二级圆锥圆柱齿轮减速器 2.docx

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二级圆锥圆柱齿轮减速器2

一、设计

一、设计题目：

设计圆锥—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，在室内常温下长期连续工作。

1）（图5—传送带—减速器；4—卷筒；联轴器；1—电动机；23二、原始数据：

运输带拉力运输带速度使用年限）D（mm卷筒径（年）F（KN）V（m/s）

0.85

4000

280

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；

（12）参考文献；

（13）致谢。

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。

（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，工作机为型砂运输设备。

减速器为两级展开式圆锥—圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。

联轴器2选用凸缘联轴器，8选用齿形联轴器。

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

Y系列三相异步电动机根据用途选用

2.选择电动机功率

运输带功率为

Pw=Fv/1000=4000*0.85/1000Kw=3.4Kw?

，锥齿轮传动效率=0.992-1查表，取一对轴承效率锥轴承?

，联轴器效率=0.97=0.96，斜齿圆柱齿轮传动效率联齿轮齿轮=0.99，得电动机到工作机间的总效率为

2442=0.88==0.99*0.96*0.97*0.99联总锥齿轮齿轮轴承电动机所需工作效率为

=3.4/0.88Kw=3.86KwP=Pw/总0根据表8-2选取电动机的额定工作功率为P=4Kw

Pw=3.4Kw?

=0.88总P=3.86Kw0P=4Kwed

确定电动3.机转速

输送带带轮的工作转速为πn=（1000*60V）/πd=1000*60*0.85/w*280r/min=58.01r/min，圆柱齿轮传动传由表2-2可知锥齿轮传动传动比i=2～3锥动比i=3～6，则总传动比范围为齿i=2186）=6～～3*（3～i=i齿总锥电动机的转速范围为18）r/min=348.06～1044.18r/min～n=ni≤58.01*（6总w0、750r/min由表8-2知，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min所以本例选用1000r/min考虑到1000r/min接近上限，Y160M1-8

的电动机，其满载转速为720r/min,其型号为

=58.01r/minnw=720r/minnm

四、传动比的计算及分配2传动比的计算及分配见表

计算项目

计算及说明

计算结果

1.总传动比

=720/58.01=12.41

/ni=nwm

i=12.41

2.分配传动比

高速级传动比为i=0.25i=0.25*12.41=3.101为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3，取i=2.95

1低速级传动比为=12.41/2.95=4.21i=i/i12

=2.95

i1=4.21

五、传动装置运动、动力参数的计算3传动装置运动、动力参数的计算见表

计算项目

计算及说明

计算结果

1.各轴转速

n=720r/min

0=720r/min

n=n10=720/2.95r/min=244.07r/min

/in=n121=244.07/4.21r/min=57.97r/min

=n/in223=57.97r/min

=nn3w

=720r/minn=n01=244.07r/minn2=57.97r/min=nn3w

各轴功2.率

=pp=3.86*0.99kw=3.82kw

联01?

=3.82*0.99*0.96kw=3.63kwP=p=p锥齿1121-2轴承?

=3.63*0.99*0.97kw=3.49kw=pP=p直齿22-33轴承2?

=3.49*0.99*0.99kw=3.42kw=p=pP联3-w33轴承w

p=3.82kw

1=3.63kwP2=3.49kwP3=3.42kwPw

各轴转3.

T=9550p/nm·mm=51.20N·=9550*3.86/720N000

·=51.20N0

矩

/n=9550*3.82/720N·mm=50.67N·m

T=9550p111T=9550p/n=9550*3.63/244.07N·mm=142.04N·m222mm=574.94N·m/nT=9550p=9550*3.49/57.97N·333T=9550p/n=9550*3.42/57.97Nm·mm=563.41N·www

m·T=50.67N1m·T=142.04N2m·T=574.94N3m·T=563.41Nw

六、传动件的设计计算一、高速级锥齿轮传动的设计计算

4锥齿轮传动的设计计算见表

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

45钢，考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度，硬度HBW=236～HBW=217255，HBW=162～217.平均121HBW=190.HBW-HBW=46.在30～50HBW之间。

选用8级精度。

212

45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度

初步计算2.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?

）ZZ/4kT（HHE1≥d132?

）.5（1?

0.850RR=50670Ｎ·ｍｍ1）小齿轮传递转矩为T1Kt=1.3Kv值不能确定，可初步选载荷系数2）因v值未知，MpaZ=189.83）由表8-19，查得弹性系数EZ=2.54）直齿轮，由图9-2查得节点区域系数H?

