二级直齿圆锥斜齿圆柱齿轮减速器

1、2012-10-27目录设计任务书 3传动方案的拟订及说明3电动机的选择 3计算传动装置的运动和动力参数 5传动件的设计计算7轴的设计计算 .16滚动轴承的选择及计算 .38键联接的选择及校核计算 .42联轴器的选择 .43减速器附件的选择 .44润滑与密封 44设计小结 .44参考资料目录 45i下午5时25分2012-10-2754下午5时25分设计计算及说明结果一、设计任务书f=2100n ,带速 v=1.3m/s,10年(设每年工作 300天),一设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力(牵引力)卷筒直径d=320mm ,输送机常温下经常满载，空载起动

2、，工作有轻震，不反转。工作寿命 班制。二、传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速60 1000v 60 1000 1.3nw77.6r/min二 d二 32013。根据总传动比数值，可拟定 nw= 77.6r / min选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为 以下传动方案:图一三、选择电动机1)电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的y (ip44)系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。结果设计计算及说明2)电动机容量(1)卷筒的输出功率p8p = fv10002100 1.31000= 2.73kwpf =2.73kw

3、(2)电动机输出功率pdpd传动装置的总效率=1. 2a3.3.4.5a2.6式中1、之为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由机械设计（机械设计基础）课程设计表 2-4查得：v带传动1 =0.96;滚动轴承2=0.988;圆柱齿轮传动3=0.97;圆锥齿轮彳专动4=0.96;弹性联轴器5=0.99;卷筒轴滑动轴承 n6 =0.96;则= 0.96 0.988a 3 0.97 0.96 0.99 0.99 0.96 =0.81pd = p = 2.73 =3.36kw故0.81电动机额定功率ped由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-1选取电动机额定功率 ped = 4.0kw。3）

4、电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计（机械设计基础）课程设计表2-1查得v带传动常用传动比范围i1 = 24 ,单级圆柱齿轮传动比范围i2 = 36,圆锥齿轮传动比范围i3 = 23,则电动机转速可选范围为：设计计算及说明0 0.81pd = 3.36kw结果nd=n .i1i2.i3 =931.2 5587.2r/min初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表:方 案电动机型号额定功率（k w）电动机转速（r/min）电动机质重（kg）同步港减1y132m1-641000960732y112m-441500144043传动装置的传动比总传

5、动比v带传动二级减速器12.373.13.9918.564.644两方案均可行，但方案1传动比较小，传动装置结构尺寸较小，因此采用方案1,选定电动机的型号为 y132m1-64）电动机的技术数据和外形，安装尺寸 由机械设计（机械设计基础）课程设计表 20-1、表20-2查得主要数据，并记录备用。四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比2）分配各级传动比因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以圆锥圆柱齿轮减速器传动比nm i =n 96077.6：12.37i = 12.37i1 = 0.25i =3.1ii2 =.i112.373.1= 3.99i1 二 3.1i2= 3.99设计计算及说明

6、3）各轴转速（轴号见图一）ni = nm = 960r / minn2 = ni =960r/minn3n2960=ii = 3.1=310r /minn4n3310=i2 = 3.99= 77.6r/minn = 960r/minn2 = 960r / minn3 = 310r/ minn4 = 77.6r / minn5 = 77.6r/minn5 = n4 = 77.6r/ min4）各轴输入功率按电动机所需功率 pd计算各轴输入功率，即p1 = pd = 3.36kwp2 = p1. 2 . 5=3.36 0.99 0.988 =3.29kwp3 = p2 . 4 =3.29 0.96

7、 = 3.16kwp4 = p3 . 2 . 3 =3.16 0.988 0.97 = 3.02kwp5 =p4 2 =3.02 0.988 = 2.98kwp13.36t1 =9550= 9550 =33.43n mn1960tcc p23.29t2 =9550 = 9550 = 32.73n mn2960c c p3t3 =9550_9550 3.16 9550= 97.35n mn3310c c p4t4 =9550qccn 3.02二9550= 371.66 n *mn477.6c c p5t5 =95502.98二9550=366.74 n *m5)各轴转矩项目轴1轴2轴3轴4轴5转

