二级圆锥—圆柱齿轮减速器设计书.doc

二级圆锥圆柱齿轮减速器设计书一、设计任务书一、设计题目：设计二级圆锥圆柱齿轮减速器设计卷扬机传动装置中的两级圆锥-圆柱齿轮减速器。该传送设备的传动系统由电动机减速器运输带组成。轻微震动，单向运转，两班制，在室内常温下长期连续工作。 （图1）1电动机；2联轴器；3减速器；4卷筒；5传送带二、原始数据：运输带拉力F(KN)运输带速度V(m/s)卷筒径D（mm）使用年限（年）2.41.036010三、设计内容和要求：1. 编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面：（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；（3）传动零件的设计计算（如除了传动，蜗杆传动，带传动等）；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）装配图和零件图的设计；（9）校核；（10）轴承寿命校核；（11）设计小结；2. 要求每个学生完成以下工作：（1）减速器装配图一张（0号或一号图纸）（2）零件工作图二张（输出轴及该轴上的大齿轮），图号自定，比例11。（3）设计计算说明书一份。二、传动方案的拟定运动简图如下：（图2）由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为运输设备。减速器为两级展开式圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。联轴器2和8选用弹性柱销联轴器。三、电动机的选择电动机的选择见表1计算项目计算及说明计算结果1.选择电动机的类型根据用途选用Y系列三相异步电动机选用Y132M-8 2.选择电动机功率 运输带功率为 Pw=Fv/1000=2400*1.0/1000 Kw=2.4Kw 查表2-1，取一对轴承效率轴承=0.99，锥齿轮传动效率锥齿轮=0.96，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联=0.99，(说明本设计书均按精度等级为8级，润滑方式为希油润滑)得电动机到工作机间的总效率为总=4轴承锥齿轮齿轮2联=0.994*0.96*0.97*0.992=0.88 电动机所需工作效率为 P0= Pw/总=2.4/0.88 Kw=2.74Kw根据表8-2选取电动机的额定工作功率为Ped=3KwPw=2.4Kw总=0.88 P0=2.74KwPed=3Kw 3.确定电动机转速输送带带轮的工作转速为 nw=(1000*60V)/D=1000*60*1.0/*360r/min=53.05r/min由表2-2可知锥齿轮传动传动比i锥=23，圆柱齿轮传动传动比i齿=36，则总传动比范围为 i总=i锥i齿=23*(36)=618电动机的转速范围为n0=nwi总53.05*(618)r/min=318.31954.93r/min 由表8-2知，符合这一要求的电动机同步转速只有750r/min，所以选用750r/min的电动机，其满载转速为710r/min,其型号为Y132M-8nw=53.05r/minnm=710r/min四、传动比的计算及分配传动比的计算及分配见表2计算项目计算及说明计算结果1.总传动比i=nm/nw=710/53.05=13.38i=13.382.分配传动比高速级传动比为 i1=0.25i=0.25*13.38=3.35为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3，取i1=2.95低速级传动比为 i2=i/i1=13.38/2.95=4.54i1=2.95i2=4.54五、传动装置运动、动力参数的计算传动装置运动、动力参数的计算见表3计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速n0=710r/minn1=n0=710r/minn2=n1/i1=710/2.95r/min=240.68r/minn3=n2/i2=240.68/4.54r/min=53.01r/minnw=n3=53.01r/minn1=n0=710r/minn2=240.68r/minnw=n3=53.01r/min2.各轴功率p1=p0联=2.74*0.99kw=2.71kwP2=p11-2=p1轴承锥齿=2.71*0.99*0.96kw=2.58kwP3=p22-3=p2轴承直齿=2.58*0.99*0.97kw=2.48kwPw=p33-w=p3轴承联轴承=2.48*0.99*0.99*0.99kw=2.40kwp1=2.71kwP2=2.58kwP3=2.48kwPw=2.40kw3.各轴转矩T0=9550p0/n0=9550*2.74/710Nmm=36.85NmT1=9550p1/n1=9550*2.71/710Nmm=36.45NmT2=9550p2/n2=9550*2.58/240.68Nmm=102.37NmT3=9550p3/n3=9550*2.48/53.01Nmm=446.78NmTw=9550pw/nw=9550*2.40/53.01Nmm=432.37NmT0=36.85NmT1=36.45NmT2=102.37NmT3=446.78NmTw=432.37Nm6、 传动件的设计计算 一、高速级锥齿轮传动的设计计算锥齿轮传动的设计计算见表4 计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等级 考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之间。选用8级精度。