二级圆锥斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书.docx

目录目录2一课程设计任务31.课程设计要求3（1）工作条件及要求3（2）传动机方案3（3）原始数据3二传动装置总体设计31电动机选择3（1）电动机类型3（2）功率确定42传动比分配4（1）电动机转速4（2）传动比分配43传动参数计算5（1）各轴的转速n(r/min)5（2）各轴的输入功率P(kw)5（3）各轴的输入转矩T(N.m)5三传动件的设计计算51斜齿圆柱齿轮设计5（1）选定精度等级、材料及齿数5（2）按齿面接触疲劳强度设计5（3）按齿根弯曲疲劳强度设计72直齿圆锥齿轮传动设计8（1）选定精度等级、材料及齿数8（2）按齿面接触疲劳强度设计9（3）按齿根弯曲疲劳强度设计10一课程设计任务1.课程设计要求（1）工作条件及要求用于输送碎粒物体，工作时载荷平稳，空载起动，输送带允许速度误差5；室内工作，有粉尘；两班（每班8小时）连续单向运转，使用期限10年（每年工作日250天），大修期3年。动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。 （2）传动机方案电动机圆锥-圆柱斜齿轮减速器工作机（3）原始数据题号输送带工作拉力F（N）输送带速度v(m/s)卷筒直径D(mm)0116001400二传动装置总体设计1电动机选择（1）电动机类型三相交流异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，可直接接于三相交流电网中。 Y系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪音低、振动小等优点。因此，采用小型三相异步电动机（封闭式），型号：Y(IP44)。（2）功率确定卷筒的输出功率： Pw=FV1000=160011000=1.6kw 电动机输出功率：Pd=Pw传动装置的总效率：=123456式中, 12345n为传动系统中各级传动机构、轴承以及联轴器的效率。由机械设计手册查得：V带传动=0.96；滚动轴承=0.98；圆柱齿轮传动=0.97；圆锥齿轮传动=0.96；弹性联轴器=0.99；卷筒轴滑动轴承=0.96。则=0.960.9830.970.960.9920.96=0.79 Pd=Pw=1.60.79=2.0253kw电动机的额定功率PmPd，选取Ped=3kw2传动比分配（1）电动机转速型号额定功率Pm额定转速nm传动比ii10.25iY100L - 23287060.0415.01Y100L2 - 43143029.917.48Y132S - 6396020.085.02Y132M - 8371014.873.717对于高速级，为保持运转平稳选用锥齿轮；对于低俗级，则选用圆柱斜齿轮。由机械设计课程设计表3-2，锥齿轮传动比i13.5，圆柱齿轮传动比i25。综合分析后，选用Y132M 8型号的电动机。（2）传动比分配总传动比i=nmnw=i1i2i3in nw为卷筒转速，i1,i2,i3in 为传动系统中各级传动机构的传动比。nw=601000vD=6010001400=47.8 r/min i=nmnw=71047.814.87由于锥齿轮传动比3.5，圆柱齿轮传动比5，所以确定i1=3.5 i2=ii1=4.253传动参数计算（1）各轴的转速n(r/min)高速轴1的转速中间轴2的转速低速轴3的转速卷筒轴的转速n1=nmn2=n1/i1n3=n2/i2n4=n3710202.8647.7347.73（2）各轴的输入功率P(kw)高速轴1的输入功率中间轴2的输入功率低速轴3的输入功率卷筒轴的输入功率P1=PmncP2=P1n1ngP3=P2n2ngP4=P3ncng2.972.7942.6562.524（3）各轴的输入转矩T(N.m)高速轴1的输入转矩中间轴2的输入转矩低速轴3的输入转矩卷筒轴的输入转矩T1=9550P1/n1T2=9550P2/n2T3=9550P3/n3T4=9550P4/n439.95131.53531.42505.01三传动件的设计计算1斜齿圆柱齿轮设计已知输入功率为P2=2.794kw、小齿轮转速为n2=202.86r/min、齿数比为4.25。工作寿命10年（设每年工作250天），两班制（每班8小时），带式输送，载荷平稳，转向不变，输送带允许速度误差5。（1）选定精度等级、材料及齿数精度等级：运输机为一般工作机器，速度不高，由机械设计（第八版）表10-8选用7级精度。 材料选择：由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。齿数：选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 初选螺旋角。（2）按齿面接触疲劳强度设计校核公式：1） 试选载荷系数=1.62） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.4353） 查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8 4） 查教材图表（图10-26）得 =0.77 =0.88 =1.655） 由教材公式10-13计算应力值环次数N=60nj =60202.861（2825010）=4.869108 h N=1.1456108 h查教材10-19图得：K=0.95 K=0.986） 由图10-21d，查取齿轮的接触疲劳强度极限600Mpa 550Mpa 7） 由教材表10-7查得齿宽系数=18） 小齿轮传递的转矩=131.53 N.m9） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.95600=570 =0.98550=539 许用接触应力为：Mpa设计计算：小齿轮分度圆直径：圆周速度： 0.64m/s计算齿宽b及模数：b=60.27mm =齿宽与高之比b/h：h= =2.252.54=5.715 b/h=60.27/5.715=10.546纵向重合度：=0.318tan=0.318*1*23*tan=1.824由表10-2：使用系数动载系数：V=0.64m/s，7级精度，由图表10-8得动载系数=1.04由表10-3查得齿间载荷分布系数由图10-13查得 由表10-4查得载荷系数：=2.068按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：=65.65mm计算模数：=（3）按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式设计确定公式内各计算数值：1） 计算载荷系数 =1.9512） 根据纵向重合度=1.824 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.883） 计算当量齿数：Zv1=Z1/（cos）3=25.18 ZV2=Z2/（cos）3=107.284） 查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2.6036 ，=2.14585） 查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.591 ，=1.79586） 查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=400MPa 。7） 查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数 N=60nj =60202.861（2825010）=4.869108 h N=1.1456108 hK=0.88 K=0.928） 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得： = =9） 计算大、小齿轮的，并加以比较： 大齿轮的数值大.选用.