8、速(r/min)96096031077.677.6功率（kw）3.363.293.163.022.98转矩(n*m)33.4332.7397.35371.66366.74传动比113.13.991效率10.9780.960.9580.988n577.6设计计算及说明五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率p2 =3.29kw ,小齿轮转速960r/min,齿数比u=3.1,由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作 300天），一班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 7级精度（gb1

9、0095-88）2）材料选择由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料为 40cr （调质），硬度为结果p1 = 3.36kwp2 = 3.29kwp3 = 3.16kwp4 = 3.02kwp5 = 2.98kwt1 = 33.43n mt2 = 32.73n *mt3 = 97.35n *mt4 = 371.66n *mt5 = 366.74n *m280hbs,大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为240hbs。3）选小齿轮齿数z1=25大齿轮齿数z2 = 3.1m 25 = 77.5 ,取整z2 = 78。则z278u =3.12z1252、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算,d

10、 1 t _2.92（ze ）a 2kt 1r ( 1 - 0.5 r )a 2 u（1）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数ku.82)计算小齿轮的转矩t295.5 10 a 5p2 95.5 10 a 5 3.293)n2960=32729n *mm选齿宽系数r=0.33设计计算及说明4）由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限仃h lim1 =600mpa ,大齿轮的接触疲劳强度极限仃h lim2 = 550mpa5）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数ze =189.8mpa a 0.56）计算应力循环次数n1 =60n2jlh =60

11、 960 1 (1 8 300 10)=1.3824 10a 9一 1.3824 10a9n 2 =3.12= 4.459 10a87）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数khn1 =0.93, khn2 =0.968）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=1,得k_ h i1 =khn1 0 h lim 1=0.93 600 -558mpa.khn 2: h lim 2i ch ,2 = 0.96 550 =528mpa（2） 计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t,代入h中较小的值_ _ ze _ kt1d1t -2.923 (. i：h1r(1-0.5 r)a2 *

12、u189.8= 2.92 3 (/2,5281.8 327290.33(1-0.5 0.33厂2 3.1=64.29mm结果z1 =25z2 =78r = 0.33二 h im1 = 600mpac h lim 2 = 550mpaze =189.8mpa a 0.5n1 =1.3824 10 a 9n2 = 4.459 10 a 8 h 1 = 558mpaij-h i2 = 528mpa2）计算圆周速度vd 1t _ 64.29mm二 d1tn2v 二60 1000二 64.29 960601000=3.23m/s设计计算及说明3）计算载荷系数v =3.23m/s结果根据v =323m/s

13、, 7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数 kv =1.12直齿轮 kh - kf - 1由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数 ka =1.25根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数 khpbe=1.25,则 khp=kfp = 1.5kh 伊= 1.5x1.25 =1.875k =2.625接触强度载荷系数 k =kakvkh ：kh =1.25 1.12 1 1.875 =2.6254）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1 =d1t3，k =64.29x32625= 72.91mm；kt1.85）计算模数md1 m = z172

14、.912.91mm25d1 = 72.91mmm = 3mm取标准值m =3mm6）计算齿轮相关参数d1 = mz1 =3 25 = 75mmd2=mz2 =3 78 = 234mm、1 = arccos3.12一 arccos-32 13.12a2 1-17 46182-90 -、1 =72 1342- u a 2 1r = d1752%3.12a2 1=122.86mm7）圆整并确定齿宽 b/rr=0.33m122.86=40.54mm圆整取 b2=49mm, b = 53mmd 二75mmd2= 234mm、1 = 17 4618”、2 = 72 1342r = 122.86nmb1 =

15、 53mmb2 = 49mm设计计算及说明结果3、枚核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数k = kakvkfqkf p= 1.25 m1.12 父 1 父 1.875 = 2.625k =2.6252）计算当量齿数z125zv1 -齐 一0- 26.25cos 61cos17r4618z178zv2 r- - 255.55zv1 = 26.25cos 6 2 cos72 0 1342zv2 = 255.553）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数yfai = 2.60yfa2 = 2.06应力校正系数ysai =1.595xa2 =1.974）由机械设计（第八版）图20-20c查得

