二级圆锥圆柱齿轮减速器..docx

计算项目及内容主要结果一、设计任务设计输送运输机驱动装置的减速器，其原始条件如下：图1 输送运输机驱动装置的减速器1-电动机；2-弹性联轴器；3-减速器；4-可移式联轴器；5-螺旋输送机减速器型号圆锥圆柱齿轮减速器螺旋轴转矩（N·m）400螺旋轴转速（r/min）70输送物料种类聚乙烯树脂工作班制年限3班制，每班8小时，五年螺旋输送机效率0.92工作环境室内二、传动方案的拟定如设计任务上简图所示，该设备原动机为电动机，工作机为螺旋输送机，传动方案采用圆锥圆柱齿轮减速器，使用斜齿圆柱齿轮传动，平稳性好，圆锥齿轮置于高速极，以免加工困难联轴器2选用弹性联轴器，4选用可移式联轴器 图2 圆锥圆柱齿轮减速器三、电动机的选择1、选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V2、选择电动机的功率①工作机的有效功率为：②电动机至工作机的总效率为： =0.992×0.993×0.98×0.97×0.92=0.832查表得：⑴联轴器：联轴器⑵滚动轴承：球轴承（一对）⑶斜齿轮传动：7级精度的一般齿轮传动(油润滑) ⑷锥齿轮传动：7级精度的一般齿轮传动(油润滑) ⑸螺旋输出轴的传动效率③电动机所需的工作功率为3、确定电动机转速按表推荐的传动比合理范围，圆锥-圆柱齿轮减速器传动比为iΣ'=8～15，所以电动机转速可选择的范围是： nd=iΣ'nw=8∼15×70=560∼1050 r/min符合这一范围的同步转速为750r/min，因此决定选择同步转速为750r/min的电动机。

根据电动机转速、额定功率要求及工作环境，选定电动机型号为Y160M1-8其主要性能如下表1：型号额定功率Pe/kW额定转矩/(N⋅m)质量/kgY160M1-842118满载时转速nd/(r⋅min)电流A(380V)效率/%功率因数7209.91840.73四、传动比的分配1、总传动比iΣiΣ=ndnw=72070=10.282、分配传动比iΣ=iⅠ×iⅡ考虑到圆锥齿轮的尺寸大小，以及润滑条件，取iⅠ=3 iⅡ=3.43、计算传动装置各轴的运动和动力参数①各轴的转速高速轴Ⅰ n1=nd=720r/min中间轴Ⅱ n2=n1iⅠ=72030=240r/min低速轴Ⅲ n3=n2iⅡ=2403.4=70.59 r/min螺旋轴Ⅳ n4=n3=70.59 r/min②各轴的输入功率Ⅰ轴P1=Pd=3.52×0.99=3.48kWⅡ轴P2=P1=3.59×0.99×0.97=3.35kWⅢ轴P3=P2=3.35×0.99×0.98=3.25kWⅣ轴P4=P3 =3.25×0.99×0.99=3.18kW③各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为Td=9550Pdnd=9550×3.52720=46.69 N∙mⅠ轴T1=Td=46.69×0.99=46.22 N∙mⅡ轴T2=T1iⅠ=46.22×0.99×0.97×3=133.16 N∙mⅢ轴T3=T2iⅡ=133.16×0.99×0.98×3.4=439.26 N∙mⅣ轴T4=T3 =439.26×0.99×0.99=430.51 N∙m表2 各轴运动参数和动力参数汇总表轴名功率P/kW转矩T/(N/·m)转速n/(r/min)电动轴3.5246.69720Ⅰ轴3.4846.22720Ⅱ轴3.35133.16240Ⅲ轴3.25439.2670.59螺旋轴3.18430.5170.59五、齿轮传动的设计计算 1.直齿圆锥齿轮的设计1、选择齿轮类型、材料、精度等级 选择轴交角=90°的直齿圆锥齿轮传动。

选择软齿面，由表7-1，选择小齿轮材料40Cr，调质处理，硬度241～286HBS；大齿轮材料ZG35CrMo，调质处理，硬度190～240HBS运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度小锥齿轮齿数z1可取17～25取z1=20，则z2=i 1z1=3×20=60，取z2=61，则i 1=3.05，∆ii=1.1%<5%，传动比误差在允许范围内2、按齿面接触疲劳强度设计d1≥34KT1ϕRu1-0.5ϕR2⋅ZEZHσH2①确定各参数数值初选载荷系数Kt=1.4；ZH=2.5；齿宽系数ϕR=0.25～0.35，取常用值ϕR=13；查图7-18得σHlim1=800MPa；σHlim2=560MPa计算应力循环次数小齿轮N1=60n1jLh=60×720×1×5×300×24=1.56×109大齿轮N2=60n2jLh=60×240×1×5×300×24=5.18×108查图7-19得ZN1=0.93；ZN2=1.04取安全系数SH=1，计算接触疲劳许用应力σH1=σHlim1ZN1SH=800×0.931=744 MPaσH2=σHlim2ZN2SH=600×1.041=624 MPa②确定传动尺寸初算小轮分度圆直径d1td1t≥34KT1ϕRu1-0.5ϕR2⋅ZEZHσH2 =34×1.4×462201-162×188.9×2.56242=59.77mm计算齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5ϕR=49.80mm计算齿宽中点处的圆周速度ν=πdm1n160×1000=3.14×49.80×72060×1000=1.878ms查图7-7，由于是直齿锥齿轮，降一级精度等级，因此Kν=1.14；由表7-2查得使用系数KA=1.00；直齿锥齿轮精度较低，取Kα=1；由图7-8查取齿向载荷分布系数Kβ=1.11；由表7-6，查得弹性系数ZE=188.9MPa12；故载荷系数K=KAKνKαKβ=1.0×1.14×1×1.11=1.27按K值对d1t修正，即d1=d1t3KKt=59.77×31.271.4=57.860mm③确定模数m=d1z1=57.86020=2.89mm取标准值m=3mm。

