二级圆锥-圆柱齿轮减速器轴的方案设计

1目录一、设计任务3二、电动机的选择和计算4三、传动比6四、传动装置的运动和动力参数7五、齿轮的设计计算9六、箱体的设计计算14七、二级圆锥—圆柱齿轮减速器轴的方案设计16八、轴承的校核23九、键的选择与校核27十、轴承的润滑及密封29十一、设计小节30一、设计任务2带式输送机的原理是通过传动装置给皮带传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下：带式输送机传动装置设计1.原始数据和条件1)推力F=4000N；2)推头速度V=0.85m/min；3)工作情况：两班制，常温下连续工作，空载起动，载荷平稳；4)使用折旧期10年。2..参考传动方案二、电动机的选择和计算1、类型：按工作要求和条件，选用三相笼式异步电动机，封闭式结构；电压380v，Y型。32、容量：,1000wdwaPFvPPKw工作效率1000daFvPη　ηⅠⅡⅢⅣηηηηηηη由电动机至运输带的传动总效率为4212345a其中12345,,,,分别代表轴承、弹性联轴器、圆锥齿轮、圆柱齿轮、卷筒的效率。查表1，取1=0.98，2=0.993=0.96，4=0.97，5=0.964242123450.940.990.960.970.960.81a40000.854.2100010000.81daFvPkw3、电机转速卷筒轴工作转速为：6010006010000.85583.14280vnDr/min按表1推荐的传动比合理范围，取二级圆锥—圆柱齿轮减速器传动比'1025ai故电动机转速的可选范围为''(1025)585801450daninr/min符合这一范围的同步转速有750，1000，1500r/min根据容量和转速，由有关手册查出有三种传动比方案：方案电动机型号额定功率电动机转速r/min电动机重量kg同步转速满载转速41Y132S—45.5kw15001440812Y160M—85.5kw7507201253Y132M2—65.5kw100096085综合比较而言，选定方案3比较合适，因此选定电动机型号为Y132M2—6其主要性能如下：型号额定功率KW满载时起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速r/min电流（380v时）A效率%功率因数%Y132M2—65.59606.585.3846.52.02电动机主要外形和安装尺寸列于下表：单位：mm中心高H外形尺寸(/2)LACADHD底脚安装尺寸AB地脚螺柱孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD1325153453152161781238801041三、传动比51、总传动比满载传动mn=960r/min96016.5558mnnin2、分配传动装置传动比减速器传动比为：16.55i3、分配减速器的各级传动比圆锥齿轮传动比为：110.250.2516.554.143,3iii令圆柱齿轮传动比为：2116.555.523iii四、传动装置的运动和动力参数1、各轴转速Ⅰ轴960/minImnnr6Ⅱ轴1320/minIIInnriⅢ轴232057.97/min5.52IIIIInnri卷筒轴57.97/minIVIIInnr2、各轴输入功率IP＝dP×212＝4.2×20.980.99＝4.16kWIIP＝IP×13＝3.910.980.963.91kWIIIP＝IIP×123.720.980.993.61kW*3、各轴输出功率Ⅰ轴'0.984.160.984.08IIPPKWⅡ轴'0.983.910.983.83IIIIPPKWⅢ轴'0.983.720.983.65IIIIIIPPKW4、各轴输入转矩电动机轴输出转矩：420955041.78.960dTNmⅠ轴IT＝01241.780.9941.36.ddTTNmⅡ轴112133341.360.980.96116.73.IIIITTiTNmⅢ轴223214116.735.520.980.97612.52.IIIIIITTiTiNm卷筒输入转矩：12612.520.980.99594.27.IVIIITTNm5、各轴输出转矩Ⅰ轴'0.9841.360.9840.53.IITTNmⅡ轴'0.98116.730.98114.39.IIIITTNmⅢ轴'0.98612.520.98600.27.IIIIIITTNm卷筒轴'0.98594.270.98582.38.IVIVTTNm76、运动和动力参数计算结果整理与下表轴名效率P（KW）转距T(NM)转速nmin/r传动比i效率输入输出输入输出电动机4.2041.789601.000.99Ⅰ轴4.164.0841.3640.539603.000.94Ⅱ轴3.913.83116.73114.313205.520.95Ⅲ轴3.723.65612.52600.2757.971.000.97卷筒轴3.613.54594.27582.3857.97五、齿轮的设计计算选用齿轮类型、精度等级、材料和齿数1、选直齿圆锥齿轮传动为高速传动，直齿圆柱齿轮为低速传动；2、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）;3、材料选择，由表10—1选择两小齿轮材料都为40Cr（调质）、硬度为280HBS；两大齿轮材料都为45号钢（调质）、硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS.8（一）高速级齿轮传动的设计计算1、选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮Z112zi=32472。