=2.95=i5）齿数比1?

=0.3

取齿宽系数6）R许用接触应力可用下式公式7）?

Z/HHNlimH为应力触疲劳极限a由图8-4e、查得接?

pa?

580pa,390?

2HlimH1lim小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为9

=60*720*1*2*8*250*10=1.728*10N=60naLh1189/iN=N=1.728*10/2.95=5.858*10121；=1.05，Z=18-5由图查得寿命系数Z取8-20由表N2N1，则有=1安全系数SH

Mpa580580/1?

/S?

1*1HH1N1Hlim?

Mpa409.5.05*390/1?

/S12HH2HN2lim?

Mpa5?

409.取H初算小齿轮的分度圆直径d,有1t?

）Z/kT（Z4HH1E?

d3t12?

）5.10.85?

0（RR2）.5/409.51894?

1.3?

50670?

（.8?

2mm?

mm69.7832）3?

0.950.85?

0.3?

2.?

（1?

0.5

69.78mm

≥d1t

3.确定传动尺寸

K=1.0，齿宽中点

（1）计算载荷系数由表8-1查得使用系数A分度圆直径为?

）=69.78*（1-0.5*0.3）mm=59.313mm

=d（1-0.5d1tm1tRπ*59.313*720/60*1000m/s=2.23m/sn=πd/60*1000=故v1m1tm1Kv=1.19，级精度，按9级精度查得动载荷系由图8-6降低1系数则载荷=1.13荷分配系数K，由图8-7查得齿向载?

K=1.0*1.19*1.13=1.34K=KK?

vAKt计算Kt有较大的差异，故需对d进行修正因K与

（2）对1t进行修正，即d出的1t34.1K?

d=70.485mm≥69.78d=331t13.1Kt=68，=uZ=2.95*23=67.85，取Z（3）确定齿数选齿数Z=23，Z112295.?

2u2.9668?

u0.3%?

2.96?

则，，在允许范围内952.23u48570.d1mm06?

3.m?

，8-23，查表（4）大端模数m23Z1m=3.5mm取标准模数）大端分度圆直径为（5=3.5*23mm=80.5mm>70.485d=mZ11=mZ=3.5*68mm=238mmd22（6）锥齿距为5.d80221?

1mmu?

374962.mm?

70.R=22?

R=0.3*70.374mm=21.112mm

（7）齿宽为b=Rb=25mm取

=70.485mmd1=23

Z1=57Z2m=3.5mm

=80.5mmd1=238mmd2R=70.374mm

b=25mm

4.校核齿根弯曲疲劳强度

齿根弯曲疲劳强度条件为KF?

tY?

Y≤FSFF?

）.5bm（1?

00.85R?

和同前、b、m

（1）KR2）圆周力为（506702T?

21N.0?

1481=Ft?

）.35?

.5?

（10（d1?

0.5.）80R1Y）齿形系数Y和应力修正系数（3SF962.u?

94740.?

cos?

1221?

2.96u?

111?

3201.?

cos0?

2221?

.961u?

2即当量齿数为23Z13.?

24Zv?

9474.0cos168Z24212.Zv?

32010cos.2，查得8-9Y=1.58由图8-8查得Y=2.65,Y=2.13，由图S1F1F2=1.88YS2（4）许用弯曲应力?

limFNFSF力为极限应疲由图8-4查得弯曲劳?

Mpa170?

215Mpa21FlimlimF查得安全系数=1,由表8-20=Y8-11由图查得寿命系数YN2N1，故=1.25SF

Y215?

FN1?

Mpa?

1721lim1F251.SF?

Y1701?

2N2limF?

136Mpa2F251S.FYYKF?

11tSF?

1F?

）.50.85bm（1?

0R58.148134?

.0?

2.65?

11.?

）30.?

0.5?

0.85?

253.5?

（1?

].01Mpa?

921FYY?

2F2S?

2F1FYY1SF1881.2.13?

92Mpa.01582.65?

1.?

87?

.99Mpa2F

强足齿根弯曲满度

计算锥齿5.轮传动其他几何尺寸

ha=m=3.5mmh=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mmfC=0.2m=0.2*3.5mm=0.7m962u.?

arccos?

arccos.667?

181221?

2u?

1.9611?

arccosarccos?

33371.?

222196?

12.?

=80.5+2*3.5*0.9474mm=87.132mm+2mcosd=d1a11?

=238+2*3.5*0.3201mm=240.241mm+2mcosd=d2a22?

