(完整word版)单级圆锥齿轮减速器设计.doc

1、设计计算及说明电动机的选择1电动机类型选择按工作要求及条件， 选用一般用途的Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相Pw=27KW异步电动机。2选择电动机容量（1）电动机功率给定为：27KW(2) 计算电动机输出功率 Pd按常用机械传动效率简表确定各部分效率为V 带传动效率=0.96 ，滚动轴承效率=0.99 ，圆锥齿轮传动效率=0.74812=0.95 ，弹性联轴器效率 =0.99 ，卷筒轴滑动效率 =0.96 ，卷筒效率3456=0.88 。P 20.20KWd传动装置总效率为 =2 =0.96 0. 99 2 0.95 0.99 0.96123456 0.88=0.748得出电动机 输出功率 Pd

2、=27KW0.748 20.20KW（3）确定电动机的转速输送机卷筒转速 nw=601000v=6010001.9 120.96r/minnw120.96r/minD300一般可选用同步转速 1000r/min或 1500r/min的电动机作为原动机。通常，V 带传动常用的传动比范围 i1=24,单级缘锥齿轮的传动比范围i2=23，则电动机转速可选范围为= w di1 i2 =120.96 (2 243)=483.841451.52r/minnn符合这一 同步 转速范围 的有 750r/min,1000r/min,1500r/min。 选用750r/min同步转速电机，则电机重量大、价格昂贵；

3、1000r/min,1500r/min电机从重量、价格及传动比等方面考虑，选用Y160M-6型电动机。其相关参数如下：型号额定起动转矩最大转矩中心满载转速额定转矩额定转矩轴径功率高Y160M-67.5KW 970r/min2.02.042mm 160mm结 果- 2 -计算行动装置总传动比及分配各级传动比1. 计算传动装置总传动比i 总 = n m =970 =8.019n w120 .962. 分配各级传动比0 轴电动机轴P 0=Pd=6.10KWn0=nm=970r/minT0=9550 P0=9550 6.10 60.06Nmn09701 轴高速轴P1=P001=5.856KWn0970

4、n1= i1=3323.33r/minT =P1=172.97Nm1 955095505.856n1323.332 轴低速轴P2=P112=5.586 0.99 0.95 5.508KWn1323 .33n2= i 2=2.673120.96r/min2P2=9550 5.808mT =9550120.96434.87Nn23 轴卷筒轴P3=P223=5.508 0.99 0.96=5.234KWn3= nw=120.96r/minT3=9550 P3 =9550 5.234 413.23Nmn3120.96V 带传动设计1. 确定计算功率查表得 KA=1.4 ，则PC=KAP=1.4 7.5

5、=10.50KW2. 确定 V 带型号按照任务书得要求，选择普通V 带。根据 PC=10.50KW及 n1=970r/min ，查图确定选用 B 型普通 V 带。3. 确定带轮直径（1）确定小带轮基准直径根据图推荐，小带轮选用直径范围为125140mm，选择 dd1=140mm。i 总= 8.019P0=6.10KWn0=970r/minT060.06N mP1=5.856KWn1323.33r/min T1172.97NmP25.508KWn2120.96r/min T2434.87NmP3=5.234KWn3=120.96r/minT3=413.23NmPC=10.50KW选用 B型普通

6、V带dd1=140mm- 3 -（2）验算带速v =d d1n1=140 970 7.11m/s1000=60600005m/s v 25m/s, 带速合适。（3）计算大带轮直径dd2= i d d1（ 1- ）=3 140（ 1-0.02 ） =411.6 mm 根据 GB/T 13575.1-9 规定，选取 dd2=400mm4. 确定带长及中心距（1）初取中心距 a00.7 dd1 dd2a02 dd1 dd2得 378a01080， 根据总体布局，取 ao=800 mm(2) 确定带长 Ld：根据几何关系计算带长得dd1d d 22Ldo2a0dd 1 d d 24a02=2 8001

7、40 400140400 2=2469.3624mm800根据标准手册，取L d =2500mm。(3)计算实际中心距a aL d - L d0=2500 - 2469.36mm800022=815.325.验算包角：1180d d2dd 157.3a=180400140 57.3=161.73 120，包角合适 。815.326.确定 V 带根数 ZZ (P0PcP0)K KL根据 dd1=140mm及1=970r/min ，查表得PP0=0.364KWn0=2.11KW,v =7.11 m/s, 带速合适dd2=400mm取 ao=800 mm取 L d =2500mm中心距 a=815.

