机械设计课程设计：二级圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器设计详解

1、设计计算及说明结果一、设计任务书1.1传动方案示意图图一、传动方案简图1.2原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D( mr)25001.62801.3工作条件三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输 链速度允许误差为链速度的二5%。1.4工作量1、传动系统方案的分析；2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算;3、传动零件的设计计算；4、轴的设计计算；5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；6、键联接和联轴器的选择及校核；7、减速器箱体，润滑及附件的设计；8、装配图和零件图的设计；9、设计小结；10、参考文献；二、传动系统方案的分析传动方案见

2、图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高, 适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。 其减速器的传动比为 8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算结果设计计算及说明3.1电动机的选择1、 电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。2、电动机容量选择：(1 )工作机所需功率 PW=FV/1000叽F=2500NF-工作机阻力v-工作机线速度V=1.6m/s-n工作机效率可取0.96(2)电动机输出功率Pd考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为Fd = FW /a

3、口“为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即n；n2n5 =0.8335=0.833ni -滚动轴承传动效率取0.99n2 -圆锥齿轮传动效率取0.95-n3圆柱齿轮传动效率取0.97-口4联轴器效率取0.99n5-卷筒效率取0.96Fd = FV/10002500 Nl.qF 5kwd FV/IUUU 3 a-/1000M0.96X0.8335kwFd =5kw(3)确定电动机的额定功率Fed因载荷平稳，电动机额定功率Fed略大于Pd即可。所以可以暂定电动机的额Ped =5.5kw定功率为5.5Kw。3、确定电动机转速卷筒工作转速nw=60X 1UUUV/ n。=60乂1000乂1.6/3.

4、14乂280=109.2伽)nlw =109.2由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15，故电动机的转速的可选r/min范围为nd1 nd 2 =(8-15 ) nw =873.6 1638r/min。可见同步转速为 1000r/mi n , 1500r/mi n 的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min , 1500r/min的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大 传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量、价格及总传动比。设计计算及说明结果万案电动机型 号额定功率(kw)电动机转速(r/mi n )电动机 质量(kg)传动装置 总

5、传动比同步满载1Y132M2-65.51000960738.792Y132S-45.5150014404313.19表2电动机方案比较表(指导书表19-1)由表中数据可知，方案1的总传动比小，传种装置结构尺寸小， 因此可采用方案1，选定电动机型号为 Y132M2-63.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1 、传动装置总传动比i = nm / nw =960/109.2=8.792、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约动比可大些。所以可取i1 ： 0.25i，低速级为圆柱齿轮传动其传i1=2.2i2 =4选 Y132M2-6 型电动机i1=2.2i2 =43.3计算传动装置的运

6、动和动力参数1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）n = nm /i0 =960r/minnn = n / i 1 =960/202=436.36r/minn = g / i2 =436.36/4=109.2r/minniv 二 n 皿=109.2r/min2、各轴输入功率R - Ped n =4.95kwRi = Pi=4.655kwPii = Rii 2 3=4.47kwRiv = Pill n. n =4.38kwR3、 各轴转矩T| = 9550汉亠=49.24N.mn =960 nn =436.36n iv 二 n 皿=109.2r/minRi =4.95 kwRii =4.65

7、 kwRiii =4.47 kwRiv =4.38 kwni设计计算及说明结果PTh =9550JL=101.88N.mmpTiii = 9550 工旦=390.92N.mn川p =9550 汉=383.04N.Mn iv将计算结果汇总列表如下表3轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴1中间轴II低速级轴III工作机轴IV转速(r/mi n )960960436.36109.2109.2功率（kw）54.954.6554.474.382转矩(N m)49.7649.24101.88390.92383.04传动比12.24.01效率耳0.990.940.960.98四、传动零件的设计计算4.1斜

8、齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为R| =4.655kw小齿轮转速为nn =436.36r/mi n、齿数比为4。小齿轮：40Cr （调质）丄作寿命10年（设每年丄作 300大），二班制，带式输送，丄作平稳，1 、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数转向不变。280 HBS大齿轮：（1）运输机为一般工作机器，速度不咼，故选用7 级精度。（GB10095-88）45钢（调质）（2）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240 HBS7级精度度相差40HBS（3

9、）选小齿轮齿数Z1 = 22,则大齿轮齿数Z2 = 4Z1 =88初选螺旋角P =14乜。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算结果设计计算及说明3电u6=（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数kti=1.6kt1 =1.62）查教材图表（图10-30 ）选取区域系数 ZH =2.435ZH =2.43513）查教材表10-6选取弹性影响系数 Ze=189.8 MPa2ZE =189.84）查教材图表（图 10-26 ）得 鮎=0.765 蛰=0.88 S =备1 +=1.6455）由教材公式10-13计算应力值环数5=1.6459N1 =60 nJ g =60 x 436.36 x