④计算齿轮的相关参数d1=mz1=3×20=60mmd2=mz2=3×61=183mm计算锥角δ1=arctan1u=18°9'10''δ2=90°-δ1=71°50'50''计算齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5ϕR=50.000mmdm2=d21-0.5ϕR=152.500mm则锥距RR=d1u2+12=60×3.052+12=96.293mm确定并圆整齿宽b=ϕRR=13×96.293=31.09mm圆整为b=32mm3、校核齿根弯曲疲劳强度①确定各参数计算当量模数mv=m1-0.5ϕR=2.5mm计算当量齿数zν1=z1cosδ1=20cos18°26'6''=21.082zν2=z2cosδ2=60cos71°33'54''=189.736由表7-4查得，YF1=2.76，YS1=1.56，YF2=2.12，YS2=1.865由图7-17查得YN1=0.89，YN2=0.91；由图7-16查得弯曲疲劳极限σFlim1=600MPa，σFlim2=480MPa；取SF=1.25，得许用弯曲应力σF1=σFlim1YN1SF=600×0.891.25=427.2MPaσF2=σFlim2YN2SF=480×0.911.25=349.4MPa②验算齿根弯曲疲劳强度σF1=2KTtbmdm11-0.5ϕRYF1YS1 =2×1.27×4622032×3×50×56×2.76×1.56=126.4MPa<σF1σF2=σF1YF1YS1⋅YF2YS2=126.4×2.12×1.8652.76×1.56=115.4MPa<σF2满足弯曲强度要求，所选参数合适。

直齿圆锥齿轮设计结果如下表4所示名称符号小锥齿轮大锥齿轮模数m3mm锥距R96.293mm齿顶高ha3mm齿根高hf3.6mm齿宽b32mm锥角δ18°9'10''71°50'50''齿数z2061分度圆直径d60mm183mm由于小齿轮的直径不大，故设计成实心结构，大齿轮直径较大，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构2.斜齿圆柱齿轮传动的设计1、选择材料、热处理方式、精度等级及齿数选择闭式斜齿圆柱齿轮传动选择软齿面，由表7-1，选择小齿轮材料40Cr，调质处理，硬度241～286HBS；大齿轮材料ZG35CrMo，调质处理，硬度190～240HBS运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度取z1=22，则z2=i 2z1=3.4×22=75，初选螺旋角β=14°2、按齿面接触疲劳强度设计d1≥32KT1ϕdεα⋅u+1uZEZHσH2①确定各参数数值初选载荷系数Kt=1.5；由表7-5，取齿宽系数ϕd=1.0；由图7-12查取节点区域系数ZH=2.43；由表7-6，查得弹性系数ZE=188.9MPa12；由图7-15查得εα1=0.765，εα2=0.87，εα=εα1+εα2=1.635；由图7-18查取接触疲劳强度极限σHlim1=800MPa；σHlim2=560MPa计算应力循环次数小齿轮N1=60n2jLh=60×240×1×5×300×24=5.18×108大齿轮N2=60n3jLh=60×70.59×1×5×300×24=1.52×108由图7-19查得接触疲劳寿命系数ZN1=1.04，ZN2=1.12（允许局部点蚀）；取安全系数SH=1，计算接触疲劳许用应力σH1=σHlim1ZN1SH=800×1.041=832MPaσH2=σHlim2ZN2SH=560×1.121=627.2MPa②确定传动尺寸初算小轮分度圆直径d1td1t≥32KtT2ϕdεα⋅u+1uZEZHσH22 =32×1.5×1331601.0×1.635×3.4+13.4×188.9×2.43627.22=55.33mm计算圆周速度ν=πd1tn260×1000=3.14×55.33×24060×1000=0.695ms查图7-7的动载系数Kν=1.08；由表7-2查得使用系数KA=1.00；由表7-3假设KAFtb＜100N/mm,得齿间载荷分配系数Kα=1.4；由图7-8查取齿向载荷分布系数Kβ=1.07；故载荷系数K=KAKνKαKβ=1.0×1.08×1.4×1.07=1.62按K值对d1t修正，即d1=d1t3KKt=55.33×31.621.5=56.77mm③确定模数mn=d1cosβz1=56.77×cos14°22=2.51mm取标准值mn=3mm④确定螺旋角a=mnz1+z22cosβ=3×22+752×cos14°=149.95mm圆整中心距为5的倍数，则a=125mm β=cos-1mnz1+z22a=cos-13×22+752×150=14°4'1。