圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书

目录一、设计任务书二、传动方案拟定 3三、电动机的选择 4四、运动、动力学参数计算 5五、传动零件的设计计算7六、轴的设计14七、轴承的选择和计算28八、键连接的校核计算31九、联轴器选择32十、箱体设计33 十一、减速器附件34 十二、密封润滑34 十三、设计小结35 十四、参考文献35计算过程及计算说明一、设计任务书1、设计题目：带式运输机传动装置的设计2、已知条件1)工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有风尘，环境最高温度35°；2)使用折旧期：8年；3)检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4)动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5)运输带速度误差： 5％6)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

3、设计数据运输带拉力F=3300N,运输带工作速度V=1.2m/s,卷筒直径D=350mm。

二、传动方案编号方案a 带——单级斜齿圆柱齿轮减速器b 锥齿轮减速器——开式齿轮c 二级展开式圆柱齿轮减速器d 二级同轴式圆柱齿轮减速器e 圆锥圆柱齿轮减速器f 单级蜗杆减速器根据老师要求，选择方案e,传动方案见图如图所示：注释及说明F=3300NV=1.2m/sD=350mm三、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）工作机所需功率：PW=FV=3300×1.2=3960W=3.96kW,因为V=πDn/60000,工作机轴工作转速:n w=65.5r/min（2）传动装置的总效率查【3】表1—7得：滚筒效率效率η滚筒=0.96圆锥滚子轴承效率η轴承=0.98闭式直齿圆柱齿传动效率η圆柱齿轮=0.98弹性联轴器的效率η联轴器=0.99闭式直齿圆锥齿传动效率η圆锥齿轮=0.97η总=η滚筒×η4轴承×η圆柱齿轮×η2联轴器×η圆锥齿轮=0.96×0.984×0.98×0.992×0.97=0.82（3）电动机的输出功率：P d= PW/η总=3.96/0.82 PW=3.96kW n w=65.5r/minη总=0.82 P d=4.8kW=4.8kW3、确定电动机转速：按【3】表13—2推荐的传动比范围，取圆锥齿轮和圆柱齿轮传动的一级减速器传动比范围分别为2~3和3~5，则总传动比范围为I’d=6~15。

故电动机转速的可选范围为n d=I’d×n w=（6~15）×65.5=393~982.5r/min符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。

4、确定电动机型号按【3】表12—1，电动机同步转速可选750和1000r/min,可得到两种不同的传动比方案方案电动机型号额定功率Ped/kW同步转速满载转速电动机重量/kg总传动比1 Y160M-67.5 1000 970 119 14.82 Y160L-87.5 750 720 145 11根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y160L-8型电动机。

电动机的主要参数见下表型号额定功率/kW 满载转速mn(r/min)中心高mm轴伸尺寸Y160L-8 7.5 720 160 42*110 四、运动参数及动力参数计算n d=393~982.5r /min电动机型号Y160L-81、计算总传动比及分配各级的传动比（1)总传动比：i总=n m/n w=720/65.5=11(2)分配各级传动比:由【3】P196推荐的传动比分配方法：圆锥—圆柱齿轮减速器i锥=0.25i总可知，取圆锥齿轮啮合的传动比：i锥=0.25×11=2.75则圆柱齿轮啮合的传动比：i直=i总/ i锥=11/2.75=4i锥=2~3 i直=3~5 符合推荐的传动比范围。

2、计算各轴转速（r/min）n I=n m=720r/minn II=n I/i锥=720/2.75=261.8r/minn III=n II/i直=261.8/4=65.45r/minn IV= n III=65.45r/min3、计算各轴的功率（kW）P I=P d·η联轴器=4.8×0.99=4.752kWP II=P I·η轴承·η圆锥齿轮=4.752×0.98×0.97=4.52kWP III=P II·η轴承·η圆柱齿轮=4.52×0.98×0.98=4.3kWP IV= PⅢ*η轴承*η联轴器=4.3×0.98×0.99=4.2kW4、计算各轴扭矩（N·m）T d=9550* P d/ n m =9550×4.8/720=63.7N·mT I=T d·i0·η联轴器=63.7×1×0.99=63.1N·mT II=T I·i锥·η轴承·η圆锥齿轮=63.1×2.75×0.98×0.97=165.0N·mT III=T II·i直·η轴承·η圆柱齿轮=165.0×4×0.98×0.98=633.9N·mT W=9550* P W/n W=9550×3.96/65.45=N·mT d、T I、T II、T III、T W依次为电动机轴，Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ和工作i总=11I锥=2.75I直=4【3】196页n I =720r/minn II=261.8r/min n III=65.45r/min n IV=65.45r/minP I=4.752kWP II=4.52kWP III=4.3kWP IV=4.2 kWT d=63.7 N·m T I=63.1N·m T II=165.0N·mT III=633.9N·m T W=577.4N·m机轴的输入转矩。

参数 轴名电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴工作机轴转速r/min 720 720 327.3 65.5 65.5 功率P/kW 4.8 4.752 4.52 4.3 4.2 转矩/n*m 63.7 63.1 165.0 633.9 577.4 传动比 1 2.754 11效率0.990.950.960.995、验证带速V=160*1000D π n Ⅲ=1.199m/s误差为2.12.1199.1-=-0.0008<5%,合适五、传动零件的设计计算1. 圆锥齿轮的设计计算已知输入功率P 1=P Ⅰ=4.752kW,小齿轮的转速为720r/min ，齿数比为u=2.75，由电动机驱动，工作寿命为10年（每年工作300天），两班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。