=80.5-2.4*3.5*0.9474mm=72.542mmd=d-2.4mcos1f11?

=238-2.4*3.5*0.3201mm=235.311mmd=d-2.4mcos2f22

ha=3.5mm=4.2mmhfC=0.7m?

66718.?

.333?

712=87.132mmda1

=240.241mmda2

=72.542mmdf1

=235.311mm

df2

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

计算项目

计算及说明

计算结果

材选1.择料、热处理方式和公差等

钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火大、小锥齿轮均选用45=162255HBW处理，由表8-17得齿面硬度=217～，HBW～217.平21在=46.-HBW=190.HBW，=236均硬度HBWHBW30之间。

选～50HBW2121级精度。

8用

45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理级精度8

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ZZZZ1u?

2kT?

HE22）d?

（3?

uHR=146040TＮ·ｍｍ1）小齿轮传递转矩为2K=1.42）因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数tMpa=189.8，查得弹性系数Z由表3）8-19E?

12=2.46Z9-2，由图4）初选螺旋角查得节点区域系数H?

=i=4.21

齿数比5）?

=1.1

8-18，取齿宽系数6）查表R=97ZZ=uZ=4.21*23=96.83，取7）初选Z=23，则4343则端面重合度为?

11?

cos?

（）1?

.88?

3.2?

ZZ?

4311?

（2?

12cos?

3.1.88?

）=?

9723?

=1.67轴向重合度为?

71tan1?

1.?

23?

12?

.13180?

.318Ztan?

0.?

3d775.?

Z08-13查得重合度系数由图?

=0.99Z查得螺旋角系数8）由图11-2?

许用接触应力可用下式计算9）?

SZ/?

HHNlimH为应极接查、由图8-4ea得触疲劳限力?

pa,580?

pa?

3902H1Hlimlim小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为

8NaL=60n=60*244.07*1*2*8*250*10=5.86*10h3288=5.86*10/i=NN/4.21=1.39*10243Z，=1.05Z查得寿命系数8-5由图8-20；由表=1.13取安N4N3S全系数，则有=1.0H

=23Z3=97Z4

Mpa609/1?

1.05*?

Z580/S3HHHlimH33?

Mpa7390/1?

440.?

Z/S?

1.13*4HHHlim4H4?

Mpa?

440.7取H初算小齿轮的分度圆直径d，得3tZZZZ1u?

2kT?

HE22）（d?

3t?

uHR

2）.99.775?

0189.8?

2.46?

012?

1.4?

14240?

4.21?

（=32）.7（.21?

4401.1?

4=66.59mm

66.59mmd≥3t

（1）计算载荷系数由表8-21查得使用系数K=1.0A?

nd?

66.59?

244.072t3?

m/sv?

因=0.85m/s，由图60?

100060?

10008-6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=KKKK=1.0*1.08*1.11*1.2=1.44

vA?

（2）对d进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算3t出的d进行修正，即3tK1.44d?

66.59?

=67.22mm33t33K1.4t（3）确定模数mn?

cosd67.22?

cos12?

mm?

2.86mmm=nZ233按表8-23，取m=3mmn（4）计算传动尺寸中心距为m（z?

z）3?

（23?

97）4n3?

mma?

=184.03mm?

cos122cos?

184mm取整，螺旋角为

K=1.44m=3mmna=184mm

确定传动3.尺寸

）z（z?

m）97（23?

3n4arccos11?

.969?

184a2?

值与初选值相差不大，故对与因有关的参数无需进行修正则可得，zm23?

33nmm531?

70.?

mm3?

cos969cos11.zm973?

4nmmmm?

297.?

d455?

11.969coscos?

，取b?

1.170.531?

77.58mm=78mmb43d，取mm10）?

bb?

（5~=85mmb343

11.969?

=70.531mmd3=297.455mmd4=78mmb4=85mm

校核齿根4.弯曲疲劳强度

齿根弯曲疲劳强度条件为kT2?

YY?

FSFFdbm3n和d同前）K、T、mn133=78mm2）齿宽b=b4和应力修正系数Y。

当量齿数为3）齿形系数YSFz2336.?

24z?

3v3?

cos?

96911.cos397z46103.z?

4v3?

cos?

.969cos113Y=1.59，；由图=2.62，Y=2.248-9查得查得由图8-8YS3F3F4=1.82YS472.?

0Y8-104）由图查得重合度系数?

860.?

Y11-23查得螺旋角系数5）由图?

）许用弯曲应力为6?

limFN?

