两级圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书

1、两级圆锥圆柱齿轮减速器 设计说明书 一、设计任务书 1、设计题目：设计二级圆锥一圆柱齿轮减速器 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 统由电动机一减速器一运输带 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 一卷筒；5传 送带 2、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) 1.35 1.5 295 10 3、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)

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1 : 1 o (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

3、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一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3-1 表31 计算项目 计算及说明 计算结果 1.选择电 动机的类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，Y系列，封闭 式结构，电压380V,频率50Hz。 Y100L2 -4 运输带功率为 Pw二 2. 0 25Kw Pw=Fv/1000=1350*1.5/1000 Kw=2.025Kw 查表2-1,取一对轴承效率IJ轴承二0. 99,锥齿轮传动效率！ /锥 2.选择 电动机 功率 齿轮二0. 96 ,

4、斜齿圆柱齿轮传动效率 学齿轮二0. 97 ,联轴器效率q联二0. 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 年总二! 74轴承锥齿轮齿轮叩2联二0. 994*0. 96*0. 97*0. 99 2=0. 88 电动机所需工作效率为 g总 Q gg P。二 Pw/ 耳总二2.025/0.88 Kw=2. 301 Kw Po二2. 3 0 输送带带轮的工作转速为 nw=(1000*60V)/罪 D=1000*60*1.5/ 兀 *295r/min=97. 11r/min 按课程设计指导书由表9. 2可知圆锥-圆柱齿轮传动传动比一般 范围为i总二10

5、-25,圆柱齿轮传动传动比i锥二0. 25 i总二0. 25* (10 25)二2. 56. 25则i齿二4电动机的转速范围为 n。二ni 总0 97.门*(10 -25) r/min=971.1 -2427. 75r/min 由表15. 1知，符合这一要求的电动机同步转速只有1500r/mi n,所以选用 1500r/mi n的电动机，其涡裁转速为1420r/mi n额定工作功率为Ped=3Kw ,其型号为Y100L2-4 其主要性能如卜表： 6=97. 1 1r/mi n nm=1420 r/mi n Ped=3KW 型号 额定功率 Kw 满载时 起动 电流 电瓶 起动 转矩 最大 转矩

6、转速 电流 (380V) A 效率 % 功率 因数 额定 转拒 额定 转矩 Y100L24 3 1420 6.8 82.5 0.81 7.0 2. 2 2. 2 电动机的外形尺寸： 中心高H 外形尺寸 LX (AC/2+AD) XHD 底角安装尺寸 A XB 地脚螺栓孔轴伸尺寸 直径KD XE 装键部位 尺寸FXGD 100 380 288 245 160 M40 12 28 60 8X31 3.确定 电动机转 速 四、传动比的计算及分配 传动比的计算及分配见表4-1 表4一1 计算项目 计算及说明 计算结果 1.总传动比 i=n m/n1420/97. 11=14. 62 口4. 62 高速

7、级传动比为 i产0. 25 i 二0.25*14. 62二3. 65 2.分配传动比 为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于 3, 取i产2. 95 i 1=3.65 低速级传动比为 i2二 i/i 1=14. 62/3. 65=4. 96 i 2=4. 96 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5-1 表5T 计算项目 计算及说明 计算结果 1 各轴转速 no=142Or/mi n ni=no=142Or/mi n n2=nni 1=1420/2. 95r/mi n=481.35r/mi n ni=no=1420r/mi n n2=481 35r/min r

8、iFrh二597. 04r/ ru二nu/i 2=481.35/4. 96r/min=97. 04r/min nw二ri3=97. 04r/mi n l min 2.各轴功率 Pi=pojy 联二2. 301*0. 99kw=2. 278kw P2=p, l-2=py 轴承 g 锥齿二2. 278*0. 99*0. 96kw=2. 16kw R二P2 叩 2-3二p2) 7 轴承平直齿二2. 16*0. 99*0. 97kw=2. 07w Pw二P3 / f 3-W二P3 .轴承g联轴承 =2. 07*0. 99*0. 99*0. 99kw=2. 01 kw p =2. 278kw P2=2.