45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为 1) 小齿轮传递转矩为T1=364502) 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.33) 由表8-19，查得弹性系数ZE=189.84) 直齿轮，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.55) 齿数比=i1=2.956) 取齿宽系数=0.37) 许用接触应力可用下式公式 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60*710*1*2*8*300*10=2.0448*109N2=N1/i1=2.0448*109/2.95=6.9315*108由图8-5查得寿命系数KN1=1，KN2=1.05；由表8-20取安全系数SH=1，则有取 初算小齿轮的分度圆直径d1t,有 d1t74.84mm3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 由表8-1查得使用系数KA=1.0，齿宽中点分度圆直径为 dm1t=d1t(1-0.5)=74.84*(1-0.5*0.3)mm=63.614mm故vm1=dm1tn1/60*1000=*63.614*710/60*1000m/s=2.36m/s由图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系Kv=1.19，由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.13，则载荷系数K=KAKvK=1.0*1.19*1.13=1.34(2） 对d1t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正 ，即 d1=74.84=75.60mm（3） 确定齿数 选齿数Z1=23，Z2=uZ1=2.95*23=67.85，取Z2=68，则，在允许范围内（4） 大端模数m ，查表8-23，取标准模数m=3.5mm（5） 大端分度圆直径为 d1=mZ1=3.5*23mm=80.5mm70.485 d2=mZ2=3.5*68mm=238mm(6) 锥齿距为 R=（7） 齿宽为 b=0.3*70.374mm=21.112mm 取b=25mm d1=75.60mm Z1=23 Z2=57m=3.5mmd1=80.5mmd2=238mmR=70.374mmb=25mm4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 （1） K、b、m和同前（2） 圆周力为 Ft=（3） 齿形系数YF和应力修正系数YS 即当量齿数为 由图8-8查得YFa1=2.65,YFa2=2.12，由图8-9查得YSa1=1.58，YSa2=1.865（4） 许用弯曲应力 由图8-4查得弯曲疲劳极限应力为 由图8-11查得寿命系数KN1=KN2=1,由表8-20查得安全系数SF=1.25，故 满足齿根弯曲强度5.计算锥齿轮传动其他几何尺寸ha=m=3.5mmhf=1.25m=1.25*3.5mm=4.375mmC=0.2m=0.2*3.5mm=0.857mda1=d1+2mcos=80.5+2*3.5*0.9474mm=87.132mmda2=d2+2mcos=238+2*3.5*0.3201mm=240.241mmdf1=d1-2.5mcos=80.5-2.5*3.5*0.9474mm=72.21mmdf2=d2-2.4mcos=238-2.5*3.5*0.3201mm=235.119mmha=3.5mmhf=4.375mmC=0.857mda1=87.132mmda2=240.241mmdf1=72.21mmdf2=235.119mm 二、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 斜齿圆柱齿轮的设计计算见表5计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等 大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之间。选用8级精度。45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为1) 小齿轮传递转矩为T2=1023702) 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.43) 由表8-19，查得弹性系数ZE=189.84) 初选螺旋角，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.4335) 齿数比=i=4.546) 查表8-18，取齿宽系数=1.17) 初选Z3=24，则Z4=uZ3=4.54*24=108.96，取Z4=109则端面重合度为 = =1.67轴向重合度为8） 许用接触应力可用下式计算 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3=60n2aLh=60*240.68*1*2*8*300*10=6.9315*108N4=N3/i2=6.9315*108/4.54=1.5268*108由图8-5查得寿命系数KN3=1.05，KN4=1.13；由表8-20取安全系数SH=1.0，则有 取初算小齿轮的分度圆直径d3t，得 =60.38mmZ3=24Z4=109d3t60.38mm3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.0因=0.76m/s，由图8-6查得动载荷系数Kv=1.08，由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11，由表8-22查得齿向载荷分配系数K=1.2，则载荷系数为 K=KAKvKK=1.0*1.08*1.11*1.2=1.44（2） 对d3t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d3t进行修正，即 =60.96mm(3) 确定模数mn mn=按表8-23，取mn=2.5mm（4） 计算传动尺寸 中心距为 =171.34mm取整，螺旋角为 因值与初选值相差不大，故对与有关的参数无需进行修正 则可得， b4=68mm