8、32mm包角 =161.73包角合适- 4 -161 .73K =1.25(15180) =0.956V 带根数 Z 取 5K=1+0.5(lg2500-lg2240)=1.024L则 Z10.50=4.34 ，取 Z=5(2.11 0.364 )0.9561.0247. 确定粗拉力 F粗拉力 F0=247.11N0F0Pc ( 2.51)qv 2=500 vZK查表得 q = 0.17 /m, 则050010.50(2.51)0.17 7.112=247.11NF =7.1150.9568. 计算带轮轴所受压力 Q01=25247.11sin161 .73=2439.76N带轮轴所受压力Q=

9、2439.76NQ=2ZFsin22直齿圆锥齿轮传动设计1. 齿轮得材料及热处理方法小齿轮选用 40Cr，调质处理，齿面硬度为 260HBS。大齿轮选用 45 钢，调质处理，齿面硬度 220HBS， HBS1-HBS2=260-220=40, 合适。=240Mpa,SF=1.3查得 Flim1 =240Mpa,Flim2故F1 =0.7 F lim 1=0.7240=129MpaSF1.3F2=0.7 F lim 2=0.7 195 =195MpaSF1.3粗选 8 级精度粗选 8 级精度小齿轮齿数 Z1 =17取小齿轮齿数 Z1=17，则大齿轮 Z2=172.673=45.441 ，取 Z2

10、=46，实际传462动比 i =大齿轮齿数 Z =46=2.706 ，与要求相差不大，可用。172. 齿轮疲劳强度设计查表，取载荷系数 K=1.1，推荐齿宽系数 R=0.25 0.3, 取R=0.3 。小齿轮上的转矩T1=9550 10 3 P =9550103 5.856 =1.7297 105Nmmn1323.33- 5 -（1）计算分度圆锥角1=arctan Z1 = arctan17 =69.72Z 246 2=90 - 1=90-69.72 =20.28 （2）计算当量齿数v1Z1=17Z =cos 1=18.12cos20.28Zv2=Z2=46cos 2=132.71cos69.

11、72（3）计算模数查的 YF1=3.02, Y F2=2.16因为YF 1=3.02=0.023 ， YF 2= 2.16 =0.011F1 129F 2 195YF1 YF2，故将YF1 代入计算 。 F1F 2 F1 mm3 4KT1YF (1 0.5R)3 41.11.7297(1 0.51.3)u212=22=3.43R Z1F 2.6731 0.3 17129（4）计算大端模数m=mm=3.4310.50.5=4.04R10.3查表取 m=4.5（5）计算分度圆直径d1=mZ1=4.5 17=76.50 mmd2=mZ2=4.5 46=207.00 mm(6) 计算外锥距R=m Z1

12、 u 21 = 4.5 17 2.67321 =109.16 mm22(6) 计算齿宽b=RR=0.3 109.16=32.75 mm取 b1=b2=35mm(7) 计算齿轮的圆周速度齿宽中点处直径 dm1=d1(1- R) =76.50 (1-0.5 0.3)=65.025 mm分度圆锥角 1=69.72 2=20.28 当量齿数Zv1=18.12Zv2=132.71模数 mm=3.43大端模数 m=4.5分度圆直径d1=76.50 mmd2=207.00 mm外锥距 R=109.16 mm齿宽 b1=b2=35mm- 6 -则圆周速度v=dm1 n165.025 323.33=1.10 m

13、/s60100060 1000由表可知，选择 8 级精度合适。3. 验算轮齿弯曲疲劳强度F1=2KT 1YF1=2 1.11.729710 53.02bm2Z 135 4.5217=95.38Mpa =129Mpa, ，故安全。F1F1F1轴的结构设计1. 低速轴的设计（1）确定轴上零件的定位和固定方式( 如图 )(2) 按扭转强度估算轴的最小直径3 Pdmin A0n35.856查表取 A0=105，于是得 dmin 105=27.57 mm323.33(3) 确定轴各段直径和长度1 左起第一段，由于安装带轮，属于基孔制配合，因开有键槽，增大 7% 并圆整，取轴径 35mm，长度 87mm，

14、为了便于安装，轴端进行 2 45倒角。2左起第二段直径取 42mm。根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度 34mm。取轴径 45mm，3左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，长度为 39mm。4左起第四段，仅为轴段的过渡 , 其直径略小于第三段轴，取 42mm，长度取 50mm。齿轮的圆周速度v =1.10 m/s8 级精度合适轮齿弯曲疲劳强度F1 F1 ，安全估算轴的最小直径 dmin=27.57 mm- 7 -5左起第五段为滚动轴承段， 则此段的直径为 45mm。由于还装有挡油环，长度取 52mm。6左起第六段，对轴承右端进行定位，取轴径53

15、mm。长度取 8mm。2. 输出轴的设计（1）确定轴上零件的定位和固定方式( 如图 )(2) 按扭转强度估算轴的最小直径3Pdmin A0n查表取 A0=105，于是得 dmin 10535.234 =36.86 mm120.96(3) 确定轴各段直径和长度1 左起第一段，由于安装联轴器，因开有键槽，轴径扩大 7%并圆整，取轴径 40mm，长度 80mm，为了便于安装，轴端进行 2 45倒角。2左起第二段直径取 46mm。根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度 46mm。取轴径 50mm，3左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，长度为 46mm。m

