圆锥圆柱齿轮减速器说明书

圆锥圆柱齿轮减速器说明书,大学课程设计论文

一、设计任务

1．带式运输机传动装置设计的布置:

图1-1

2．设计的技术数据： 运输带的工作拉力：F=2400N 运输带的工作速度：V=0.85m/s 运输带的滚筒直径：D=290mm 运输带的宽度 ：B=400mm 3．工作情况及要求：

用于机械加工车间运输工作，1班制连续工作,载荷有轻度冲击，使用10年,小批量生产。在中等规模制造厂制造。动力来源：电力三相交流380/220V。速度允差〈5%。

二、电动机的选择计算

根据工作要求及条件，选择三相异步电动机 ，封闭式结构，电压380V，Y系列。

1.选择电动机功率

滚筒所需的有效功率：PI=F×V=2400×0.85=2.04KW

2

4

传动装置的总效率： 总 带 齿 卷筒承联

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式中: 滚筒效率: 滚筒=0.96

联轴器效率: 联=0.99 V带传动效率: v = 0.96 圆锥滚子球轴承： 承=0.99 斜齿轮啮合效率： 斜=0.95

传动总效率: 总=0.96×0.952× 0.994×0.99×0.96=0.791

所需电动机功率:P总=PI/ 总=2.04/0.791=2.58kw

2.选取电动机的转速 滚筒转速

nI=

60

=(60*0.85)/(3.14*0.29)=56.0r/min D

可选Y系列三相异步电动机Y100L2-4,额定功率P0=3 KW, 同步转速1500

r/min;或选Y系列三相异步电动机Y132S-6,额定功率额定功率P0=3 KW, 同步转速1000 r/min.均满足P0>Pr 。

电动机数据及传动比

表2-1

比较两种方案可见，方案2选用的电动机虽然传动装置紧凑，但造价较高。 为使质量和价格较低，决定选用方案1。 电动机型号为Y100L2—4.查表得其主要性能如下 表2-2

三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算

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1、分配传动比 总传动比:

i总=

n01420==25.357 56nw

V带传动比为2—5，取 i带 2.5 则减速的传动比：i减

i 25.357

==10.143 2.5i带

对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意 大锥齿轮不能碰着低速轴，试取：

i1 3

低速轴的传动比：i2=

i减

= 3.381 i1

2、各轴功率、转速和转矩的计算 0轴：即电机轴 P0=P电=2.58kw n0=1420r/min T0=9550×

p0

=9550×2.58/1420=17.35N m n0

Ⅰ轴：即减速器高速轴

P1= P0 带 2.58×0.96=2.48kw n1= n0/i01 =1420/2.5=568r/min

T1=9550×P1/n1=9550×2.48/568= 41.70N m Ⅱ轴：即减速器中间轴

P2= P1· 齿 承=2.48×0.99×0.99=2.33kw n2=n1/i12= n1/i1=

568

=189.33r/min 3

T2=9550×P2/n2=9550×2.33/189.33=117.5N m Ⅲ轴：即减速器的低速轴

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P3= P2· 齿 承=2.33×0.95×0.99=2.19kw

n3= n2/i23=189.33/3.381=56.0r/min T3=9550×P3/n3=9550×2.19/56=373.47N·m Ⅳ轴：即传动滚筒轴

P4= P3· 承 联=2.19×0.99·0.99=2.15 kw n4= n3=56r/min T4=9550×P4/n4=9550×2.15/56=366.65 N·m

将上述计算结果汇于下页表：

各 轴 运 动 及 动 力 参 数

表3-1

四、传动零件的设计计算

1、确定设计功率PC

原始数据：

电动机的输出功率 ： 2.48kW 满 载 转 速 ： 1420r/min 从动轴转速 ： 568r/min

传动比 ： 2.5

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查得：KA=1.1

PC=KA×P=1.1×2.58=2.838 kw

2、选取V带的型号

根据PC和n0确定带的型号，因工作点外于A型区，故选A型。 3、确定带轮基准直径dd1、dd2: ①选择小带轮直径dd1:确定dd1=90mm ②验算带速V： V=

dd1n1

60 1000

=

90 1420

60 1000

=6.69m/s

在5—25m/s之间，故合乎要求 ③确定从动轮基准直径dd2

dd2=i带dd1=2.5×90=225mm 查教材表3-6取dd2=224mm ④实际从动轮转速n2和实际传动比i:

不计ε影响，若算得n2与预定转速相差 5％为允许。

i=

dd1224

==2.489 90dd2

n2

n11420 =570.536r/min i2.489

i实 i理

< 5% 可用 i理

4、确定中心距a和带的基准长度Ld:

①初定中心a0：

本题目没有给定中心距，故按下式确定： 0.7(dd2+dd1)≤a0≤2(dd2+dd1) 0.7（100+200）≤a0≤2(100+200)

取a0=500mm。 ②确定带的计算基准长度Lc按教材式

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(dd2 dd1)2

Lc≈2a0+(dd1+dd2)+

24a0

2 224 90 =2×500+（90+224）+ 24 500

=1502.21㎜ ③取标准Ld查表取Ld=1600㎜。 ④确定中心距a按下式：

a=a0-

Lc Ld1600 1502.21

=500+=548.895㎜

22

a调整范围

amax=a+0.03Ld=548.895+0.03×1600=596.895㎜

amin=a-0.015Ld=548.895-0.015×1600=524.895㎜ 5、验算包角

≈180°-=180°-

(dd1 dd2)

×60° a

224 90

×60°=163.35°＞1200 符合要求

548.895

6、确定带根数z按式:Z≥

Pc P0

由下式,单根V带所能传递的功率

=ka(p0+ p1+ p2 ) p0

由下式，包角系数ka：

ka=1.25(1 5

0180

)=1.25(1 5

163.35

180

)=0.9575

查得： C1=3.78×10-4 C2=9.81×10-3 C3=9.6×10-15

C4=4.65×10-5L0=1700㎜

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ω1=

2 n2 1420

==148.7rad/s

6060

P0=dd1ω1〔C1-

c2

-C3(dd1 1)2-C4lg(dd1ω1)〕 dd1

-4

9.8 10 3

=90×148.7×[3.78×10--9.6×10-15(90 148.7)2 90

-4.65×10-5×lg(90×148.7)〕 =1.01

p1=C4dd1ω1lg

2

c2111 10/( 1)

c4dd1s

=4.65×10-5×90×148.7×2.844 =0.177

p2=c4dd1ω1lg=-0.0164

Ld1600=4.65×10-5×900×148.7×lg

1700L0

=ka(p0+ p1+ p2) p0

=0.9575×(1.01+0.177-0.0164) =1.121 V带的根数 Z≥

Pc2.838

==2.532, 取Z=3根 P0 1.121

7、确定初拉力F0： F0=500

Pc2.5(-1)+q 2 zKa

2.838 2.5

1 0.1 6.692

6.69 3 0.9575

=500×

=118.375N

式中q由表查得:q=0.1Kg/m。 8、计算轴压力Q

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按式: Q=2F0zsin

a1163.35 =2×118.375×3×sin=702.766N

22

五、高速级圆锥齿轮的设计计算

已知：p1=2.48kw n1=568r/min u=3 1）选择齿轮材料及精度等级

1.小齿轮选45钢，调质处理，查表取硬度为235-255HB 大齿轮选45钢，正火处理，查表取硬度为190-217HB 齿轮精度为8级 2.查表查得 δ

Hlim1

=590MPa，δ

Hlim2

=570 MPa

3.计算应力循环次数:

N1=60njLh=60×568×1×(8×300×10)=8.18×108 N2= N1/u=8.18×108/3 =2.73×108 查图得 ZN1=1.0 ZN2=1.0 取Zw=1.0 SHmin=1.0 Zl vR＝0.92 4.确定疲劳许用应力 [δH]1=δ

Hlim1

ZN1ZWZlvR/SHmin=(590×1.0×1.0×0.92)/1=543MPa

[δH]2=δHlim2ZN2ZWZl vR/SHmin=(570×1.0×1.0×0.92)/1=524MPa

5.计算齿轮的直径

d1 4KT1ZZ

[HE]2

Ru(1 0.5 R)[ H]

暂取K=1.2 其中 ZH

22

2.5

cos sin cos20sin20

ZE 189.MPa R 0.3

d1 4KT1ZZ

[HE]2=76.16 mm

Ru(1 0.5 R)[ H]