b3=75mm K=1.44mn=2.5mma=171mmd3=61.723mmd4=280.326mmb4=68mmb3=75mm4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 1） K、T3、mn和d3同前2） 齿宽b=b4=78mm3） 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 由图8-8查得YFa3=2.60，YFa4=2.165；由图8-9查得YSa3=1.595，YSa4=1.8054） 由图11-23查得螺旋角系数55） 许用弯曲应力为 由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力由图8-11查得寿命系数YN3=YN4=1，由表8-20查得安全系数SF=1.25，故=99.04Mpa17.97*（0.100.15）mm=19.7720.67mmdmin=20mm4结构设计 （1） 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计（2） 联轴器与轴段 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取载荷系数KA=1.5，计算转矩为 Tc=KAT1=1.5*36450Nmm=54675Nmm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX1型联轴器符合要求：公称转矩为250Nmm，许用转速8500r/min，轴孔范围为1224mm。考虑到d117.97mm，取联轴器孔直径为20mm，轴孔长度L联=52mm，Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX1 20*52GB/T50142003，相应的轴段的直径d1=20mm。其长度略小于孔宽度，取L1=38mm选油毡 查表 d=25mm D=39mm =19mm B=7mm =53mm选圆锥滚子轴承 GB/T 297-1994 代号为30206 （d=30mm D=62mm T=17.25mm B=16mm C=14mm =36mm =37mm ）选套筒 d=30mm D=36mm各段轴长具体设计见草稿本，这里不再详细说明dd1=20mmL1=38mm5.键连接 带轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键632 GB/T10961990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键828 GB/T109619906.轴的受力分析及校核 已知详细分析及计算见草稿本，这里不再详说轴的强度满足要求7.校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 齿轮处键连接的挤压应力为取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够键连接的强度足够2、 中间轴的设计与计算中间轴的设计与计算见表8 计算项目计算及说明计算结果1.已知条件高速轴传递的功率p2=2.58kw,转速n2=240.68r/min。2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调制处理3.初算轴径查表9-8得C=105126，取中间值C=115，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大10%15%，轴端最细处直径 d125.4*（0.100.15）mm 取d=42mmdmin=25.4mm4.结构设计轴的结构构选圆锥滚子轴承 GB/T 297-1994 代号为30206 （d=30mm D=62mm T=17.25mm B=16mm C=14mm =36mm =37mm ）挡筒 d=30mm D=46mm L=20mm各段轴长具体设计见草稿本，这里不再详细说明5.键连接 齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键 GB/T109619906轴的设计和校核各段轴长具体设计见草稿本，这里不再详细说明7校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为 取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够三、低速轴的设计计算低速轴的设计计算见表9 计算项目计算及说明计算结果1.已知条件低速轴传递的功率p3=2.48Kw T=670170Nmmn3=53.01r/min 2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调制处理3.初算轴径查表取C=115轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大，轴端最细处直径 经计算取d=41.43mmdmin=41.43mm5.键连接 联轴器与轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键 GB/T10961990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键 GB/T109619906.轴的受力分析及校核轴承 30211 d*D*T=55*100*22.75mm毡圈 mm各段轴长具体设计见草稿本，这里不再详细说明7.校核键连接的强度齿轮处处键连接的挤压应力为 联轴器处键连接的挤压应力为取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够键连接的强度足够十、减速器箱体的结构尺寸圆锥-圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸列于表10。名称代号尺寸/mm锥齿轮