16、m4左起第四段，对轴承起到轴肩定位作用 , 其直径大于第三段轴，取 60。mm根据整体布局，长度取 90。5左起第五段安装大圆锥齿轮，根据齿轮的孔径，此段的直径取54mm，长度取 60mm。50mm。长度取6左起第六段，为轴承安装段，根据轴承的尺寸，取轴径50mm。估算轴的最小直径 dmin=36.86 mm轴的强度校核由于该轴为转轴，应按弯扭组合强度进行校核计算。1. 作轴的受力简图（ a）- 8 -2. 作轴的垂直面受力图（ d）3. 绘制垂直面弯矩图（1）求垂直面的支反力dFr L2FaRv1=2L 3618.171431543.86207=1982 =1036.81NRv2= Rv1-

17、F r =1036.81-618.17=418.64N（2）求垂直面弯矩MVC1= -R v2L2=-283.76 143=-40577.68N mmM =M +Fd = -40577.68+1543.86 207mmVC2VC1 a=119211.83N22(3) 绘制弯矩图（ e）4. 作轴水平面受力简图（ b）5. 绘制水平弯矩图（1）求支反力RH1= RH2= Ft = 4522 .09 =2261.045N22（2）求水平弯矩MHC=RH2L2=2261.045143=323329.3625Nmm（3）绘制弯矩图（ c）6. 绘制合成弯矩图（1）计算合成弯矩B22M=M VBMHB

18、=0MC1=M VC21M HC2C222M =M VC2M HC=( 40577.68) 2323329.36352=325865.656Nmm119211 .83 2323329 .3635 2=344606.062Nmm(2) 绘制弯矩图（ f ）7. 绘制扭矩当量弯矩图（ g）轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6 ，则当量弯矩为MT=T=0.6 172.97 1000=103782N mm8. 绘制总当量弯矩图（ h）（1）计算总当量弯矩MeB= M B2MT2 =1037822 =103782NmmMeC1= M C21MT2 =325865.65621037822=10

19、3782Nmm- 9 -MeC2= M C21M T2 =344606.06221037822 =359894.487N mm9. 校核轴的强度轴的材料为 45 钢，调质处理， -1 =60Mpa.从总当量弯矩图可以看出，截面 C 为危险截面。截面 C 为齿轮处， dC=54mm，则轴的强度足够，可用bCM eC2359894.478=22.856Mpa1轴的强度足够。=0.1 543 - ，WC-10-轴承的选择及校核主动轴 32309 轴承两对，从动轴 32310 轴承两对。根据要求对从动轴上的轴承进行强度校核。查相关手册，32310 轴承的判断系数 e=0.35 ，当 Fa e 时，Pr

20、 =Fr ；当 FaeP =0.4F +YF ,YFrCFr时， rra=1.7 。轴承基本额定动载荷r =168KN，轴承采用正装，要求寿命为105120 小时。1. 绘制轴承计算简图2. 计算各轴承所受总径向力由轴的计算知： B、D处水平支反力 RH1= RH2=2261.045N，B、D处垂直面支反力 Rv1=1036.81N, RV2=418.64N。r122F =RV 1RH 1Fr2 =RV2 2RH2 2=2261.04521036.812 =2487.43N2261.0452418.642 =2299.47N3. 计算各轴承内部派生轴向力FS1=eFr1 =0.35 2487.

21、43=807.60NFS2=eFr2 =0.35 2299.47=804.81N4. 判断放松、压紧端FS1+Fa=807.60+1543.86=2414.46N FS2故，轴承 2 压紧，轴承 1 放松。则 Fa1=FS1=807.60N , Fa2=FS1+Fa=2414.46N5. 计算当量动载荷对轴承 1F a 1= 870 .60=0.3499 e, P 1=Fr1 =2487.43NF r 12487 .43对轴承 2F a 2= 2414 .46=1.05 e, P 2=0.4Fr2 +1.7 Fa2=5024.37NF r 22299 .47因 P2P1，故按轴承 2 的当量动

22、载荷计算寿命，即取 P=P1=5024.37N6. 轴承寿命校核计算10 6f t C r )106(1 168 10310h() 3L =60 nf p P= 60 120.961.2 5024.37-11-5=8.99 10 h105120h故，所选轴承符合要求。键的选择及校核高速轴与带轮连接选用键A10870p= 4T=4172.971000 =41.18MPa p =100MPa dhl35 860故，该键满足强度要求。输出轴与大齿轮连接选用键A16 1050p4T4434.871000p=100MPa=94.74MPa54 1034 dhl故，该键满足强度要求。输出轴与联轴器连接选用键 A12 8 70p=4T =4434.871000 =93.72MPa p =100MPa dhl40858故，该键满足强度要求。联轴器的选择计算转矩Tca=KAT根据工作情况，查表得KA=1.5 ，则 Tca=KAT=1.5 434.87=652.305N m所以考虑选用弹性柱销联轴器HL4YA4084 GB/T 5014-1985。其主要参数YA4084如下：公称转矩： 1250 N m轴孔直径： 40mm质量： 22Kg转动惯量： 3.4Kg/m2减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用 M12 1.25油