9、 16kw 卩3二2. 07kw P=2. 01kw 3.各轴转矩 To=9550po/no=9550*2. 301/1420N mm=15. 53N m 二9550p/m=9550*2. 278/1420N mm=15. 32N m T2=9550p7n2=9550*2. 16/481.35N mm=42. 85N m T3=9550p7n 3二9550*2. 07/97. 04N mm=203. 71N m TF9550p/m二9550*2. 01/97. 04N mm=179. 81N m To=15. 53N 一 m T.=15. 32N - m T2二42. 85N 一 m T3=2

10、03. 71N - m L=179. 81N - m 六、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6-1 表6-1 计算项目 计算及说明 计算结果 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 45钢 齿轮正火处理，由a械设计 教材表10T得齿面硬度HBS二217255, 小齿轸调厉外理 1.选择材料、 处理方式和公 热 差 HBSP62217.平均硬度 HBS二236, HBSP90. HBSHBS二46.在 30 50HBS八间。选用8级精度。 大齿轮正火处理 等级 8级精度 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。

11、其设计公式为 “呼型储所 如Q-0多P 1) 小齿轮传递转矩为Ti=1532N 一负 2) I3v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.3 3) 由10-6,查得弹性系数Ze=189. 8踊G 4) 直齿轮，由图10-30查得节点区域系数Zh二2. 5 5) 齿数比,二i （二3.65 6) 取齿宽系数内二0. 3 7) 许用接触应力可用I、式公式 由图10-21、a查得接触疲劳极限应力为 方1rM b 工二 32D1 广 KI 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 2.初步计 算传动的 主要尺寸 N二60niaLh二60*1420T2*8*300*10二3. 5712*10 9 N

12、二N/i 1=3. 5712*10 9/3. 65=9. 784*10 8 由图8-5查得寿命系数由表8-20取安全系数S=1,则有 同二勺图=14650/1 = 65” 同寸/晶1 = LW9233畋 取399Wps 初算小齿轮的分度圆直径d%有 话 9. 6mm dit 69. 6mm (1)计算载荷系数 中点分度圆直径为 由表10-2查得使用系数K=1.0,齿宽 %) =69. 6* (1-0. 5*0. 3)mm=59. 15mm 兀dmitni/60*1000=兀 *63. 614*710/60*1000m/s=24. 4m/s 由图10-8降低1级精度，按9级精度查得动载荷系Kv=

13、1. 19,由图10 4查得齿向载荷分配系数K?二1. 13,则载荷系数 K二KKK?=0*1. 19*1. 13=1.34 (2 )对小进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt 计算出的cL进行修正，即 d1 二(AH *9 6 乂 =70 31mm J V U 确定齿数选齿数乙二23,乙二uZ二3. 65*23二83. 95 ,取 I i屮I 乙二84,则 4 二瞿=3l652 , =w ，在允许 范围内 (4)大端模数m jw= 小m=3.5mm 3.确定传动尺 寸(5)大端分度圆直径为 d d (6)节锥顶距为 R 二 2 二竺竺二3_02e7,取标准模数4 23 1 二mZ二3.

14、 5*23mm=80. 5mm70. 31 二迄二3. 5*84mm=294mm d 1=70. 31mm 乙二23 乙二84 m=3. 5mm 闩 65 +1JWJW - 2 (7)齿宽为 b二 0 尺及二0. 3*152mm二45. 2mm 出二80. 5mm d2=294mni 取 B=45mm R二152mm 齿根弯曲疲劳强度条件为 (1) K、b、m和合同前 (2)圆周力为 二 45mm B2=40mm 2 乂 36450 tt 上磨, 40-0%) 80Jx(I-0_5x03) ?V=1065. 4N 4.校核齿根弯 曲疲劳强度 (3)齿形系数Yf和应力修正系数Ys 365 cos