取Z1=28， Z2=iZ1=84 取Z2=84

实际传动比：

i’=Z2/Z1=84/28=3与理论值i=3相同，在允许范围内。

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m=d1/Z1=2.257, 取m=2.5； d1=mZ1=2.5×28=70；

dm1=d1(1-0.5φR)=70×(1-0.5×0.3)=59.5

Vm=(πdm1n1)/(60×1000)=(π×59.5×568)/(60×1000)=1.77m/s 查表得：

KA=1.25 (VmZ1)/100 =(1.77×28)/100=0.4956 查图得：Kv=1.06

m2

R Z12 Z2 110.68 mm

2

b= RφR =0.3×110.68=33.20 取b=34 φdm=b/dm1 =0.571 查得 Kβ= 1.26

K=KAKVKβ=1.25×1.06×1.27=1.67

ZHZE

H

2KT1

2bdm1

u2 1

=523.5< δH 1=543MPa u

故安全；

2）极核齿根弯曲疲劳强度

δ1 =arctan(Z1/Z2)=arctan(28/84)=18.4350 δ2=Σ-δ1=900-18.4350 =71.5650 Zv1=Z1/cosδ1 =28/cos18.4350 =29.5146 Zv2= Z2/cosδ2 = 84/cos71.5650 =265.63 查表得：

YFa1=2.62 YFa2=2.22 Ysa1= 1.63 Ysa2=1.87 查图得： ζ

Flim1

=220MPa ζ

Flim2

=210MPa

查图 5-19得： YN1=1.0 YN2=1.0 查图得：

Yx =1.0

YST = 2.0 SFmin =1.4 [ζF]1=(ζ[ζF]2=(ζ

Flim1

·YST·YN1·Yx)/SFmin =220x2.0/1.4×1×1 ·YST·YN2·Yx)/SFmin

=314MPa

Flim2

=300MPa

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ζF1 =(2K·T1·YFa1·Ysa1)/[bd1mn(1-0.5φR)2] =141.64MP<[ζF]1 故安全

ζF2 =（ζF1·YFa2·Ysa2/（YFa2·Ysa2）=137.69MP<[ζ]F2 故安全

3）齿轮主要几何尺寸参数计算： Z1 = 28 Z2 = 84 u=3 m=2.5 d1 = mz1 =70mm d2 = mz2 =210mm

da1 = d1+2mcosδ1 =70+2×2.5×cos18.4350 =74.7434mm da2 = d2+2mcosδ2 =210+2×2.5×cos71.5650 =211.58mm

df1 = d1-2.4mcosδ1=70-2.4×2.5×cos18.4350 =65.2566mm df2 = d2-2.4mcosδ2=210-2.4×2.5×cos71.5650=208.42mm

m22

z1 z2=110.68m R=2

b=34mm

六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算

由前面计算得知： 二轴传递的功率P2=2.33kw，转速n1=189.33r/min，

齿数比u=3.381，

单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作8小时，每年工作300天，预期工作10年。

1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力 小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217—255HB 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为162—217HB 齿轮精度为8级 计算应力循环次数N ：

N1=60n1jLh=60×189.33×1×(10×300×8)=2.73×108

N12.73 108

N2===8.066 107

3.38i2查图得：zn1 1.0, zn2 1.0 取：zw=1.0,SHmin=1.0

查图得： Hmin1580MPa, Hmin2=545MPa

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[ H]1

Hlim1

SHmin

zN1zW=

580

1.0 1.0=580MPa 1.0

[ H]2

Hlim2

SHmin

zN2zW=

545

1.0 1.0=545MPa 1.0

2.按接触疲劳强度确定中心距

KT2 ZHZEZ Z 3 a≥(u+1)

2 au HT2=

mm

2

p2

=117527.597N·mm n2

2

初选KtZ t=1.2，暂取 12 , a 0.35

z cos 0.99 查表得ZE=189.8MPa 计算ZH

估取 t n 20 b 12 则ZH=

2cos b

cos tsin t

2 cos12

=2.47

cos20 sin20

2

=

KT2 ZHZEZ Z

≥(u+1)3

2 au H= 3.381 1=150.8mm

圆整取： =155mm

2

1.2 117527.6 2.47 189.8 0.99

2 0.35 3.381 561

一般取： mn=(0.01～0.02) t= (0.01～0.02)×155=1.55～3.1 取标准值： mn=2.5mm

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两齿轮齿数和：z =

2acos 2 155 cos12

==118.14

2.5mn

取：z =121

z

121==27.61 Z1=

u 13.381 1

取：Z1=28

Z2= z -z1=121-28=93

实际传动比：i实

z293==3.37 z128

i理 i实

100% 0.3%＜5% 理

传动比误差： i 故在允许范围内。 修正螺旋角： β=arccos

mn z1 z2 2.5 28 93 = arccos=12.490 12 29'24"