16、小齿轮的弯曲疲劳强度极限仃吒1 =500mpa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限ofe2 = 380mpa5）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.88kfn2 =0.946）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s=4,得,1kfn1 二 fe1 0.88 5001.4t f)1314.29mpa7）校核弯曲强度, kfn2 0 fe20.94 380f / 二二=255.14 mpa1.4设计计算及说明2ktyfaysa.:f :- ： |c f 根据弯曲强度条件公式bma2（1-0.5忖0z进行校核2ktyfa1ysa1 f1 - b1ma2(1-0.5 r)a2z

17、12 2.625 32729 2.60 1.59585.70mpa k f k53 3a 2 (1-0.5 0.33广2 25_2ktyfa2ysa2-f 2 ：b2ma 2(1-05r)a2z22 2.625 32729 2.06 1.9749 3a 2 (1-0.5 0.33广2 78= 29.07mpa icf2满足弯曲强度，所选参数合适。圆柱斜齿轮设计已知输入功率p3 =3.16kw,小齿轮转速310r/min,齿数比u=4,由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），一班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮

18、减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度 （gb10095-88）2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择大小齿轮材料均为 45钢（调质），小齿轮齿面硬度为 250hbs,大齿轮齿面硬度为 220hbs。kf-314.29mpa2 = 255.14mpa结果二 f 1 = 85.70 mpai。f)1二 f 2 = 29.07 mpai; f)23）选小齿轮齿数z123,大齿轮齿数z2 _ 4 x 23 _ 924）选取螺旋角。初选螺旋角 =142、按齿面接触强度设计z1 = 23 , z2 = 92结果设计计算及说明由设计计算公式进行试算，即2ktt3 u 1 zhze(l- h

19、-)a2确定公式内的各计算数值kt =1.61)试选载荷系数kt =62)计算小齿轮的转矩t395.5 10 a 5p395.5 10a5 3.163)4)5)n3310= 97348n *mm选齿宽系数 d =1由机械设计（第八版）由机械设计（第八版）图10-30选取区域系数zh =2.433图10-26查得枇= 0.765,数2 = 0.866,则；二二2 = 1.6316)由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数ze =189.8mpa a0.57)计算应力循环次数n1 =60n3jlh =60 310 1 (1 8 300 10)=4.464 10a8n2 =4.464 1

20、0 a 8- 1.116 10a8n1 =4.464 10a8n 21.116 10a88)度极限 crh lim 1 = 600mpa大齿轮的接触疲劳强度极由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强二 hiim2 =570mpa9)由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数khn1 =0.95, khn2 =0.98设计计算及说明结果10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=1,得khn 1- h lim 1ic h 1 s= 0.95 600 =570mpa khn 21hlim 2h h ,2 二：kh】1 = 570mpa= 0.98 57

21、0 =558.6mpa；h 2 = 558.6mpal-h i -564.3mpa570 558.62= 564.3mpa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得2ktt3 u 1 zhzed1,j.u匕产326 97348 5(2.433 189 :1 1.6314564.3=54.23mm2）计算圆周速度v二 d1tn3v =60 10003）计算齿宽b及模数mnt二 54.23 31060 1000= 0.88m/sb = d *d1t =1 54.23= 54.23mmd1t cos :54.23 cos14mnt 2.29mmz123h =2.25 *mnt =2.25

22、 2.29 =5.15mmb 54.2310.54h 5.154）计算纵向重合度期d1t _ 54.23mmv = 0.88m/sb = 54.23mmnt = 2.29mmh =5.15nmbb =10.54 h正=1.824邢：0.318 dz1tan b =0.318 1 23 tan14:1.8245）计算载荷系数结果设计计算及说明根据v =0.88m/s, 7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数 kv =1.02由机械设计（第八版）表 10-3 查得 kha= kfa = 1.4由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数ka =25由机械设计（第八版） 表 10-13

