二级圆锥圆柱齿轮减速器说明书

CONTENTSTOC\o"1-5"\h\z一，设计任务书 3二，总体方案分析 4三，电动机的选择 4四，传动比的分配 6五，计算传动装置的运动和动力参数 7\o"CurrentDocument"六，高速级圆锥齿轮的计算 8\o"CurrentDocument"七，低速级圆柱齿轮的计算 13\o"CurrentDocument"八，链传动的设计计算 13九，减速器轴的结构设计 15十，减速器轴的强度校核计算 18\o"CurrentDocument"十一，滚动轴承的选择及计算 22十二，键连接的选择及校核计算 25十三，联轴器的选择 26十四，箱体尺寸大的设计 27十五，其它轴系部件的确定 2930十六，设计小结30十七，附图介绍运输机相关参数和工作条件一，设计任务书介绍运输机相关参数和工作条件设计题目：链式输送机的专用传动装置原始数据：运输连牵引力F=6kN；运势练速度v=0.8m/s,运输连轮节圆直径D=518mm;输送机效率、二0.96；输送带速度允许误差为±5%工作条件：室内，灰尘较多；动力来源：电力，三相交流，电压380V；检修间隔期：三年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。传动方案：二级展开式圆锥-圆柱齿轮减速器介绍展开式二级减速器的特点介绍展开式二级减速器的特点根据情况选择Y系列全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机。工作机所需功率P=4.8kWW总效率”0.85电动机效率P--P--W=5.6kWr二，总体方案分析本题方案有两个传动部分组成，即链传动和减速器齿轮传动。由于减速器工作环境比较恶劣，而且要求平稳高效率的传动，故选用链传动，一是可以更好的在恶劣的环境中工作（如高温和潮湿的环境），还可以保证准确的平均传动和高效率的传动。而且，链传动的整体尺寸较小，结构较为紧凑。减速器部分是本次课题的重点设计部分，本课题中的减速器是展开式圆锥-圆柱齿轮减速器。展开式的减速器结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端。可使轴在转矩作用下产生的扭矩变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。三，电动机的选择1,电动机的类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：两班制，工作环境较恶劣，380v交流电，选用Y系列全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机。2，电动机的容量

1）工作机所需功率PW根据公式p二士匕,F为运输牵引力，V为w1000^W运输链速度。由此得出：P=6000义0.8Kw=48kww10002）计算传动装置总效率”由于动力经过一个传动副或者运动副就会发生一次损失，故多级串联总效率””“1 2 w本题中：^ 链传动效率 n=0.961n 对滚动轴承的效率，本题中一共3对滚动轴承，n=0.992n 圆柱齿轮的传递效率，3n=0.983n 圆锥齿轮的传递效率，4n=0.984n 联轴器效率，n=0.9815 1 5n 运输机效率，n=0.966 6「E刃"R”n=0.851 2 3 4 5 6所以电动机效率P二PwrH5.6kW3）运输机的转速nw60x1000v 60x1000x0.82 .n= = =29.5r：'minw 口D 口x518n=29.5r/min选择Y132M2-6确定传动比i=3.1701i=4.0332i=3.1023方案电动机型号满载转速总传动比1Y112M2-6144019.962Y132M2-696039.6633Y132S-4144059.494比较三个方案，选择方案2比较合适。所选电机的基本参数如下：Y132M2-6额定功率P0同步转速满载转速电压电流功率因数5.51000.rmin960r/min380V12.6A0.78质量总传动满载扭电动机电动机电动机

