减速器设计说明书(二级圆锥圆柱齿轮减速器)3

1目录1传动简图的拟定………………………………………………22电动机的选择…………………………………………………23传动比的分配…………………………………………………34传动参数的计算………………………………………………45链传动的设计与计算…………………………………………46圆锥齿轮传动的设计计算……………………………………67圆柱齿轮传动的设计计算……………………………………98轴的设计计算…………………………………………………139键连接的选择和计算…………………………………………3010滚动轴承的设计和计算………………………………………3111联轴器的选择…………………………………………………3312箱体的设计……………………………………………………3313润滑和密封设计………………………………………………35设计总结…………………………………………………………36参考文献…………………………………………………………3621传动简图的拟定1.1技术参数：输送链的牵引力：9kN，输送链的速度：0.35m/s，链轮的节圆直径：370mm。1.2工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差±5%。链板式输送机的传动效率为95%。1.3拟定传动方案传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为链传动。方案简图如图。方案图32电动机的选择2.1电动机的类型：三相交流异步电动机（Y系列）2.2功率的确定2.2.1工作机所需功率wP(kw):wP=wwvF/(1000w)=7000×0.4/(1000×0.95)=3.316kw2.2.2电动机至工作机的总效率η：η=1×32×3×4×5×6=0.99×399.0×0.97×0.98×0.96×0.96=0.841（1为联轴器的效率，2为轴承的效率，3为圆锥齿轮传动的效率，4为圆柱齿轮的传动效率，5为链传动的效率，6为卷筒的传动效率）2.2.3所需电动机的功率dP(kw):dP=wP/η=3.316Kw/0.841=3.943kw2.2.4电动机额定功率:dmPP2.4确定电动机的型号因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，其中mP=4kN，符合要求，但传动机构电动机容易制造且体积小。由此选择电动机型号：Y112M—4电动机额定功率mP=4kN,满载转速错误!未找到引用源。=1440r/min工作机转速筒n=60*V/(π*d)=18.0754r/min电动机型号额定功率(kw)满载转速(r/min)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y112M1-4414402.22.3选取B3安装方式3传动比的分配总传动比：总i=mn/筒n=1440/18.0754=79.667设高速轮的传动比为1i,低速轮的传动比为2i,链传动比为3i，减速器的传动比为减i,链传动的传动比推荐6，选3i=5.3，wP=3.316kwη=0.816dP=3.943kw筒n=18.0754r/minn=1500r/min电动机型号：Y112M—4总i=79.6674减i=总i/3i=15.0315,1i25.0减i=3.758,选1i=3.5，则2i=减i/1i=4.29。i=1i2i3i=3.5×4.3×5.3=79.765i=（i-总i）/总i=（79.765-79.667）/79.667=0.123%符合要求。4传动参数的计算4.1各轴的转速n(r/min)高速轴Ⅰ的转速：1n=mn=1440r/min中间轴Ⅱ的转速：2n=1n/1i=1400/3.5=411.43r/min低速轴Ⅲ的转速：3n=2n/2i=411.43/4.3=95.681r/min滚筒轴Ⅳ的转速：4n=3n/3i=95.681/5.3=18.05r/min4.2各轴的输入功率P（kw）高速轴Ⅰ的输入功率：kwpPm96.399.0411中间轴Ⅱ的输入功率：kwpP80.399.097.096.32312低速轴Ⅲ的输入功率：kwpP61.397.098.080.32423滚筒轴Ⅳ的输入功率：kwpP43.399.096.061.325344.3各轴的输入转矩T(N·m)高速轴Ⅰ的输入转矩：111/9550nPT26.26N·m中间轴Ⅱ的输入转矩：222/9550nPT88.20N·m低速轴Ⅲ的输入转矩：333/9550nPT360.32N·m滚筒轴Ⅳ的输入转矩：444/9550nPT1814.76N·m5链传动的设计与计算5.1选择链轮齿数取小齿轮齿数1z=11，大链轮的齿数2z=3i×1z=5.3×11≈58.3取59。5.2确定计算功率查表9-6得AK=1.0，查图9-13得zK=2.5，单排链，功率为caP=AKzK3P=1.0×2.5×3.61=9.025kW5.3选择链条型号和节距根据caP9.025kW和主动链轮转速3n=95.681（r/min），由图9-11得链条1i=3.52i=4.33i=5.31n=1440r/min2n=411.43r/min3n=95.681r/min4n=18.05r/min1P=3.96kW2P=3.80kW3P=3.61kW4P=3.43kW1T=26.26N·m2T=88.20N·m3T=360.32N·m4T=1814.76N·m1z=112z=595型号为24A，由表9-1查得节距p=38.1mm。5.4计算链节数和中心距初选中心距0a=(30～50)p=(30～50)×38.1=1143～1905mm。取0a=1200mm，按下式计算链节数0pL:=2×1200/38.1+(11+59)/2+[(59-11)/2π]2×38.1/1200≈99.74故取链长节数pL=100节由（pL-1z）/(2z-1z）=（100-11）/（59-11）=2.04，查表9-7得1f=0.24421，所以得链传动的最大中心距为：0a=1fp[2pL-(1z+2z)]=0.22648×31.75×[2×128-(11+59)]≈1209.57mm5.5计算链速v，确定润滑方式v=1z3np/60×1000=11×95.681×38.1/60×1000≈0.668m/s由图9-14查得润滑方式为：滴油润滑。