（1）选定齿轮材料和精度等级1）根据【1】表10—1，选择小齿轮材料为40C r 钢（调质），硬度为241～286HBS ，大齿轮为45钢（调质），硬度为217～255HBS2）根据【1】表10—8，该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度3）试选小齿轮齿数z 1=21，则z 2=uz 1=21×2.75=57.75， 取z 2=58，调整后u=z 2/z 1=58/21=2.76（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算查【1】公式（10—26）有齿面接触疲劳强度设计公式V= 1.199m/s32121)5.01()][(92.2uKT Z d R R H E t φφσ-⨯≥1) 试选载荷系数：8.1=t K2) 计算小齿轮产生的扭矩：mm N n P T ⋅=•⨯=631001055.961ⅠⅠ3) 取齿宽系数：30.0=R φ4) 确定弹性影响系数：查【1】表10—6得，218.189MPa Z E =5) 确定区域系数，查【1】图10-30标准直齿圆锥齿轮传动：5.2=H Z6) 根据循环次数公式，【1】公式（10-13），计算应力循环次数：911066.116300817206060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N Ⅰ812109.5⨯==uNN7) 查【1】图10-19得接触疲劳寿命系数： 94.01=HN K ,96.02=HN K8) 按齿面硬度中间值，查【1】图10-21（d ）得： σHlim1=600Mpa σHlim2 =550Mpa 9) 由【1】公式（10-12）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=S H =1：MPa S K HH HN H 564][1lim 11==σσ MPa S K HH HN H 528][2lim 22==σσ10) 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径，将1][H σ，2][H σ中较小的代入设计公式：32121)5.01()][(92.2uKT Z d R R H Et φφσ-⨯≥=84.8mm mm d d R t m 08.72)5.01(11=-=φ11) 齿轮的圆周速度：s m n d v m /7.21000601=⨯=Ⅰπ12) 计算载荷系数：8.1=t KmmN T ⋅=63100130.0=R φ218.189MPaZ E =5.2=H Z1N 91066.1⨯= =2N 8109.5⨯ 94.01=HN K 96.02=HN KMpaMpa H H 5506002lim 1lim ==σσ Mpa Mpa H H 528][564][21==σσmm d mm d m t 08.728.8411== v=2.7m/s25.1=A K① 齿轮使用系数，查【1】表10-2得25.1=A K ② 动载荷系数，查【1】图10-8得16.1=v K ③ 齿间载荷分配系数1==ααF H K K④ 齿向载荷分布系数be H F H K K K βββ5.1==，查【1】表10-9得25.1=be H K β，所以875.1==ββF H K K⑤ 接触强度载荷系数：72.2875.1116.125.1=⨯⨯⨯==βαH H v A K K K K K13) 按载荷系数校正分度圆直径，由【1】公式（10-10a ）得：mm K K d d t t 3.97/311== mm z d m 6.411==查【2】表8-10，取标准值=m 4.5 14) 计算齿轮的相关参数分度圆直径：mm mz d 5.9411== mm mz d 26122==分度圆锥角：ο90.19arctan 211==z z δ οο10.709012=-=δδ 齿顶高:mm m h h h a a a 5.421=⋅==*齿根高：mm m c h h h a f f 4.5)(21=⋅+==** 齿顶圆直径：mmm h z d mm m h z d a a a a 06.264)cos 2(96.102)cos 2(222111=+==+=**δδ齿根圆直径：mmm c h z d mm m c h z d a f a f 32.257]cos )(2[34.84]cos )(2[222111=+-==+-=****δδ锥距：mm m R Z Z 79.13821222=+⋅=齿宽：mm R b R 637.41==φ，查【2】表8-11得：3/R b ≤圆整取mm b b 4021==（3）校核齿根弯曲疲劳强度16.1=v K1==ααF H K K 875.1==ββF H K K K=2.72mmb b mm R mm d mm d mm d mm d mmh h mm h h d d z z mm m f f a a f f a a 4079.13832.25734.8406.26496.1024.55.410.7090.19.2615.9458215.42121212121212121==================οοδδ3.221=v z1) 载荷系数=K 2.72 2) 当量齿数3.22cos 111==δz z v 4.170cos 222==δz z v 3) 查【1】表10-5得711.21=Fa Y 5715.11=Sa Y13184.22=Fa Y 84428.12=Sa Y4) 取安全系数4.1=F S查【1】图10-18得弯曲疲劳寿命系数93.01=FN K ，94.02=FN K按齿面硬度中间值查【1】图10-20（c ）得：MPa FE 5101=σMPa FE 3902=σ许用应力MPa S K FFE FN F 8.338][111==σσMPa S K FFE FN F 1.259][222==σσ5) 校核强度，由【1】公式（10-23）和公式（10-22）][)5.01(2F R Sa Fa t F bm Y Y KF σφσ≤-=112m t d TF =)5.01(11R t m d d φ-= 11mz d t = 得：][)5.01(21221F R SaFa F z bm Y Y KT σφσ≤-=计算得： 11][0.119F F MPa σσ<= 22][8.109F F MPa σσ<= 有以上计算可知，弯曲疲劳强度满足，参数合理。