比矩外伸轴直径D外伸轴长度E中心高H84kg21.522.038mm80mm132mm四，传动比的分配总传动比的分配链传动i=3.170,减速器传动比1i=i/=39.663Z =12,512f/i /3.1701考虑到两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的浸油深度。两级齿轮减速器高速级传动比i和低速级传2动比i的比值取为1.3,即i=1,3i。3 2 3则i=J1.3i=J1.3x12.512=4.033；i3=力=口勺/回=3，1022 f ， 2五，传动装置的运动和动力参数计算1,各轴转速的计算n=960r/.0 /minn=n/=238r/.i/1 /min2n广力=23%,102=76,7243nIfn/i=76.7243.170=24.2,赢1n=n=n=24.2IVIII2,各轴输入功率P=5.474kwdTOC\o"1-5"\h\zP=PFF=5.474x0.99x0.98=5.31kwI d24P=PF-n=5.31x0.99x0.98=5.15kwII I23P=P-n-n=5.15x0.99x0.96=4.89kwIII II21P=P-n=4.89x0.98=4.79kwIV III 63,各轴输入转矩T=9550P/=9550x5.474 =54,455〃,md /n 9960oT=9550P/=9550x5.31/ 213n・mi ,In /238iT=9550P.=9550x5.15/ 641.03n・mII I1n ,76.724IIT=9550PJ9550x4.8% 1929.7n.mIn IIIn 24.2IIIT=9550x479,；/0=1890.26n-mIV 224.2六，高速级齿轮的设计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。输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。材料选择引用教材表10-1选择小齿轮45钢，调制处理，平均硬度为235HBS。大齿轮材料为45钢，正火，硬度为190HBS，二者硬度差为45HBS。选小齿轮齿数z1=24,则z=iz=4.033x24=96.79，取2 21z2=97。齿数u=9724=4.0422,按齿面接触疲劳强度计算

,ccc3!Z KTd>2.92p-^q•—f —1 %k」。Q-0.54上uH H R R一般取o=1/3RR R教材表10-6查的材料的弹性影响系数Z:189.8所E已经算出t二T二54.455n・m；U=4.0421 d查表得k=KKKK=1.15x1.2x1.4x1.098=2.34VaB

5)查表得Khn1=1.01,0Mlm1=550mpa,取5)查表得Khn1=1.01,0Mlm1=550mpa,取S=1计算口hIKHN1pHlim1S=555.5mPa则422.92；（黑2.3x54.455x103 「 =64.7mm0.3x(1-0.5x0,3)2x4.042_d64.7_所以，模数m=I='=2.69，取标准m=3mm。大端分度圆直径d1=mz1=3x24=72>64,7齿轮相关参数:1)取Z1=22，贝 d1=mz1=22x3=66 ；d2=mz2=22x4.033=88.7，取z2=89，d2=3x89=247mm节锥顶钜：R=2'1+"==66(1+4.04221137.408mm61=arctan—=arctan---=13°53'33'、

u4.04262=76。6、26、、大端齿顶圆直径:小齿轮：d1=d、+2mcos6尸71.85mma1 1 1大齿轮：d.=d、+2mcos6=231.3mma22 2

齿宽b=。R•R=0.3x137.408=41.22mm取b1=b2=42mm3,按齿根弯曲强度计算mN1 4Ki।.”丫4R(1-0.54R)2Z12V1+u2 6f」1)已得出T1=213NM；Z1=24；u=4.042；K=KAKVKFaKFP=2.3 2)查表10-5得YFa尸2.65 Yp。2=2.20Y=1.58 Y=1.78Sa1 Sa23)查图10-20C得q=420mPa ,0=320mPaF1 F2根据公式N=60njLb,查的KFN1=0.91,KFN2=0.92LI KFN1q10.91x420 D、工匕6/=FN_—= =273mPa计算F1 1.4 1.4r]0.92x320..nD6」= =210mPaF2 1.4YoS4计算大小齿轮弋方的并加以比较Y.•Y〃2.65x1.58八…0Fa1俨1= =0.015361 273F1YF2-YS22.2178 八八[q乙Fa2~iSa2= =0.01866. 210F2大齿轮的数值大计算（按大齿轮计算）:3m>: 4KT1[巾R(1—0.5必)2Z12V.-1+u24x213x103x2.30.3x(1—0.5x0.3)2x242xV1+4.0332=3.01mmx0.0186和之前计算得m值一致，则齿轮参数如下:1)Z1=22，则Id]=mz1=22x3=66；z2=z1xi2=22x4.033=88.7,取z2=89，d2=3x89=247mm2）节锥顶钜：尺二小丘）*（1+4.0422）=137.408mm。、51=arctan—=arctan---=13。53'33''3) u 4.04252=76。6'26''4)大端齿顶圆直径：小齿轮：d1=d、+2mcos5尸71.85mma1 1 1大齿轮：d。=d、+2mcos5=231.3mma2 2 25)齿宽b=0R•R=0.3x137.408=41.22mm取b1=b2=42mm6)平均分度圆直径 dm=d(1-0.5X。r)dm1=d1(1-0.5x。R)=66x0.85=56.1mmd。=d(1-0.5X。)=267x0.85=226.95mmm2 2 Rd7)当量分度圆半径 *=2cos5r=—im—=\"I=31.2mm丫12cos51 2x0.91d. 226.95 1cm0r= m—= =1260.8mm丫22cos52 2x0.098)当量齿数ZvZ=d1=G=-66=73.3vm cos5 0.9m1 1