设计计算：=1.926对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m=2.77大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数1.926，由于齿轮模数的大小主要取决于齿根弯曲疲劳强度的承载能力大小。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=60.27来计算应有的齿数。计算齿数： z=29.24 取z=30 那么z=4.2530=127.5 取z=128（4）几何尺寸计算中心距 a=162.84mm 中心距圆整为163mm按圆整后的中心距修正螺旋角：=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径：d=62 d=264齿轮宽度： 结构设计： 小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为66mm 采用实心结构大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为268mm 采用腹板式结构2直齿圆锥齿轮传动设计已知输入功率为P1=2.97kw、小齿轮转速为n1=710r/min、T1=39.95N.M、齿数比为3.5。工作寿命10年（设每年工作250天），两班制（每班8小时），带式输送，载荷平稳，转向不变，输送带允许速度误差5。（1）选定精度等级、材料及齿数精度等级：运输机为一般工作机器，速度不高，由机械设计（第八版）表10-8选用7级精度。 材料选择：由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。齿数：选小齿轮齿数Z1=22 ,则大齿轮齿数Z2=3.5Z1=77 ，初选分锥角。（2）按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式： 确定公式内的各计算值：1） 试选载荷系数=1.82） 小齿轮传递的转矩=39.95 N.M3） 取齿宽系数4） 查图10-21得小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限550Mpa 5） 查表10-6选取弹性影响系数=189.8 6） 由教材公式10-13计算应力值环数N=60nj =607101（2825010）=1.70410h N=4.86910h7) 查教材10-19图得：K=0.93 K=0.968) 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得: =0.93650=604.5 =0.96550=528设计计算：1） 试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得 2） 计算圆周速度V 2.425m/s3） 计算载荷系数 系数=1，根据V=2.425m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.1 查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.875 得载荷系数 =2.06254） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 5）计算模数M （3）按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式： m确定公式内各计算数值：1） 计算载荷系数 =1X1.1X1X1.875=2.06252） 计算当量齿数=24.1 =84.33） 由教材表10-5查得 齿形系数 应力校正系数 4) 由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限5) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.88 K=0.946) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得= =7) 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算。设计计算：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=68.25来计算应有的齿数。计算齿数 z=27.3 取z=28 那么z=3.528=98（4）几何尺寸计算1) d=70mm2) d=245mm3)4)5) R=d1u2+12=127.4mm6) =63.07mm 圆整取=63mm =68mm7) 结构设计：小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆直径为74.8mm 采用实心结构大锥齿轮（齿轮2）大端齿顶圆直径为246.4mm 采用腹板式结构四轴的设计计算1输入轴（I轴）的设计（1）输入轴的功率、转速和转矩=2.97 kw =710r/min =39.95N.M（2）求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为：则： 输入轴载荷图（3）初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0=103-126,取A0=115。mm输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径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，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取KA=1.5，则 =1.5*39.95*1000=59925 N.Mm查机械设计课程设计表17-5，选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.m，查表知：Y132型电动机轴的直径为38mm，所以联轴器的孔径不能太小。取=30mm，半联轴器长度82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=60mm。（4）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案输入轴轴上零件的装配图2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=58mm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表15-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为：40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表15-1查得30308型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=24mm，4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。取锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取3）轴的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。4）确定轴上圆角和倒角尺取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。（5）求轴上的载荷30308型的a=19.5mm。