二级圆锥圆柱齿轮减速器

1计算项目及内容主要结果一、设计任务设计输送运输机驱动装置的减速器，其原始条件如下：图1输送运输机驱动装置的减速器1-电动机；2-弹性联轴器；3-减速器；4-可移式联轴器；5-螺旋输送机减速器型号圆锥圆柱齿轮减速器螺旋轴转矩（N·m）400螺旋轴转速（r/min）70输送物料种类聚乙烯树脂工作班制年限3班制，每班8小时，五年螺旋输送机效率0.92工作环境室内二、传动方案的拟定如设计任务上简图所示，该设备原动机为电动机，工作机为螺旋输送机，传动方案采用圆锥圆柱齿轮减速器，使用斜齿圆柱齿轮传动，平稳性好，圆锥齿轮置于高速极，以免加工困难。联轴器2选用弹性联轴器，4选用可移式联轴器。图2圆锥圆柱齿轮减速器三、电动机的选择1、选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。22、选择电动机的功率①工作机的有效功率为：kWkWPW93.29550704009550nT②电动机至工作机的总效率为：5433221=0.992×0.993×0.98×0.97×0.92=0.832查表得：⑴联轴器：联轴器99.01⑵滚动轴承：球轴承（一对）99.02⑶斜齿轮传动：7级精度的一般齿轮传动(油润滑)98.03⑷锥齿轮传动：7级精度的一般齿轮传动(油润滑)97.04⑸螺旋输出轴的传动效率92.05③电动机所需的工作功率为WkWPPwdk52.3832.093.23、确定电动机转速按表推荐的传动比合理范围，圆锥-圆柱齿轮减速器传动比为𝑖Σ′=8～15，所以电动机转速可选择的范围是：nd=𝑖Σ′n𝑤=(8∼15)×70=560∼1050r/min符合这一范围的同步转速为750r/min，因此决定选择同步转速为750r/min的电动机。根据电动机转速、额定功率要求及工作环境，选定电动机型号为Y160M1-8。其主要性能如下表1：型号额定功率Pe/kW额定转矩/(N⋅m)质量/kgY160M1-842118满载时转速nd/(r⋅min)电流A(380V)效率/%功率因数7209.91840.73kWPw93.2832.099.0199.0298.0397.0492.05kWPd52.3nd=560∼1050rmin⁄3四、传动比的分配1、总传动比𝒊𝚺𝑖Σ=ndnw=72070=10.282、分配传动比𝑖Σ=𝑖Ⅰ×𝑖Ⅱ考虑到圆锥齿轮的尺寸大小，以及润滑条件，取iⅠ=3𝑖Ⅱ=3.43、计算传动装置各轴的运动和动力参数①各轴的转速高速轴Ⅰn1=nd=720r/min中间轴Ⅱn2=n1𝑖Ⅰ⁄=72030⁄=240r/min低速轴Ⅲn3=n2𝑖Ⅱ⁄=2403.4⁄=70.59r/min螺旋轴Ⅳn4=n3=70.59r/min②各轴的输入功率Ⅰ轴P1=Pd1=3.52×0.99=3.48kWⅡ轴P2=P124=3.59×0.99×0.97=3.35kWⅢ轴P3=P223=3.35×0.99×0.98=3.25kWⅣ轴P4=P312=3.25×0.99×0.99=3.18kW③各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td=9550Pdnd=9550×3.52720=46.69N∙mⅠ轴T1=Td1=46.69×0.99=46.22N∙mⅡ轴T2=T124𝑖Ⅰ=46.22×0.99×0.97×3=133.16N∙mⅢ轴T3=T223𝑖Ⅱ=133.16×0.99×0.98×3.4=439.26N∙mⅣ轴T4=T312=439.26×0.99×0.99=430.51N∙m𝑖Σ=10.28𝑖Ⅰ=3𝑖Ⅱ=3.4n1=720r/minn2=240r/minn3=70.59r/minn4=70.59r/minP1=3.48kWP2=3.35kWP3=3.25kWP4=3.18kWTd=46.69N∙mT1=46.22N∙mT2=133.16N∙mT3=439.26N∙mT4=430.51N∙m4表2各轴运动参数和动力参数汇总表轴名功率P/kW转矩T/(N/·m)转速n/(r/min)电动轴3.5246.69720Ⅰ轴3.4846.22720Ⅱ轴3.35133.16240Ⅲ轴3.25439.2670.59螺旋轴3.18430.5170.59五、齿轮传动的设计计算1.