23、查得 kfp=1.34由机械设计（第八版） 表 10-4 查得 khp = 1.42接触强度载荷系数 k = kakvkh 水h = 1.25 1.02 1.4 1.42 = 2.536）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得c kc 2 53d1 =d1t3=54.23 3 - 63.18mm kt 1.67)计算模数mnd1cos :63.18 cos14mn2.67 mmz123取 mn =3mm8)几何尺寸计算(1) 计算中心距k =2.53d1 = 63.18mmmn = 3mm(z1 z2)mn (23 92) 3 a 二2cos -2 cos14= 177.78mma = 1

24、77.78mm13 5956（2）按圆整后的中心距修正螺旋角(z1 z2)mn(23 92) 3-=arccosarccos13 5956”2a2 177.78因口值改变不多，故参数 取、zh等不必修正（3）计算大小齿轮的分度圆直径d1 =d2设计计算及说明z1mn_23 3= 71.1mmcos - cos13 5956z2m|ncos： cos13 595692 3=284.4mm结果d1 = 71.1mmd2 = 284.4mm（4）计算齿轮宽度b = dd1 =1 71.1 = 71.1mm圆整后取b2=71mmbi = 76mm3、校核齿根弯曲疲劳强度1)确定弯曲强度载荷系数k =k

25、akvkkfb = 1.25 1.02 1.4 1.34=2.39b1 = 76mmb2 = 71mmk =2.392)根据重合度 印= 1.824 ,由机械设计（第八版）图10-28查得螺旋角影响系数=0.883)4)zv1zv2z123(cos 3 (cos13 5956)a3z292(cos -)a3 (cos13 5956) a3由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数-25.17= 100.69zv1 =25.17zv2 =100.69yfa1 =2.62yfa2 =2.18应力校正系数ysa1=1.59ysa2 =1.795）由机械设计（第八版）图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳

26、强度极限仃fe1 =440mpa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ctfe2 = 425mpa6）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数 kfn1 =0.88结果设计计算及说明kfn2 =0.927）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=4,得icf 1 =kfn 1： fei0.88 440276.57mpa1.4k-f、276.57 mpa2= 279.29mpa8）校核弯曲强度h.-f i2kfn2二 fe20.92 425_=279.29mpa1.4根据弯曲强度条件公式2kty l(cos )a2yfaysaf1dz a 2 ;mna 3进行校核:二 fi2kty (cos

27、 -) a 2yfa1ysa1怔1八 2 二mn a 32 2.39 97348 0.88 (cos13 5956) a 2 2.62 1.591 23a 2 1.631 3a 3= 68.94mpa :卜 f 卜2kty (cos ) a 2yfa2ysa2f1 二dz2a2 ;mna32 2.39 97348 0.88 (cos13 5956) a 2 2.18 1.791 92 a 2 1.631 3a 3= 64.58mpa icf 2满足弯曲强度，所选参数合适。六、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率 p2、转速n2和转矩t2p2=3.29kw n2=960r/min t2 =

28、 32.73n*m2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为设计计算及说明dm1 =d1(1 一0.5 r) =mz 1(1-0.5 r) =3 25 (1 0.5 0.33) =62.625mmft2t 2dm132.73 10a3 262.625=1045nfr = ft，tan 二 *cos、.1 =1045 tan 20 cos72 1342 =116n二 f1 = 68.94mpa25.59mm,由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7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d md父丁 =30mmm 72mmm20.75mm ,d1

29、 -2 =d5 -6 =30mm o这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础） 课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm,因此取套筒直径37mm。2）取安装齿轮的轴段d2二=d4=35mm ,锥齿轮左端与左轴承之间采用结果设计计算及说明套筒定位，已知锥齿轮轮毂长l =38.5mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面,12 _3 = 35mm此轴段应略短于轮毂长，故取 1 2 3 = 35mm ,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h = 4mm ,则轴环处的直径为 d3 _4 = 43mm 。d3 _4 = 43mm3）已知圆柱直齿轮齿宽 b