所以俩轴承间支点距离为109.5mm 右轴承与齿轮间的距离为54.25mm载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=109167.77N.mm扭矩T =39.95N.M（6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据输入轴载荷图可知右端轴承支点截面为危险截面, 危险截面的直径，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为= 17.46Mpa 其中，抗弯截面系数W0.1d 3 ，d=前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。2. 输出轴（III轴）的设计（1）输出轴的功率、转速和转矩=2.656 kw =47.73r/min =531.42N.M（2）求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为：d=264mm 则 圆周力、径向力及轴向力的方向如下图所示：输出轴载荷图（3）初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0=103-126,取A0=103。 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径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，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取KA=1.5，则 =1.5531.42=797.13N.M查机械设计课程设计表17-5，选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.m，半联轴器的孔径，所以取40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。（4）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案输出轴 轴上零件的装配图2）根据轴向定位的确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短些，现取。2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表15-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，因而可以取。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表15-1查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取60mm。3） 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿宽为62mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取58mm，齿轮的轮毂直径取为55mm所以55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。4） 轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故5） 齿轮距箱体内壁的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。可求得57.25mm 86mm （3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m5。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。（5）求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=23mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=61.25mm，L2=131.25mm。做出弯矩和扭矩图（见输出轴载荷图）。由图可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=182174.16N.mm扭矩T =531.42N.M（6）按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=22.07mpa其中，抗弯截面系数W0.1d 3 ，d=55mm前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。3. 中间轴（II轴）的设计（1）中间轴上功率、转速和转矩PII = 2.794kw =202.86r/min =131.53N.M（2）求作用在齿轮上的力作用在小斜齿轮的力为：Ft1=2T2d1=213153062=4242.9N Fr1=Ft1tanncos=4242.9tan20cos14.23=1593.2NFa1=Ft1tan=4242.9tan14.23=1076N作用在大圆锥直齿轮的力为： dm2=d21-0.5R=2451-0.50.35=202.125mm Ft2=2T2dm2=2131.530.202125=1301.5N Fr2=Ft2tancos2=1301.5tan20cos74=130.6NFa2=Ft2tansin2=1301.5tan20sin74=455.4.6N圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图所示：中间轴受载荷图（3）初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），根据机械设计（第八版）表15-3， A0=97-112取，得dmin=A032.794202.86=26.37mm。因中间轴没有联轴器，所以最小直径就是安装滚动轴承的直径。（4）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案中间轴上零件的装配图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d12=d5626.37mm，由机械设计课程设计表15.1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，所以d12=d56=30mm。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表15.1查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用轴套定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。3）已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。则取 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取（5）求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=15.3mm。所以轴承跨距分别为L1=55.45mm，L2=74.5mm。L3=60.95mm做出弯矩和扭矩图（见中间轴受载荷图）。由中间轴受载荷图可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=171853N.mm扭矩T =131.53N.mm （6）按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。五轴承的校核计算1. 输入轴（I轴）滚动轴承计算已选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为，轴向力Fa=138.8N， ，Y=1.7，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则：Fr1=726.21N Fr2=2192N Fd1=Fr12Y=213.6N Fd2=Fr22Y=644.7NFa1=Fd2+Fa=783.