15、年二 =- f |X 丄4 rc z . 4 即当量齿数为 =05644C =02642 cos 今 0-M446 二-二318 cos3 0J2fr12 由图 10-5 查得 Wai二2. 65, Yf32=2. 12,由图 8-9 查得 Ysai = 1.58, Ysa2=1 865 (4)许用弯曲应力 由图10-20查得弯曲疲劳极限应力为 Sh.25, 由图10-18查得寿命系数Kn二Kn2二1,安全系数 故 r _ 1 家 w 严取安全系 数S=1.0,则有 ll|= t-05*65 (VI = 6A” 呢 4 =1-15* 320ft = 取矶二3矶6 Mpa 初算小齿轮的分度圆直径

16、ck.得 %三3严吗L/ 双.86mm d3e60. 86mm (1) 计算载荷系数由表10-2查得使用系数K二1.0 因V二厂M 工嘲裾酔1.53m/s,由图10-8 查得动载荷系数Kv=1.0由图 8-9 Ya3=1.595, Ya产 1.805 4）由图11-23查得螺旋角系数5 5）许用弯曲应力为 由图10-20、 b查得弯曲疲劳极限应力 由图10-18查得寿命系数YnYnfI ,由表8-20查得安全 系数理二25,故 3 P1*355只 Mpa =【AMpa 1J2 5 旦 3I1J2 5 2x144x102370“ 二xX60 x I_5JKx 0 里住蜀力口 68x25x6172

17、3 二45. 49Mpabk Jftarsa 满足齿根弯曲疲 劳强度 5计算齿轮传动 其他几何尺寸 端面模数f = =3. 09 COS产 齿顶局 ha二ha*mnh*3mm二3mm 齿根高 hf二(ha*+c*) m= (1+0. 25) *3mm二3. 75mm 全齿高 h二ha+hf二6. 75mm 顶隙 c二c*mn二0. 25*3mm=0. 75mm 齿顶圆直径为 da3二db+2ha二61.70+2*3mm=67. 77mm d a4=d4+2ha=305.94+2*3mm=312mm 齿根圆直径为 d f3 二da-2h f =61.7-2*3. 75mm=60. 2mm m=3

18、. 09mm ha 二 3mm h=3. 75mm h二6. 75mm c=0. 75mm da3二67. 77mm da4=312mm d f4=d-2hf=312-2*3. 75mm=304mm df3二60. 2mm cU 二304mm 七、齿轮上作用力的计算 齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算过程见表7-1 表7-1 计算项目 计算及说明 计算结果 1.高速级齿轮传 动 (1) 已知条件高速轴传递的转矩二15320Nmm转速 ni=1420r/min,小齿轮大端分度圆直径d二80. 5mm 8百 =0. 96446,媪 同样半联轴器

19、与轴的连接k,选用平键长度取40mm半 *6 联轴器与轴的配合为42,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的, 此处选轴的尺寸公差为mo o （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为以4 ,轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 50. 75mm EdT = 58mm 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30307型的支点距 离a=17mm所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=44. 25mm L2二98mm做出弯矩 和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和 扭矩值如下： 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 弯矩M 广a = 2

20、149A9N 2wi=133TW aHi=10 (aOftiV J?m： =-15L4l 1 Ms = 131655NJm 跖 i =81 驱Sjnm Jfn =-1 SWTZWjtott 总弯矩 旗=43165 宇 +81 都Jt=155050N. mm 扭矩T =2o =203. 71 N.M 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 h 奇 J155Q502 +(0. 6x203.71)2 U ,盛际二 14. 68,11,1 a 匸卩I = WWffhQ. M匸卩I 故安全 7、精确校核轴的疲劳强度 (1)判断危险截面

21、 设计计算及说明 由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配 合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截 面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力 最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应 力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。 (2)截面右侧校核 Wt= =0 工*期 结果 抗扭截面系数16 截面右侧弯矩”必f I 102. 7J3AJH 截面上的扭矩TW二390.92N. M 截面上的弯曲应力 抗弯截面系数 32 rM/26 .1MPa 截面上的扭转切应力 二 20371 % 25 (MM. 7 二 8. 14MPa 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 r-i-155J Ra g=640MPc I J-l = 275J Pa 驷二0_皿 g. = 0. 85 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数0及以按机械设计（第八版） 附表3-2查取。因r二二QJBI ,卫二包二5,经插值后查得d d 55