直齿圆锥齿轮的设计1、选择齿轮类型、材料、精度等级选择轴交角∑=90°的直齿圆锥齿轮传动。选择软齿面，由表7-1，选择小齿轮材料40Cr，调质处理，硬度241～286HBS；大齿轮材料ZG35CrMo，调质处理，硬度190～240HBS。运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度。小锥齿轮齿数𝑧1可取17～25。取𝑧1=20，则𝑧2=𝑖1𝑧1=3×20=60，取𝑧2=61，则𝑖1=3.05，∆𝑖𝑖⁄=1.1%5%，传动比误差在允许范围内。2、按齿面接触疲劳强度设计𝑑1≥√4𝐾𝑇1𝜙R𝑢(1−0.5𝜙R)2⋅(𝑍E𝑍H[𝜎H])23①确定各参数数值初选载荷系数𝐾t=1.4；𝑍H=2.5；齿宽系数𝜙R=0.25～0.35，取常用值𝜙R=13⁄；查图7-18得𝜎Hlim1=800MPa；𝜎Hlim2=560MPa。计算应力循环次数小齿轮𝑁1=60𝑛1𝑗𝐿ℎ=60×720×1×(5×300×24)=1.56×109大齿轮𝑁2=60𝑛2𝑗𝐿ℎ=60×240×1×(5×300×24)=5.18×108查图7-19得𝑍𝑁1=0.93；𝑍𝑁2=1.04取安全系数SH=1，计算接触疲劳许用应力[𝜎H]1=𝜎Hlim1𝑍𝑁1𝑆H=800×0.931=744MPa[𝜎H]2=𝜎Hlim2𝑍𝑁2𝑆H=600×1.041=624MPa②确定传动尺寸初算小轮分度圆直径𝑑1t𝑑1t≥√4𝐾𝑇1𝜙R𝑢(1−0.5𝜙R)2⋅(𝑍E𝑍H[𝜎H])23𝑧1=20𝑧2=61𝑁1=1.56×109𝑁2=5.18×108[𝜎H]1=744MPa[𝜎H]2=624MPa5=√4×1.4×46220(1−16⁄)2×(188.9×2.5624)23=59.77mm计算齿宽中点分度圆直径𝑑m1=𝑑1(1−0.5𝜙R)=49.80mm计算齿宽中点处的圆周速度𝜈=π𝑑m1n160×1000=3.14×49.80×72060×1000=1.878ms⁄查图7-7，由于是直齿锥齿轮，降一级精度等级，因此𝐾𝜈=1.14；由表7-2查得使用系数𝐾𝐴=1.00；直齿锥齿轮精度较低，取𝐾𝛼=1；由图7-8查取齿向载荷分布系数𝐾𝛽=1.11；由表7-6，查得弹性系数𝑍E=188.9MPa12；故载荷系数K=𝐾𝐴𝐾𝜈𝐾𝛼𝐾𝛽=1.0×1.14×1×1.11=1.27按K值对𝑑1t修正，即𝑑1=𝑑1t√𝐾𝐾t3=59.77×√1.271.43=57.860mm③确定模数𝑚=𝑑1𝑧1=57.86020=2.89mm取标准值𝑚=3mm。④计算齿轮的相关参数𝑑1=𝑚𝑧1=3×20=60mm𝑑2=𝑚𝑧2=3×61=183mm计算锥角𝛿1=arctan(1𝑢⁄)=18°9′10′′𝛿2=90°−𝛿1=71°50′50′′计算齿宽中点分度圆直径𝑑m1=𝑑1(1−0.5𝜙R)=50.000mm𝑑m2=𝑑2(1−0.5𝜙R)=152.500mm则锥距RR=𝑑1√𝑢2+12=60×√3.052+12=96.293mm确定并圆整齿宽𝑏=𝜙RR=13×96.293=31.09mm⁄圆整为𝑏=32mm。