d z 247Z、=3=2=__=2470vm.cosb 0.1m2 29)当量齿轮的齿数比u二还二坐二33vz, 73.7V110)平均模数mm=m(1-0.5。R)=3x0.85=2.55

高速级齿轮传动的尺寸如下：m95名称计算公式结果模数M齿数4Z2分度圆直径d=mzd[=mz1=22x3=66mmd2=mz2=3x89=267mmmm齿顶圆直径da=d+2mcos6d.=d.+2mcos6=71.85mma1 1 1d.=d、+2mcos6.=231.3mma2 2 2齿宽bER•Rb1=b2=42mm节锥顶钜R-dt)2137.408mm平均分度圆直径dm=d(1-0.5X。r)dm]=d1(1-0.5x。R)=66x0.85=56.1md产d(1-0.5X。)=267x0.85=226.m2 2 R

当量分度圆半径dr二——m^v2cosbd, 56.1crcr,= m—= =31.2mmv12cosS1 2x0.91d. 226.951 0r= m2—= =1260.8mmv22cosS2 2x0.09当量齿数Zvd zz=--= —vmcosSmZ="=z1=66=73.3vmcosS0.9m1 1Z2=幺=-z^=247=2470vm.cosS0.1m2 2当量齿轮的齿数比u=zv2vz1v1z22470-u=—v2= =33vz, 73.7v1平均模数mm=m(1-08R)2.55七，低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计和高速级齿轮的设计是一样的，其中包括齿面解除疲劳强度计算、齿根弯曲强度计算和校核。计算过程省略，得一下数据：名称 计算公式 结果

法面模数m3.0mm法面压力角a20。齿数431Z297传动比i33.102分度圆直径d193mmd2291mm齿顶圆直径da1=d1+2ha*m99mmda2=d2+2ha*m297mm中心矩m(z1+z2)a= 2cosP192mm齿根圆直径df=d-2(ha*+c*)mdf1=84mmdf2=282mm齿宽BB1=98mmB2=93mm八，链传动的设计传动比:3.170主动轮转速n=7口=24.2rmin虚拟电动机额定功率P=P1n=4.89kw⑴轮齿取Z1=19，则Z2=i•Z1=3.17X19=60.23，取Z2=612)计算功率查表9-6，k=1.5A查图9-13,kz=1.35 单排链Pca=kAkp=1.5X1.35X4.89=9.9kW链条型号和节距由P和n查表选型号32A，查表9-1，p=50.8mmca连接和中心矩初选a0=(30~50)p=(30~50)x50.8=(1500~2500)mm取a0=1800mm

Lo=2a0Lo=2a0+

p0Pz1+zz一z1、p2+(^——1)2—2兀 a050.8=112.13,61-19、50.8+( )2 2兀 1800取Lp二112mm查表9-7「0.24467最大中心矩a=f1P[2Lp-(z1+z2)]最大中心矩=0.24467x[2x112-(19+61)]=1789.8mm链速v和润滑方式v二%zL二60X100024.2x19x50.860X1000=0.389m/s查图9-14采用地油润滑压轴力Fp有效圆周力Fe=1000p=1000x&9a12570.69Nv0.389水平布置K=1.15FaK•Fe=1.15x12570.69=14455.5NFp pFp九，轴的结构设计（一）轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调制处理。按扭矩强度法进行最小直径估算，即：d二a03P。minVn除算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%~7%，两个键槽增大10%~15%，a值查表0可知，对于45钢a为103~126.确定高速轴a=126，0 01中间轴A二120，低速轴A二112。02 03