2 1552a

与初选 接近，ZH，Z 不可修正

d1=

mnz12.5 28

==71.736mm 0.9758cos

mnz22.5 93

=238.266mm

cos 0.9758

d2=

圆周速度： V=

d1n1

60 103

=

189.33 71.736

60 1000

=0.711m/s

取齿轮精度为8级 3．验算齿面接触疲劳强度

H=ZHZEZ Z

查表得：KA=1.25

2KTu 1

≤[ H] 2

bd1u

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Vz10.711 28

==0.199 100100

按8级精度查图得动载系数Kv=1.017 齿宽 b= aa=0.35×155=54.25mm

取：b2=55 mm b1 60mm

b55==0.77 d171.736

查图知齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：K =1.11 查表得：K =1.2

载荷系数K=KAKvK K =1.25×1.017×1.11×1.2=1.6933 计算重合度 a， 以计算z ：

da1=d1+2mn=71.736+2×2.5=76.736mm da2=d2+2mn =238.266+2×2.5=243.266mm

t=arctan(tan n/cosβ)

= arctan(tan200/0.9758)=20.4550

db1=d1cos t=71.736×0.94=67.41mm

db2=d2cos t=238.266×0.94=223.896mm

at1=arccos at2=arccos =

dd167.41

= arccos =28.5424

76.736da1

dd2223.896

= arccos =23.0190

243.266da2

1

［z1(tan at1-tan t)+z2(tan at2-tan t)］ 2 1

tan20.455 +93× tan23.019 tan20.455 ] =[28× tan28.5424

2

=1.53

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bsin =

m=55 0.22

=1.531

n

2.5 计算Z

Z

1

1

1.53

0.81Z cos 0.9758 0.99

b= arctan(tan cos t)

= arctan(0.224×0.937)=11.853

Z2cos b2 0.H=

cosa= 9787

.937 0.349

=2.45

tsinat0计算齿面接触应力 H

2KT2u 1

H=ZHZEZ Z

bd2u

2=2.45×189.8×0.81×0.99×2 1.6933 117527.5973.38155 71.7362 1

3.381

=503.36MPa<[ H]=545Mpa

主要参数为：mn=2.5mm ，z1=28， z2=93，β 12 29'24"， d2=238.266mm， b=55mm。 4．校核齿根弯曲疲劳强度

2KT1

F=

bdmYFaYsaY Y ≤[ F] 1n

zz1

28v1=

cos3 =0.97583

=30.1353 zz2

93v2=

cos3

=0.9758

3=100.092 按zv1，zv2查图得：YFa1=2.61,YFa2=2.25 查图得：Ysa1=1.63,Ysa2=1.81

d1=71.736mm，

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计算Y ：Y =1- 12.49 =1-1.531=0.84 120 120

0.75cos2 b

0.75 cos211.853

计算Y :Y =0.25+

=0.25+a

1.53

计算弯曲疲劳许用应力：

查图得： Flim1 220MPa, Flim2 210MPa 查图得： YN1 YN2 1.0

取： Yx=1.0,Yst 2.0, SFmin 1.4

F1 Flim1YSTYN1Y 2 1 1SX=220=314Mpa

Fmin

1.4

YST2 1 1F2 Flim2SYN2YX=210 1.4

=300Mpa

Fmin

2KT1

F1=

bdmYFa1Ysa1Y Y 1n

=

2 1.6933 117527.597

55 71.736 2.5

2.61 1.63 0.72 0.84

=104MPa< F 1 故安全

YFa2Ysa2Y=104 2.25 1.81

F2= F1

Fa1Ysa1

2.61 1.63=100MPa< F 2 5．齿轮主要几何参数

d1=71.735mm d2=238.265mm ，da1= 76.735mm ， df1=d1-2.5mn=71.735-2.5×2.5=65.485mm

df2=d2-2.5mn=238.266-2.5×2.5=232.015mm

a=155mm

齿轮结构设计计算：

（1）小齿轮da1<200mm，制成实心结构的齿轮。

（2）大齿轮da2<500m，做成腹板结构。

七、轴的设计计算

=0.72

故安全

da2=243.265mm

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减速器高速轴的设计计算 1.选择轴的材料

轴的材料为45号钢，调质处理 2.按扭矩初步估算轴端直径

初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装带轮， 其轴径可按下式求得：d1 A0P1

n1

查表得：A0=110—160，取：A0=120

考虑轴端有一个键槽，在计算时应该增加3%～5%

d1 2.48

×（1+3%）=20.20mm 568

考虑轴端有一个键槽 取：d1=25mm 3.初选滚动轴承

因该轴上装有圆锥齿轮，需要调整轴向位置，考虑装拆调整方便起见， 选用圆锥滚子轴承。根据轴端尺寸，带轮的定位方式和轴承的大概 安装位置，初选单列圆锥滚子轴承30207 4.设计轴的结构