3、校核齿根弯曲疲劳强度𝑑1t=59.77mm𝜈=1.878ms⁄K=1.27𝑑1=57.860mm𝑚=3mm𝑑1=60mm𝑑2=183mm𝛿1=18°9′10′′𝛿2=71°50′50′′𝑑m1=50.000mm𝑑m2=152.500mmR=96.293mm𝑏=32mm6①确定各参数计算当量模数𝑚v=𝑚(1−0.5𝜙R)=2.5mm计算当量齿数𝑧𝜈1=𝑧1cos𝛿1=20cos18°26′6′′=21.082𝑧𝜈2=𝑧2cos𝛿2=60cos71°33′54′′=189.736由表7-4查得，𝑌F1=2.76，𝑌S1=1.56，𝑌F2=2.12，𝑌S2=1.865由图7-17查得𝑌N1=0.89，𝑌N2=0.91；由图7-16查得弯曲疲劳极限𝜎Flim1=600MPa，𝜎Flim2=480MPa；取SF=1.25，得许用弯曲应力[𝜎F]1=𝜎Flim1𝑌𝑁1𝑆F=600×0.891.25=427.2MPa[𝜎F]2=𝜎Flim2𝑌𝑁2𝑆F=480×0.911.25=349.4MPa②验算齿根弯曲疲劳强度𝜎F1=2𝐾𝑇t𝑏𝑚𝑑m1(1−0.5𝜙R)𝑌F1𝑌S1=2×1.27×4622032×3×50×56⁄×2.76×1.56=126.4MPa[𝜎F]1𝜎F2=𝜎F1𝑌F1𝑌S1⋅𝑌F2𝑌S2=126.4×2.12×1.8652.76×1.56=115.4MPa[𝜎F]2满足弯曲强度要求，所选参数合适。直齿圆锥齿轮设计结果如下表4所示名称符号小锥齿轮大锥齿轮模数𝑚3mm锥距R96.293mm齿顶高ℎ𝑎3mm齿根高ℎ𝑓3.6mm齿宽b32mm锥角𝛿18°9′10′′71°50′50′′齿数z2061分度圆直径d60mm183mm由于小齿轮的直径不大，故设计成实心结构，大齿轮直径较大，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。2.斜齿圆柱齿轮传动的设计1、选择材料、热处理方式、精度等级及齿数选择闭式斜齿圆柱齿轮传动。选择软齿面，由表7-1，选择小齿轮材料40Cr，调质处理，硬度241～286HBS；大齿轮材料ZG35CrMo，调质处理，硬度190～240HBS。运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度。取𝑧1=22，则𝑧2=𝑖2𝑧1=3.4×22=75，初选螺旋角β=14°。𝑚v=2.5mm[𝜎F]1=427.2MPa[𝜎F]2=349.4MPa𝑧1=22𝑧2=75β=14°72、按齿面接触疲劳强度设计𝑑1≥√2𝐾𝑇1𝜙d𝘀α⋅𝑢+1𝑢(𝑍E𝑍H[𝜎H])23①确定各参数数值初选载荷系数𝐾t=1.5；由表7-5，取齿宽系数𝜙d=1.0；由图7-12查取节点区域系数𝑍H=2.43；由表7-6，查得弹性系数𝑍E=188.9MPa12；由图7-15查得𝘀α1=0.765，𝘀α2=0.87，𝘀α=𝘀α1+𝘀α2=1.635；由图7-18查取接触疲劳强度极限𝜎Hlim1=800MPa；𝜎Hlim2=560MPa计算应力循环次数小齿轮𝑁1=60𝑛2𝑗𝐿ℎ=60×240×1×(5×300×24)=5.18×108大齿轮𝑁2=60𝑛3𝑗𝐿ℎ=60×70.59×1×(5×300×24)=1.52×108由图7-19查得接触疲劳寿命系数𝑍𝑁1=1.04，𝑍𝑁2=1.12（允许局部点蚀）；取安全系数SH=1，计算接触疲劳许用应力[𝜎H]1=𝜎Hlim1𝑍𝑁1𝑆H=800×1.041=832MPa[𝜎H]2=𝜎Hlim2𝑍𝑁2𝑆H=560×1.121=627.2MPa②确定传动尺寸初算小轮分度圆直径𝑑1t𝑑1t≥√2𝐾t𝑇2𝜙d𝘀α⋅u+1u(𝑍E𝑍H[𝜎H]2)23=√2×1.5×1331601.0×1.635×3.4+13.4×(188.9×2.43627.2)23=55.33mm计算圆周速度𝜈=π𝑑1tn260×1000=3.14×55.33×24060×1000=0.695ms⁄查图7-7的动载系数𝐾𝜈=1.08；由表7-2查得使用系数