』 A3辰d,15.474高速轴：d"-A014-126x、960-22.5m,最小直径处要安装一键槽来连接联轴器dimin=dlmin(1+7%)=24.09帆帆,取d1mm=25mm3!p 3531六d2=Ai—=120x =33.78mm口口中间轴：min02\n \238 ，取d,=35mm2 2mmIP 3'5.15/H'而"d=A…启=112x」 =45.517mm低速轴：3min03\n3 776.724最小直径处安装一键槽来连接链d3=45.517x(1+7%)=48.7mm取d..=50mm3min(二)减速器的装配草图设计根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求，初步设计减速器草图。草图相见附图(三)减速器轴的结构设计1,高速轴的结构设计各轴段直径的确定d11：最小直径，安装联轴器。d11=d1min二25mm最小直径估算d1mm=22.5mmdo.=33.78mm2mind,.=45.517mm3min高速轴：d11=25mmd12=30mmd13=35mmd14=40mmd15=35mmd=25mm16111=60mm112=52mm113=20mm114=50mm115=20mm

d12:密封处轴段，采用毡圈密封，取标准值d12=30mm/=60mm16d13：滚动轴承处，d13=35mm中间轴：d14：轴肩处，d14=40mmd21=35mmd15：滚动轴承处，d15=35mmd=45mm22d16：最小直径安装高速级齿轮，d6=25mm16 16d=50mm23各轴段的长度确定d=40mm24111：由联轴器的宽度决定，选择具有弹性元件的挠性联轴器HL2，Y型，轴空长度为52mm，d=25mm，111=60mmd25=35mm1=30mm’211=40mm222112：由箱体，轴承端盖，装配关系确定，112=52mm1=36mma113：由滚动轴承，装配关系确定1=96mm244选择轴承参数1=30mm255113=20mm114：由两轴承距离确定114=50mm115：同113,取20mmz16：由端盖，圆锥齿轮确定.6=60mm16 162,中间轴的结构设计各轴段直径的确定d21安装圆锥滚子轴承30207，dxDxTxB=35x72x18.25x1721=d,21=d,2mm=35mmTOC\o"1-5"\h\zd：安装高速圆锥齿轮，d=45mm22 22d：轴肩，d=50mm23 23d：安装圆柱齿轮，d=40mm24 24d25：安装轴承，d25=d2i=d2mm=35mm各轴段的长度的确定l21：由轴承，挡油环，装配关系确定，l2i=30mm122：由高速圆锥齿轮确定，B=42mm，l22=40mml：由轴肩，小圆锥齿轮半径确定，曳=71竺=35925，23 2 2^l=36mm’23124：由圆柱齿轮确定，l〃=96mml25：由轴承，挡油环确定，l25=30mm

3,低速轴的结构设计低速轴:（1低速轴:d31：安装轴承d=d.=50mm31 31 3mind32：安装低速大齿轮，d32=55mmd33：定位轴肩，d33=61mmd34：安装轴承，d34=50mm（2）各轴段长度的确定131：由轴承，挡油环，装配关系确定，131=35mm132：由低速大齿轮宽度确定，B=93mm,i32=91mm：轴肩定位，i33=10mm=123+122+12i-10=96mm十，减速器轴的强度校核计算（以中间轴齿轮轴为例）1,力学模型建立d3id3i=50mmd32=55mmd33=61mmd34=50mm131=35mm132=91mm133=10mm134=96mm左图为轴的力学模型图轴上作用力：齿轮2Ft2=1650NFa2=585」6NF.=135.1Nr2齿轮333,计算轴上轴承支反力Ft3=4580.65NF.3=1667.2n左图为垂直面支反力图2,计算轴上作用力齿轮2（高速圆锥大齿轮）Ft2=F112x54.45566x10-361==13。53、33Ft2=F112x54.45566x10-3=1650NFa2=Fr1=Ft1-tan必cos61=1650xtan20。xcos13°53、33、、=585.16NFr2=Ft-tan*Sin61二1650xtan20oxsin13。53'33'=135.1N齿轮3（低速小齿轮）Ft32Tl