5.6计算链传动作用在轴上的压轴力PF有效圆周力：eF=1000P/v=1000×3.61/0.668=5404.2N链轮水平布置时的压轴力系数FpK=1.15则PF≈FpKeF=1.15×5404.2≈6214.8N计算链轮主要几何尺寸mmzpd23.13511180sin38.1180sin11mmzpd86.71559180sin38.1180sin225.7链轮材料的选择及处理根据系统的工作情况来看，链轮的工作状况是，采取两班制，工作时由轻微振动。每年三百个工作日，齿数不多，根据表9-5得材料为40号钢，淬火、回火，处理后的硬度为40—50HRC。p=38.1mmpL=100节滴油润滑1d=135.23mm2d=715.86mm66圆锥齿轮传动的设计计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数6.1.1选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制199012369/TGB齿形角20，顶隙系数*0.2c，齿顶高系数*1ah，螺旋角0m，轴夹角90，不变位，齿高用顶隙收缩齿。6.1.2根据课本表10-1，材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。6.1.3根据课本表10-8，选择7级精度。6.1.4传动比u=2z/1z=3.5节锥角945.15/1arctan1u，055.74945.15902不产生根切的最小齿数：21*minsin/cos2haZ=16.439选1z=18，2z=u1z=18×3.5=636.2按齿面接触疲劳强度设计公式：1td≥2.9232125.01uKTZRRHE6.2.1试选载荷系数tK=26.2.2计算小齿轮传递的扭矩1T=95.5×1051P/1n=2.63×104N·mm6.2.3选取齿宽系数R=0.36.2.4由课本表10-6查得材料弹性影响系数12189.8EZMPa。6.2.5由图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa，大齿轮的接触疲劳极限lim2550HMPa。6.2.6计算应力循环次数9111015.41030082114406060hjLnN9121018.1/uNN6.2.7由图10-19查得接触疲劳寿命系数87.01HNK90.02HNK6.2.8计算接触疲劳许用应力MPaSKHNH52260087.0/1lim11MPaSKHNH49555090.0/2lim221z=182z=6376.2.9试算小齿轮的分度圆直径代入H中的较小值得1td≥2.9232125.01uKTZRRHE=63.325mm6.2.10计算圆周速度v825.53)3.05.01(325.635.0111Rtmddmm)100060/()(11ndvm=（3.14159×53.825×1440）/（60×1000）=4.058m/s6.2.11计算载荷系数齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查表10-2得AK=1.0。由图10-8查得动载系数VK=1.1。由表10-3查得齿间载荷分配系数HK=FK=1.1。依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表10-9得轴承系数beHK=1.25由公式HK=FK=1.5beHK=1.5×1.25=1.875接触强度载荷系数K=AKVKHKHK=1×1.1×1.1×1.875=2.276.2.12按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径311/ttKKdd=63.325×32/27.2=66.06mmm=1d/1z=66.06/18=3.67mm取标准值m=4mm。6.2.13计算齿轮的相关参数1d=m1z=4×18=72mm2d=m2z=4×63=252mm945.15/1arctan1u=42'56152=90-1=7418'304.131215.37221221udRmmm=4mm1d=72mm2d=252mm86.2.14确定并圆整齿宽b=RR=0.3×131.04=39.3mm圆整取mmB402mmB4516.3校核齿根弯曲疲劳强度6.3.1确定弯曲强度载荷系数K=AKVKFKFK=2.066.3.2计算当量齿数1vz=1z/cos1=18/cos42'5615=18.72vz=2z/cos2=63/cos7418'3=229.36.3.3查表10-5得1FaY=2.91,1SaY=1.53,2FaY=2.29,2SaY=1.716.3.4计算弯曲疲劳许用应力由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.82，2FNK=0.87取安全系数FS=1.4由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限1FN=500Mpa2FN=380Mpa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力MPaSKFFNFNF85.2924.1/50082.0/111MPaSKFFNFNF14.2364.1/38087.0/2226.3.5校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式FRSaFaFzbmYYKT22111)5.01(2MPazbmYYKTRSaFaF183.05.0144053.191.22630006.22)5.01(2221221111