30、1=76mm,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14 _5 = 72mm。14 _5 = 72mm4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴,则取 1i ,2 = 55.67mm,13 _4 = 10.08mm,15 _6 =52.75mm1i _2 = 55.67 mm13 _4 = 10.08mm15_6 = 52.75mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d2-3由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面bxh =10mm8mm ,键槽用键槽铳刀加工， 长为22mm,同时h7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m6 ；圆柱齿轮的周向

31、定位采用平键连接，按d4-5由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面bxh =10mmx8mm ,键槽用键槽铳刀加工， 长为56mm,同时为h7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m6；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m6o（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 455、求轴上的载荷设计计算及说明结果载荷水平向h垂直向v支反力ffnh1 =1673nfnv1 = 309nfnh2 = 2061nfnv2 =1225n弯矩mmh1 =102n mmh2 =143n *mmv1=18.93n ,mmv2 = 48.48n mmv3=36.6

32、1n ,mmv4=85.19n m总弯矩m max = m4 =643a2+85.19a2 =166.45n ,m扭矩tt3=97.35n ,m6、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= 0.6 ,轴的计算应力ma2 (二丁2)人2166.45 a 2 (0.6 97.35)a 2；ca41.14mpaw0.1 0.035 a 3二 ca =41.14mpa前已选定轴的材料为 40c（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得岛 _1 = 70mpa,crca b故安全7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面5左右侧受应力最大（2）截面

33、5右侧抗弯截面系数w=0.1da3=0.1 30a3 =2700mma3抗扭截面系数wt =0.2d a3 =0.2 30 a 3 =5400mma3w = 2700mm a 3wt =5400mma3截面5右侧弯矩m为截面5上的扭矩t3为截面上的弯曲应力设计计算及说明m =94581n *mmt 3 =97350 n *mmm 94581:b =w 2700= 35.03mpa结果m = 94581n *mmt3 =97350n *mmo b =35.03mpa截面上的扭转切应力t =18.03mpat297350t18.03mpawt5400轴的材料为40cr , 调质处理。由表 15-1

34、 查得ob =735mpa,。-1 =355mpa,=200mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数1a。及3 按机械设计（第八版）r附表3-2查取。因d2.030= 0.067d 35=1.167d 30,经插值后查得-c-1.90,1. = 1.47又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为q；- 0.82, q . = 0.85故有效应力集中系数为k；:.- = 1 q；（1）=1 0.82 （1.90 -1） = 1.74k .=1 q .（： .-1） =1 0.85 （1.47 -1）=1.40由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数 知=0.71 ,扭转尺寸系数-

35、 0.87 c轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为结果设计计算及说明0.92轴未经表面强化处理，即 刖=1,则综合系数为kj-1a1.741 1=2.540.71 0.92k.2.54k - 1.70k 1 .11.40pt0.87 0.921一 1=1.70又取合金钢的特性系数七二0.1, 1 = 0.05计算安全系数sca值s；：-k 二：a，qc= m3552.54 35.03 0.1 0= 3.99&a =scs20018.0318.031.74 、0.05 223.99 12.39= 12.39s.-3.99s = 12.39sca = 3.40 . s =

36、1.5s；a2 s,a23.99 a2 12.39 a2= 3.40 . s =1.5故可知安全。(3)截面5左侧抗弯截面系数w =4287.5mm a3w=0.1da3=0.1 35 a 3 =4287.5mm)a3抗扭截面系数wt =8575mma3wt =0.2d a3 =0.2 35a 3 =8575mma3截面5左侧弯矩m为m =94581 n *mmm =94581n *mm截面5上的扭矩t2为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力k设计计算及说明t 3 =97350 n *mmm 94581；入=22.06mpaw 4287.5t3wt85759735011.35mpa结果t3=97350n *mmcb =22.06mpat =11.35mpa过盈配合处的由机械设计（第八版）附表3-8用插值法求出，并取k. k。= 0.8 于是得 = 2.13, k = 0.8 2.