2、按齿面接触强度计算：由计算公式2131(1)2.92()[]tEtdHkTZudu进行计算1)确定公式内的各计算值：(1)试选定载荷系数tK1.3(2)计算小齿轮的转距：411195.54.05310.PTNmn(3)查表选得齿宽系数0.3R(4)由表10—6得，材料的弹性影响系数218.189MPZE(5)小齿轮的lim1650,HMPa大齿轮的lim2550,HMPa(6)由公式计算压力循环次数假设一年工作300天1160hNnjL=960960112830010)2.7651098122.765109.216103NNu(7)由图10—9查得接触疲劳寿命系数10.92HNK，21.0HNK，(8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全叙述为S=1，得可得:1lim11[]0.92650598HNHHKMPaS2lim22[]1.0550550HNHHKMPaS2）计算⑴计算小齿轮的分度圆直径,1td代入[]H中的较小值322133122(1)189.81.340.53102.92()()2.9262.166(1)[]5500.3(10.3)3EtRRHKTZudmmuu⑵计算圆周速度v：113.1462.1669603.125/601000601000tdnvms⑶计算齿宽b:2111062.1660.329.4922RtRubRdmm⑷计算齿宽与齿高之比b/h模数：1162.1662.59024ttdmmmZ齿高：2.252.252.5905.83thmmm则/29.49/5.835.06bh⑸计算载荷系数根据v=3.125m/s，8级精度，查得动载系数Kv=1.12取2.1FHKK由表10—2查得使用系数：1.0AK由表10—9查得1.00HbeK9则1.51.5FHHbeKKK故载荷系数11.1211.51.68AVHHKKKKK⑹按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，311ttKddK31.682.01062.16667.711.3mm⑺计算模数m：1167.712.8224dmmmz取3mmm3）按齿根弯曲强度设计：(1)由式10—23得弯曲强度的设计公式为132221()4[](10.5)1FaSaFRRYYKTmzu确定各项计算值：1)由图10—20c查得小齿轮的弯曲强度极限：1550FEMPa，大齿轮的弯曲强度极限为MPaFE38022)由图10—18查得弯曲疲劳寿命系数10.87FNK，20.90FNK3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，S=1.4，由式（10—12）得[]F=110.87550341.791.4FNFEKMPaS[]F=220.90380244.291.4FNFEKMPaS4)计算载荷系数K11.1211.51.68AVFFKKKKK查取齿型系数2.65FaY，22.236FaY，查取应力校正系数得：11.58saY,21.754saY5)计算大、小齿轮的[]FaSaFYY，并加以比较1112.651.580.01225[]341.79FaSaFYY22.2361.7540.01605[]244.29FaSaFYY⑵设计计算3133222221()441.6840.53100.016052.229[]0.3(10.15)2410(10.5)1FaSaFRRYYKTmzu对'H计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m大雨由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.142，并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度计算得的分度圆直径167.71d，算出小齿轮齿数1167.7127.084282.5dZm大齿轮齿数2132884ZuZ这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑、避免浪费。4、几何尺寸计算1)计算分度圆直径1011282.570dzmmm22842.5210dzmmm2)计算中心距127021014022dda3)节锥顶矩2212.528131110.68022mZRumm4）节圆锥角11118?26'6''3arctgarctgu°2190-7133'54''5）大端齿顶圆直径小齿轮a111d2cos7022.5cos1826'6''74.743dmmm大齿轮a222d2cos21022.5cos7133'54''211.581dmmm6)齿宽0.3110.68033.20RBRmm取2135,40BmmBmm7)验算411224.05310115870tTFNd1115834.0610034AtKFNNmmb所以设计符合条件。（二）低速级齿轮传动的设计计算１、齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢（调质）。齿面渗碳淬火，硬度为250HRC。（2）齿轮精度：按GB/T10095－1998，选择8级，齿根喷丸强化。2、试选小齿轮的齿数为1Z=17，2Z=125.521793.84,94uZZ取3、按齿面接触强度计算由计算公式d2131(1)2.32()[]tEtdHkTZuu进行计算1)确定公式内的各计算值：⑴试选定载荷系数tK1.3；⑵计算小齿轮的转距，由前面算得：511.1