d3F.=F-tanar313=4580.65xtan20。1667.2N

(1)垂直面支反力Fr311 r 12 13£ G |_D Bx 4上Fr2Ray 1——>Fa2 Rb]

£Mrv=RavOl/l)-F3(l.+l)+F/IF/d=0BVAVi12 3 r3、2 3 r23 a22nR.”1331.678NAV£Ma=-FI+Rr((L+7+1)+F9(7+7)+F-d=0AVr31BVi12 3，r2、1 2,a22nRm=137.2NBV2,水平支反力Ft2TOC\o"1-5"\h\za r ;A ARby Ft3 RbHR."1331.678NAVRbv=137.2N左图为水平支反力图Rbh=-235.5NBHR.==-2574.05NAH总支反力：Fp=2898NRA%=272.56Nrb£Mah=Ft3R."1331.678NAVRbv=137.2N左图为水平支反力图Rbh=-235.5NBHR.==-2574.05NAH总支反力：Fp=2898NRA%=272.56NrbnRr〃=-235.5NBH£Mbh=-Rah(11+12+13)-Ft3(1?+13)+£J3=0tjt tlitt t ID ttnR.,=-2574.05NAH总支反力A点总支反力：FRA='；Ra/+RAV2=<2574.052+1331.672=2898NB点总支反力

F=，R2+R2RBBBH BV=4235.52+137.22=272.56N4,绘制转矩、弯矩图(1)垂直弯矩图C处弯矩：MCV=RAJ1=1331.68x78=103866.2N•mmMDV&=RAV(11+12)-Fr312=1331.68x182-1667.2x104D处弯矩：=68976.96N-mmMDV右=-RbV3-Fa25=-137.2x50-585.16x123.5=-79127.26N-mmMCV=103866.2N•mmMnv七=68976.96N•mmDV左左图为垂直弯矩图M“=-200772N•mmCHMg=11775N•mmDH左图为水平弯矩图水平面弯矩图C处弯矩：Mr==-RJ=-2574x78=-200772N•mmCH AH1D处弯矩：Mn==Rl^=235.5x50=11775N•mmDHBH3Mr=226049.5N•mmC左Mn==69978.7N•mmD左Mn==80003.4N•mmD七左图为合成弯矩图轴承选择为30207Fd1=905.625NF=85.175Nd2F;=1405.6Nd2Fl

a1Fr1905.62898=0.312<eP=F=2898N

r1P=Fr2=272.56NL'hL'h=8x300x16=38400h合成Lh=416346.1h>L'h弯矩满足要求图：MC左='M2+Mch2=<103866.22+2007722C处合成弯矩：=26049.5N•mmD处合成弯矩：MD左二V68976.962+117752:69978.7N.mmMn七二<791272+117752:80003.4N.mmD右AM十一，滚动轴承的选择及计算轴承校核方法均一致，在此次课题中中间轴最为危险，所以以中间轴为例来校核。轴承选择轴承类型：圆锥滚子轴承轴承代号：30207轴承参数：dxDxB=35x72x17基本额定动载荷：54.2KN基本额定静载荷：63.5KN极限转速：5300R/MIN润滑方式：脂润滑（二）设计校核查表得此轴承的当量动载荷：当A/R<eP=R当A/R>e P=0.4R+YFa一一一，，F-Fr派生轴向力为：Fd-药对于此轴承e=0.37 Y=1.6轴承为正装，简图如下：Frl=2893N

