及轴承装置、键的设计15轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计15轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计17轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计
2、209. 滚动轴承及键的校和计算寿命2410. 润滑与密封2711. 箱体结构尺寸2712. 设计总结2913. 参考文献292009 级机械设计课程设计 设计任务书设计任务书题目：题目： 设计用于链式运输机的二级圆锥设计用于链式运输机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器圆柱齿轮减速器1）参考传统方案）参考传统方案2）工作条件）工作条件连续单向工作，工作时有轻微振动，使用期 10 年，经常满载荷，两班制工作，运输链工作速度允许误差为 5%，减速器由一般厂中小量生产。3）原始数据）原始数据题 号E3运输链工作拉力)(NF4000运输链工作速度)(1smv0.90运输链链轮齿数Z10运输链节距)(mmp60
3、一一.各主要部件选择各主要部件选择目的设计计算与说明主要结果动力源电动机联轴器弹性联轴器齿 轮锥齿直轮传动高速级做成锥齿，低 速级做成直齿轴 承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承链 轮滚子链二：电动机的选择设计计算与说明主要结果电动机的输出功率的计算工作机所需有效功率为 PwFV4000N0.9m/s=3.6W310锥齿轮的传动(7 级精度)效率为 1=0.97 圆柱齿轮传动(7 级精度)效率为 20.98 球轴承传动效率(四对)为 30.99 4 弹性联轴器传动效率(一个)取 40.99 运输链轮效率为 50.96 要求电动机输出的有效功率为：kwPPw15. 496. 099. 099. 0
4、98. 097. 0106 . 343543 3210要求电动机输 出功率为： Po=4.15kw类型根据有粉尘的要求选用 Y（IP44）系列的电动机选用 Y（IP44）系列选用查得型号 Y132S4 封闭式三相异步电动机参数如下 额定功率 Pe=5.5KW 满载转速 n=1440 r/min 满载时效率=85.3%功率因数78. 0cos额定转矩 T=2.2满载时输出功率为 WPPer5 .4691853. 05500略大于，在允许范围内rPoP选用 Y（IP44）系列 Y132M2-6 型封闭式三相 异步电动机三：分配传动比设计计算与说明主要结果2009 级机械设计课程设计 分配传动比传动
5、系统的总传动比为： wm nni 工作机满载时输入轴的转速min/9060109 . 0100060100060rPZvnw电动机的满载转速 min/1440rnm故总传动比16901440i41625. 025. 01ii441612iii16i41i42i四：传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数计算设计计算与说明设：从电动机到输送机滚筒轴分别为 0 轴、1 轴、2 轴、3 轴、4 轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间
6、的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。根据 n2= n112in3= n223iP1= P01P2= P12000/9550PT111/9550PT可以算出如下结果：传动系统的运动和动力参数计算结果轴号发动机两级锥-圆柱减速器工作机0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴转速 n(r/min）n0=1440n1=1440n2=720n3=180n4=90转矩 T(Nm)T0=27.52T1=27.25T2=52.92T3207.45T4397.9功率 P(kw)P0=4.15P1=4.11P2=3.99P3=3.91P4=3.75两轴联接联轴器锥齿轮圆柱齿轮链 轮传动比
7、 ii01=1i12=2i23=4i34=2传动效率 99. 0010.97120.98230.9634五：高速级齿轮的设计（锥齿轮的设计）五：高速级齿轮的设计（锥齿轮的设计）设计计算与说明主要结果选精度等级、材料和齿数）选用直齿锥齿轮传动。）速度不高，故选用级精度）材料选择。由机械设计表 6.1 选取小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数211224=48,取 Z2=49。符合互为质数。1 Z2=752009 级机械设计课程设计 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 uKTZdRRHE t21231
8、5 . 0192. 2 ）确定公式内的各计算数值（）试选载荷系数4 . 1tK（2）计算小齿轮传递的转矩45 115 110416. 51440/11. 4105 .95/105 .95nPTmmN （3）选取齿宽系数 3/1R（4）知齿轮，查得节点区域系数5 . 2HZ（4）由表 6.3 查得材料的弹性影响系数2/18 .189 MPaZE（5）由图 6.14 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大MPaH6001lim齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5002lim（6）由式 6.11 计算应力循环次数9 16060 960 1 (8 250 2 8)1.843 10hNnjL 99 21
9、.843 10 /3.140.587 10N （7）由图 6.16 查得接触疲劳强度寿命系数10.90NZ20.95NZ（8）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为，安全系数为 S=1 1lim1 10.9 600540NH HZMPaMPaS设计计算与说明主要结果2009 级机械设计课程设计 按齿面接触强度设计2lim2 20.95 550522.5NH HZMPaMPaSMPaMPaHHH25.5312/ )5 .522540(2/)(21）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得td1mmdt21.6914. 3315 . 01311011. 44 . 125.5318 .18992.
10、 224231 （）计算圆周速度smndvt/48. 3106144021.6914. 3100060411（）模数及主要尺寸的确定模数：，取。8 . 22421.6911zdm0 . 3m分度圆直径：mmzmd7224311mmzmd14749322节锥角：o1 .26492421 1arctgzzarctgoo9 .639012锥距 5 .81212 22 1ddR平均分度圆直径：mmddRm65.41)3 . 05 . 01 (49)5 . 01 (11齿宽mmRbR45.245 .813 . 0取25b 3 ）校核齿根弯曲疲劳强度 （1） 弯曲强度校核公式： YYmbKKKFF RmV
11、Atm F)5 . 01 (cos0 . 3m721d1472d设计计算与说明主要结果齿根弯曲疲劳强度（2）确定各参数平均分度圆处螺旋角，则0m1cosm查得动载系数1.15 齿向载荷分布系数VK12. 1K使用系数 故1AK288. 1KKKKVA（3）分度圆圆周力3411110805. 1 24)315 . 01 (0 . 310725. 22 )5 . 01 (22 zmT dTFRmt（4）齿轮系数 YF和应力修正系数 YS95. 0114. 314. 31cos 221 uu304. 0114. 3111cos 222 u26.25cos24 cos111 1zZe7 .185cos
12、49 cos222 2zZe查表 6.4 得 65. 21FY23. 22FY58. 11SY76. 12SY（5）许用弯曲应力可由下式算得srFXNF FPYSYY minlim由机械设计图 6.15 可查出弯曲疲劳极限应力MPaF230limMPaF1702lim查得寿命系数 0 . 121NNYY查得 ，85. 01srY12. 12srY查得安全系数是 25. 1FS故许用弯曲应力 1805tF2009 级机械设计课程设计 11设计计算与说明主要结果齿根弯曲疲劳强度MPaYSYYsrFXNF FP49.22585. 02 . 1 112301min1lim 1MPaYSYYsrFXNF
13、 FP49.12612. 12 . 1 111702min2lim 213178.2558. 165. 2)33. 05 . 01 (10 . 336 12. 115. 1110805. 1FPFMPa2 12 1269.2165. 223. 278.25FP FF FFMPaYY因此满足齿根弯曲疲劳强度齿面接触强度验算）齿面接触强度验算HE RVAtm Hzzuu dbKKKF1 )5 . 01 (21接触强度寿命系数1NZ最小安全系数1 . 1minHSMPaSZZHWNH HP5451 . 1 11600minlim 25 .494108 .1895 . 214. 3114. 3)33. 05 . 01 (107236 12. 115. 1110805. 11 )5 . 01 (326321HHE RVAtm HMP
