二级锥齿-圆柱齿轮减速器设计说明书课件

1、一、 传动装置总体设计1. 选择电动机电动机功率计算工作机功率PwPw=Fv1000w=2400×1.51000×0.96=3.75kW w工作机效率，带式输送机取w=0.96电动机输出功率PdPd=Pwa=3.750.88=4.26kW a传动装置总效率a=122346=0.992×0.97×0.98×0.996=0.88 1联轴器传动效率，0.990.995，取1=0.99，共两个 2锥齿轮传动效率，取2=0.97 3圆柱齿轮传动效率，取3=0.98 4球轴承传动效率，取4=0.99，共6个电动机转速计算工作机转速nwnw=1000

2、5;60vD=1000×60×1.5260=110.18r/min V输送机带速（m/s） D卷筒直径（mm）电动机转速n0n0=nwi总=110.18×12=1322.16r/min i总总传动比，二级圆锥-圆柱齿轮减速器i总=815，本设计中初选i总=12选定电动机由P=4.26kW，n=1101.8r/min，查手册，选定电动机型号（Y系列）：Y132M-4同步转速：n=1500r/min满载转速：nm=1440r/min额定功率：P额=7.5kW2. 传动比分配i总=nmnw=1440110.18=13.07 i总=i减=13为避免圆锥齿轮过大，制造困难，

3、推荐i锥=23故选i1=i锥=3，则i2=i圆柱=43. 计算各轴的转速（n），功率（P），转矩（T）各轴转速（n）电动机轴：nm=1440r/minI轴：n =nm =1440r/minII轴：n =n n1 =14403=480r/minIII轴：n =n n2 =4804=120r/min各轴输入功率（P） 电动机轴:Pd=Pw总=3.750.88=4.26kWI轴：P=Pd1=4.26×0.99=4.22kWII轴：P=P12=4.22×0.98×0.992=4.05kW III轴：P=P23=4.05×0.98×0.992=3.89k

4、W各轴输入转矩（T） 电动机轴：Td=9550Pdnm=9550×4.261440=28.25NmI轴：T=Td=28.25NmII轴：T=T12=28.25×0.98×0.992=27.13Nm III轴：T=T23=27.13×0.98×0.992=26.06Nm二、 高速级齿轮设计1. 选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动，压力角n=20°输送带为一般工作机械，速度不高，故选用7级精度材料选择，根据教材表10-1 小齿轮选用40Cr，调质处理，硬度为250HBS， 大齿轮选用45刚，正火处理，硬

5、度为200HBS 二者硬度差为50HBS 选小齿轮齿数z1=22，则z2=z1i1=22×3=66，取z2=67 齿数比u=6722=3.052. 按齿面接触疲劳强度计算d1t34KHtT1R(1-0.5R)2u(ZHZEH)2试选KHt=1.3小齿轮传递的转矩T1=28.25NmR齿宽系数，取R=0.3由图10-20查得区域系数ZH=2.5由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa计算接触疲劳强度许用应力H 由图10-21d,c查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： Hlim1=530MPa Hlim2=390MPa 由式（10-15）计算应力循环次数 N1=60n

6、1jLh=60×1440×1×8×300×10=2.07×109 N2=N1u=2.07×1093.05=0.68×109 由图10-23查得解除疲劳寿命KHN1=0.96, KHN2=1.05 取失效概率1%，安全系数S=1，由式（10-14）得： H1=KHN1Hlim1S=0.96×5301=508.8MPa H2=KHN2Hlim2S=1.05×3901=409.5MPa 取H1，H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力， 即H=H2=409.5MPa试计算小齿轮分度圆直径，带入以上数

7、据得：d1t34×1.3×28.25×1030.3×（1-0.5×0.3）2×3.05×（2.5×189.8409.5）2=66.82mm调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据a. 圆周速度vm dm1=d1t1-0.5R=66.82×1-0.5×0.3=56.80mm vm=×dm1n160×1000=×56.80×144060×1000=4.28m/sb. 当量齿轮的齿宽系数d b=Rd1tu2+12=0.3×66.82

8、15;3.052+12=32.17 d=bdm1=32.1756.80=0.57计算实际载荷系数KHKH=KAKVKHKH=1×1.2×1×1.206=1.45a. 由表10-2查得使用系数KA=1b. 根据vm=4.28m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.2c. 直齿圆锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KH=1d. 由表10-4，用插齿法查得7级精度，小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数KH=1.206由式（10-12）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1d1=d1t3KHKHt=66.82×31.451.3=69.29mm及相应的齿轮模

9、数mm=d1z1=69.2922=3.15mm3. 按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10-26）校核齿根弯曲疲劳强度F=KFtYFaYSabm(1-0.5R)FK=KH=1.45计算YFa，YSa由分锥角1=arctan1u=18.15° 2=90°-1=90°-18.15°=71.85°当量齿数zv1=z1cos1=23.15 zv2=z2cos2=215.08查表10-5得：YFa1=2.68，YFa2,2.06 YSa1=1.583，YSa2=1.97因小齿轮的YFaYSa之积大于大齿轮，故取小齿轮YFaYSa=2.68×1.583

10、=4.24计算FtFt=2T1m(1-0.5R)z1=2×28.25×1034×1-0.5×0.3×22=755.35N由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88 由图10-20（c）查得齿根弯曲疲劳强度Flim1=450MPa，Flim2=420MPa 取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1=KFN1Flim1S=0.85×4501.4=273.21MPaF2=KFN2Flim2S=0.88×4201.4=264MPa 因F2较小，故F=F2=264MPa带入上述数据，求得FF=1.45×