a.带轮用 30mm的轴肩定位 轴承按标准取30207内径为 35mm

轴承的周向用有过盈的配合，带轮的轴向用键定位。 b．布置轴上零件，设计轴的结构

根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸， 作轴的简图如图：

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5.对轴进行分析，作当量弯矩图。

计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图

圆周力Ft=2T1/dm1=2×41697.18/59.5=1401.586N 轴向力Fa=Fttan sin 1 1401.586×tan20×sin18 26'6''=163.860 N

径向力Fr=Fttan cos 1 1401.586×tan20°×cos18 26'6''=483.955N 带对轴的压轴力： Q=702.766N 齿轮的分度圆直径： d1=71.735mm 齿轮的齿根圆直径： d

f1=65.485mm

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将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图

由平衡方程： M

2H

0

Q×178-R1H×76+Fr×72+d1×Fa/2=0 解得 R1H 1251.62N 由平衡方程： M

1H

0

Q×102+R2H×76-Fr×148+d1×Fa/2=0 解得R2H 64.89N 由平衡方程： M

2V

0

-R1V×76+Ft×72=0 解得 R1V 1327.82N 由平衡方程： M 0

1V

R2V×76+Ft×148=0 解得 R2V 2729.4N

M1H 102Q 102 1251.62 127665.24N mm M2H 72 Fr Fa

M3H R2H

d

29969.925N mm 2

d

1930N mm

2

M1V 0

M2

V R1V 72 95603.04N mm

圆锥圆柱齿轮减速器说明书,大学课程设计论文

M3V 0

求轴的弯矩M，画弯矩图：

M1 M1H 127665.24N mm

M2 M22H M22V 100190.507N mm M3 M3H 1930N mm

画轴的扭矩图 , T=41700N mm 求计算弯矩Mca，画计算弯矩图：

2

根据Mca M2 ( T)，取 0.6

Mcao 0 0.6T 25020N mm

2

Mca1 M1 0.6T 130093.866N mm

2

2

Mca2 M2 0.6 T 103267.314N mm

2

2

校核轴的静强度 b 1 59Mpa

I剖面的计算应力 ca II剖面的计算应力 ca

Mca0

16.01Mpa<59Mpa b 1

0.1 253

Mca1 30.34Mpa<59Mpa

b 1 0.1 353

圆锥圆柱齿轮减速器说明书,大学课程设计论文

绘制空间受力、弯矩、扭矩简图如图：

6.校核轴的疲劳强度 a．判断危险剖面

分别选择Ⅱ，Ⅲ剖面进行验算：Ⅲ剖面所受的弯矩和扭矩大，轴肩圆角处有 应力集中。Ⅳ剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角 三个应力集中源。

268MPa， 1 155MPa。 45钢调质的机械性能参数： B 637MPa， 1 b．Ⅲ剖面疲劳强度安全系数校核

因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。

max

M’25020

16.01MPa min max 16.01MPa W0.1 253

a max 16.01MPa m 0

max

T41700 13.344MPa 3WT0.2 25

min 0 m a 6.672MPa

根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。 根据：

D d30 25

2.5 r2

r/d=2/25=0.08

查得：K 1.64，K 1.44， 0.88， 0.81， 2.5，并取

0.25

圆锥圆柱齿轮减速器说明书,大学课程设计论文

S =

1

K

=19.7

S =

K

m

1

=24.17

S=

2

m

=15.27

S S S S

2

取[S]=1.5～1.8 S>[S], 满足要求 c. Ⅳ剖面校核

因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。

max

M’130093.866 30.34MPa min max 30.34MPa 3

W0.1 35

a max 30.34MPa m 0

max

T41700 4.86MPa 3WT0.2 35

min 0 m a 2.43MPa

查表取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。 查得：K 1.82，K 1.57， 0.91， 0.89， 2.4， 并取： 0.25

S =

1

=9.76

S =

K

m

1

=64.756

S=

2

m

=9.65

S S S S

2

取[S]=1.5～1.8 S>[S], 满足要求

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