FSF力极劳限应弯、由图8-4fb查得曲疲?

Mpa，?

170Mpa?

21543limFFlim

查得安全系数=1，由表8-208-11由图查得寿命系数Y=YN4N3S=1.25，故F?

Y215?

limFN3?

3Mpa172?

Mpa?

3F25.S1F?

Y170?

limN4F?

4Mpa136Mpa?

4F25.S1FkT2?

2YYYY?

3SF3F3dbm3n142040?

.442?

1Mpa860.0.72?

2.62?

1.59?

=53170.78?

=63.93Mpa<3FYY821..24?

4SF4?

56Mpa93?

Mpa?

62.?

63?

.F3FF459.62?

1YY2.33SF

满足齿根弯曲疲劳强度4

计算齿轮5.传动其他几何尺寸

m3nmm07?

mm?

3.m?

端面模数1?

969cos11cos.ha=ha*m=1*3mm=3mm齿顶高n）*3mm=3.75mm）m=（1+0.25=（h齿根高h*+c*anf全齿高h=h+h=3+3.75mm=6.75mmfac=c*m=0.25*3mm=0.75mm顶隙n齿顶圆直径为d=d+2h=70.531+2*3mm=76.531mma3a3=297.455+2*3mm=303.455mm=dd+2h4a4a齿根圆直径为-2hd=d=70.531-2*3.75mm=63.031mm3ff3-2h=dd=297.455-2*3.75mm=289.955mmf44f

=2.56mmm1=3mmha=3.75mmhfh=6.75mmc=0.75mm=76.531mmda3=303.455mmda4=63.031mmdf3=289.955mmdf4

七、齿轮上作用力的计算键的选择和验算及轴承的选择和校核提供齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、6数据，其计算过程见表

计算项目

计算及说明

计算结果

，转速=50670Nmm的速高轴传递转矩T件知）（1已条1?

cos，=80.5mmd，=720r/minn小齿轮大端分度圆直径，=0.9474111

1.高速级齿轮传动的作用力

sin?

67?

18.，=0.320111圆周力为

（2）锥齿轮1的作用力50670?

2T21N0F?

1481.1t?

）0.3）80.5?

（1?

0.5（d1?

0.5?

R1其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为?

N510.70.9474NFF?

tan?

cos?

1481.0?

tan20?

1tr11其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为?

N.5.3201N?

1720?

1481.?

tan20?

tanF?

F0sin1ta11其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端法向力为F01481.1tN.1?

FN?

15761n?

coscos20

=1481.0NFt1

=510.7NFr1=172.5NFa1

=1576.1NFN1

2.低速级齿轮传动的作用力

转速T=142040Nmm，间轴传递的转矩

（1）已知条件中2?

969?

11.为。

，n=244.07r/min低速级斜齿圆柱齿轮的螺旋角2的轴向力互相抵消一部分，3的轴向力与锥齿轮2使斜齿圆柱齿轮低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为=70.531mmd3）齿轮3的作用力（2142040?

T222N74027.F?

圆周力为3t531.d703其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为?

tan?

tan20nN.5N?

1498?

F4027.7?

3r3t?

969cos11cos.其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为?

N.5?

853.?

40277?

tan11.tan?

FF9693a3t的轴线，并使四其方向可用右手法则来确定，即用右手握住轮3指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为F7.40273tN34381N?

3n?

96911?

20coscoscos?

cos.n

=4027.7N

Ft3=1498.5N

Fr3

=853.5N

Fa3

=4381.3N

Fn3

的作用力）齿轮4（3作上相应的力大小相等，的各个力与主动齿轮3从动齿轮4用方向相反

八、减速器转配草图的设计一、合理布置图面图纸绘制装配图。

根据图纸幅面A0A1图纸上，本文选择该减速器的装配图一张A0或，采用三视图表达装配的结构。

：

1大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定位1二、绘出齿轮的轮廓尺寸在俯视图上绘出锥齿轮和圆柱齿轮传动的轮廓尺寸三、箱体内壁在齿轮齿廓的基础上绘出箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面线九、轴的设计计算键的选择和验轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、轴的设计和计算、算与轴联接的半联轴器的选择同步进行。

一、高速轴的设计与计算7。

高速轴的设计与计算见表

计算项目

计算及说明

计算结果

1.已知条件

速，转矩T=50670mm递的功率p=3.82kw,转轴高速传11，齿宽中点处分d=80.5mmn=720r/min，小齿轮大端分度圆直径11?

b=20mm

，齿轮宽

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