FF=_z1=905.625Nd12yF.F=上=85.175Nd22yFd产>F2 .•・轴承2被压紧，产生一个附加轴向d1 ae d2力F、d2根据Fdi+Fae=Fd2+F'd2得。=1405.6N分别对两轴承校核轴承1： F&1=Fdi=9056N 3=2898NF[ 905.6cc3= =0.312<eF।2898r1所以P=F=2898Nr1轴承2：F十F'd2=1490.8N Fr2=27256NF2 272.56八1q—退= =0.18<eF、1490.8r2所以：P=Fr2=272.56N可见，轴承2承受的当量动载荷更大，故以轴承2为校核对象预期寿命：L'h=8x300x16=38400hL—106r实际寿命：L60xnJ)查表13-5当A/R<e时，X=1,Y=0查表13-6力=1.2当量动载荷：P1=fp(X1Fri+丫1Fa1)=3477.6N60义n1106£1060义n1106£ ( )3=416346.1h>Lh60义23.83477.6故中间轴符合设计要求。十二，键连接的选择及校核计算选择型号：十二，键连接的选择及校核计算选择型号：HL2Y型轴孔长度为52mmd=25mm高速轴外伸连接联轴器轴段键的设计,/d11=25mm,L11=50mm故选择普通平键A型bxh=8x7L=40mml=L一b=32mm K=0.5h=3.5mm查表得口J=100~120MP=110MP。广殳至二38MP<t]P kId P所以强度合格。高速轴连接高速级圆锥小齿轮轴段键的设计,/d11=25mm,L11=60mm故选择普通平键A型bxh二8x7L=48mm l=L-b=40mmK=0.5h=3.5mm2Tx103 r]c= =31MP<In]P kId P强度合格。中间轴圆锥齿轮轴段键的设计,/d22=25mm,L-60mm 故选择普通平键A型 bxh-14x9L=30mml=L一b=16mm K=0.5h=4.5mm2TX103二“JMp>t]「 kId p故采用两个键成180°布置，131/1.5=87.6强度合格。中间轴圆柱齿轮轴段键的设计,/d24=40mm,L24=96mm 故选择普通平键A型bxh=12x8L=80mml=L-b=68mmK=4mm2TX103二39Mp>t]p kId p强度合格。低速轴上圆柱齿轮轴段键的设计,/d24=55mm,L24=91mm故选择普通平键A型bxh=16X10L=80mmK=5mm2Tx103o。=—— =72Mp>laJp kId p强度合格。十三，联轴器的选择联轴器连接高速轴和电动机，故应该选择具有弹性元件的挠性联轴器选择型号：HL2Y型轴孔长度为52mmd=25mm十四，箱体的设计箱体的主要结构尺寸如下表所列:名称符号结构尺寸箱座壁厚810箱盖壁厚318箱座凸缘厚度b15箱盖凸缘厚度bi12箱座底凸缘厚度P25箱座上的肋厚m8.5箱盖上的肋厚mi6.8地脚螺栓直径%15地脚螺栓数目n4

地脚螺栓!螺栓直径]%M20!螺栓通孔直径d"25螺栓沉头座直径do48地脚凸缘尺寸L130L225轴承旁连接螺栓直径di11.25轴承旁螺栓1螺栓直径diM10:螺栓通孔直径d'i11! :螺栓沉头座直径Do24剖分面凸缘尺寸ci18c214上下箱连接螺栓d27.5

直径上下箱螺栓:螺栓直径d2M12j螺栓通孔直径d'213.5! :螺栓沉头座直径D026剖分面凸缘尺寸cl20C216定位销孔直径d'35.25轴承旁连接螺栓距离S120轴承旁凸台半径&14轴承旁凸台高度h160大齿轮顶圆和箱体内壁距离415轴承座和涡轮夕卜圆间距离与12箱体外壁至轴承座端面距离K32剖分面至底面高度H150箱体的密封：为了保证箱盖和箱座结合面的密封，对接合面的几何精度和表面粗糙度要精刨到表面粗糙度值小于R<1.6um,a重要的需刮研，为了提高结合面的密封性，在箱座连接凸