11、755.35×4.2432.17×（1-0.5×0.3）=169.83MPaF高速级齿轮传动尺寸如下：模数mm4齿数z z122 z267分度圆直径d d1=mz188 d2=mz2268齿顶圆直径da da1=d1+2mcos195.60 da2=d2+2mcos2270.49齿宽b b1=b2=RR35锥距R R=du2+12 平均分度圆直径dm dm1 dm2当量分度圆半径rv rv1 rv2当量齿数zv zv1 zv2当量齿轮齿数比uv平均模数mm三、低速级齿轮设计1. 选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动输送带为一般工作

12、机械，速度不高，故选用7级精度材料选择，根据教材表10-1 小齿轮选用40Cr，调质处理，硬度为250HBS， 大齿轮选用45刚，正火处理，硬度为200HBS 二者硬度差为50HBS 选小齿轮齿数z1=20，则z2=z1i1=20×4=80，取z2=81 齿数比u=8120=4.05选取螺旋角，初选=14°2.按齿面接触疲劳强度计算d1t32KtT2du±1u(ZHZEH)2试选Kt=1.6小齿轮传递的转矩T2=27.13Nm由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa由图10-20查得区域系数ZH=2.433由图10-26查得1=0.765，2=0.

13、87，则=1+2=1.635计算接触疲劳强度许用应力HH=H1+H22 a. 由图10-21d,c查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： Hlim1=530MPa Hlim2=390MPab.由式（10-15）计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60×1440×1×8×300×10=2.07×109 N2=N1u=2.07×1094.05=0.51×109 c. 由图10-23查得解除疲劳寿命KHN1=1.05, KHN2=1.1 取失效概率1%，安全系数S=1，由式（10-14）得： H1=KHN1Hlim

14、1S=1.05×5301=556.5MPa H2=KHN2Hlim2S=1.1×3901=429MPaH=556.5+4292=492.75试算小齿轮分度圆直径d1td1t32×1.6×27.13×1031.1×1.6355.052（2.433×189.8492.75）2=47.48mm计算圆周速度vv=d1tn260×1000=×47.48×48060×1000=1.19m/s计算齿宽b及模数mntb=dd1t=1.1×47.48=52.23mmmnt=d1tcosz1=4

15、7.48×cos14°20=2.30mmh=2.25mnt=2.25×2.30=5.18mmbh=52.235.18=10.08计算纵向重合度=0.318dz1tan=0.318×1.1×20×tan14°=1.74计算载荷系数KK=KAKVKHKH=1×1.07×1.2×1.311=1.683 KA=1 根据v=1.19,7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.07 由表10-4查得KH的值与直齿轮相同，KH=1.311由表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.2按实际的载荷系数校正

16、所算的分度圆直径d1=d1t3KKt=47.48×31.6831.6=48.29mm计算模数mnmn=d1cosz1=48.29×cos14°20=2.34mm3.按齿根弯曲强度校核F=KFtYFaYSaYbmnFK=KH=1.683 YFa斜齿轮齿形系数，按当量齿数zvzcos3,由表10-5查得 zv1=z1cos3=20cos314°=21.89， zv2=z2cos3=81cos314°=88.67 YFa1=2.724，YFa2=2.202 YSa斜齿轮的应力校正系数，YSa1=1.569，YSa2=1.779 Y螺旋角影响系数，查图

17、10-28，Y=0.875因小齿轮的YFaYSa之积大于大齿轮，故取小齿轮YFaYSa=2.68×1.583=4.274计算FtFt=2T2d1=2×27.13×10348.29=1123.63由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88 由图10-20（c）查得齿根弯曲疲劳强度Flim1=450MPa，Flim2=420MPa 取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1=KFN1Flim1S=0.85×4501.4=273.21MPaF2=KFN2Flim2S=0.88×4201.4=264MPa 因F2较小，故F=F2=2

18、64MPa带入上述数据，求得FF=1.683×1123.63×4.274×0.87552.23×2.34×1.635=35.39MPaF低速级齿轮传动尺寸如下：四、高速轴的结构设计计算电动机功率P=7.5kW，转速n1=nI=1440r/min齿轮机构参数列于下表：级别z1z2mt/mmnha*齿宽/mm高速级22673.1520°1大锥齿轮轮毂长L=351. 高速轴I轴的功率P，转速n ，转矩TP=P1=7.5×0.99=7.425kWn =1440r/minT=9550Pn =49.24Nm2. 作用在小齿轮上的力Ft=

19、2T1m(1-0.5R)z1=2×28.25×1034×1-0.5×0.3×22=755.35NFr=Fttancos1=755.35×tan20°cos18.15°=261.25NFa=Fttansin1=755.35×tan20°sin18.15°=85.64N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示：3. 初步确定轴的最小直径按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取T=30MPa,A0=115，于是得：dminA03Pn=1

20、15×37.4251440=19.86mmP轴传递的功率，kWn轴的转速，r/min 高速轴的最小直径即为安装联轴器处的直径dI-II,如图：， 为使所选的轴直径dI-II与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则Tca=KAT1=1.3×49.24Nm=64.012Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003,选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160 Nm,半联轴器的孔径dI=20mm，故取dI-II=20mm，半联轴器长度L=52m

21、m，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=27mm4. 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为满足半联轴器的轴向定位需求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径 dII-III=26mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=27mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上面而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L1略短一些，现取 lI-II=25mm初步选择滚动轴承。因第一组轴承同时受有径向力和轴向力的作用，且锥齿轮为悬臂布置，故选用双列圆锥滚子轴承。参照工作要求，并根据dII-III=26mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、便准精度级的双列圆锥滚子轴承351306E，其尺寸为d×D×B1=30mm×72mm×47mm；第二组轴承只承受径向力，故选用圆