10、1X（ 3X 8 x 300 x 10） =1.885 x 10 hN 2 =0.471X10 9 hK HN=0.96）查教材10-19图得：融=0.9 K 雕=0.95K 氏=0.957）查取齿轮的接触疲劳强度极限JHiim1 =650Mpa Gim 2 = 550Mpa!Hlim1 =6508）由教材表10-7查得齿宽系数輛=1MpaCHlim 2= 550Mpa59）小齿轮传递的转矩 T1=95.5 x 10 x F2 / n2=9550X4655/436.36=101.88N.m*d=110）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：Kq-

11、 1= HNH|im1=0.9 x 650=585 MPaT=101.88N.mKq- J严（上理予设计V*dZ2aS（1）确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数K =KAKVKFO（KFp=1.992）根据纵向重合度 邛=1.744查教材图表（图10-28 ）查得螺旋影响系数 Y=0.88mnt =2.455b 韦=10.62P=1.744K= Kfq=1.4KhP=1.420KfP=1.32d1=61.4mm mn1 =2.7 mm3）计算当量齿数Zv1 = Z1 cos=4.08设计计算及说明ZV2 =Z2/COS3 2 =88/cos314：=96.334） 查取齿形系数查教材图表（表

12、10-5 ） 丫；|=2.6476 , Y,2 =2.187345） 查取应力校正系数查教材图表（表 10-5 ） Ys_.4=1.5808 , Ys.2 =1.786336） 查教材图表（图10-20C ）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限c FE1=520MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限二FE2=400MPa。查教材图表（图10-18 ）取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 K FN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式FKfn三疋得F SKfN1 FF 1叩1=V普拊710.88 400 = 251.431.49）计算大、小齿轮的Yf ：Y-，并加以比较F 1丫十,1

13、6】12.6476 1.5808315.71YFs,2J22.18734 1.78633251.43大齿轮的数值大.选用.ZV1 =24.08结果Z v 2 =96.33Yf .1=2.6474Yf-.2=2.187Ys .1=1.5808Ys-.2 =1.7863Kfn1 =0.85K fn 2 =0.88-fe1=315.7fe 2 =251.4(2)设计计算1 )计算模数422 1.99 10.188 104 0.88 cos214 0.01554, mm = 1 87 mm 1 222 1.645对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳g=2mm强度计算的法

14、面模数，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，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取叫=2mn但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度那么 z2 =4X 30=120乙=30z2=120结果a= Z2)mn=(3 12)2=i55mm2cos ：2 cos14(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(z杯“笃豐2“4 3533因：值改变不多，故参数；一.，k :, Zh等不必修正.(3)=Z30汉21 cos :cos14.5925=Z2mn1207计算大小齿轮的分度圆直径dd=62 mm(4)cos :=248mmco

15、s14.5925a=155mm=14 35 33 d1=62mmd 2 =248 mmB1 二 67B?二 62计算齿轮宽度算得的分度圆直径 d1=61.4 mm来计算应有的齿数.2)计算齿数z 1= 61.4 CoS14 =29.78 取 z1=30mn设计计算及说明4、几何尺寸计算(1) 计算中心距B= 495 丿 0.35乂 (1 0.5 x 0.35) x 2.2d1t =85.22mm2）计算圆周速度V、/兀 ditnV =1 =4.28m/sV=4.28m/s6000003）计算载荷系数系数Ka =1,根据V=4.28m/s ,7级精度查图表（图10-8 ）得动载系数 仏=1.15

16、查图表（表10-3 ）得齿间载荷分布系数KHa=KFu=1根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得KH33b1.25的Kh B = Kfb=1.5X1.25=1.875得载荷系数K = KaKv KhaKH (5=2.156K=2.1564）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得_3 17756-=85.22乂 J90.5mmd -诃YKt 1.85）计算模数Md190.50 小 _ _m =3.62mmMt =3.62mmZ1253、按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式：4KT1YFaYsa(10.5钻)2乙2&2 +1 竹】（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数K = KaKvKf

17、o(Kf0=1X1.15X1X1.875=2.159K=2.1592）计算当量齿数Zv1 =Z1cos 和=27.4结果KfN1FE1F 1 =0.83 5201.4= 308.28MPa丫十 2.562Yf” 2.1532Ys-界=1.604Ys：.2 =1.8168FE 1 = 520 MPa二 FE2 二 400MPaKFN1 =.83Kfn2=0.85设计及设计说明Zv2 二 Z 2=133.5cos 6 23 ）由教材表10-5查得齿形系数Yf- 2.562Yf ;2 =2.1532应力校正系数Ys-j =1.604Ys-.2 =1.81684）由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲

18、劳强度极限；fe1 =520MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 6E2 =400MPa5）由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数 Kfn1=083 K fn2=0856）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得KfnFF20.85 400 =242.86MPa1.47)计算大小齿轮的YFa F Sa ,并加以比较g 2=0-3YFa2Fsa22.15 1.8168 = 0.0161076】2242.86大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算（2）设计计算M=2.75mm:/_4 汇2.156 汉 49240 汉 0.016107小 m 启2 mm = 2.668mm；0.351

19、-0.5 0.35 252、2.221取 M=2.75mm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=2.75mm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d1 =90.50 mm来计算应有的齿数.设计及设计说明计算齿数z 1=d fc33取z 1=33m那么 z 2 =2.2 X 33=73计算几何尺寸(1)d1 = z1 = 2.75 33=90.75(2)d2=z2m=2.75 73

20、=200.75(3)十arccot 1 =24. 325 = 24 1 9 30 d2(4)、2 =90=65 4030 ”(5)221 =109.65 mm2结果z1=33z2=33d1=90.75d 2 =200.75冷=24 19 30 、：2 =65 40 30 R=109.65mm(6)b 二R r=38.37 圆整取 B2 =36mm B1=41mm（7）小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆直径为 95.76mm 采用实心结构其零件图如下 大锥齿轮（齿轮2）大端齿顶圆直径为 203mm采用腹板式结构机构设计H:.耐 Far厂B 1 =41mmB 2 =36mmi Wj.Tjut*liH-C

21、tQ畑*ifii-31： 1triWiXj!n.iJtt1M3JFl1hJi.xMHMfl1IBa*LMVPIflF1Hlio i；icnf Li：lif设计计算及说明五、轴的设计计算结果图三、直齿锥齿轮5.1输入轴（I轴）的设计1、求输入轴上的功率 Pi、转速n 和转矩TiP =4.95 kwn =960r/minTi =49.24N.M2 、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dmi = di（1-0.5 r） = 74.87mmFr = Ft.ta n20cos1 =436.25NFa = Ft.ta n20si nh=197.19N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa

22、的方向如图二所示F HLF N”冃i-一ririaF W.r SJ hF 5 7 V 戸L一十-T 1 IlTh_r|T_r二1卜 L I则 Ft =2Tdm广2 4924074.87 “315.35NFt=1315.35NFr=436.25NFa=197.19N11丄rm丄丄丄丄丄弔2 V 1图四、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 =112，得结果设计计算及说明dmin=19.35 mm输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型

23、号。联轴器的计算转矩Tea =KAT 2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取Ka1*3，则Tea =KAT2=1.3X49.24=64012N.Mm查机械设计课程设计表14-4，选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.m,而电动机轴的直径为 38mm所以联轴器的孔径不能太小。取d12 =30mm半联轴器长度L=82mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm4 、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五）d12 =30mm图五、输入轴轴上零件的装配（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

24、的直径d23 =37mm。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于 L所以取L12=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 d23 =37mm，由机械设计课程设计表 13-1 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d23 二 37mmL12=58mmd34 = 40mmd D T =40mm 90mm 25.25mm所以 d34 =40mm而 L34 =25.25mm设计计算及说明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13-1查得30308型轴承的定位轴肩高度 da =49mm，因

25、此取d45 =49mm3） 取安装齿轮处的轴段67的直径d67 = 35mm ;为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取 l56=24mm d56 =40mm4） 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I =30mm，取L23=50mm5） 锥齿轮轮毂宽度为50mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮取L67=61mm由于Lb ： 2La，故取 l45 =98mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d67 =35mm由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面10mm8mm，键槽用键槽铳刀加工， 长为45

26、mm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H 7 ；同样，半n 6联轴器处平键截面为 b h l = 10mm 8mm 50mm与轴的配合为 H_7 ；滚动k 6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寸L34 =25.25mm结果d45 二 49mm d67 = 35mmL56 =24mm, d56 = 40mm L23=50mmL67 =61mmL 45 = 98mm取轴端倒角为2 45，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=19.5mmo所以俩轴承间支点距离为109.5m

27、m右轴承与齿轮间的距离为54.25mm。）（见图四）载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 =651.65NFnv1 = 216.13NFnh2 =1967NFnv2 = 652.38N弯矩MMh =71357.7N.mmMv1 = 714356N.mmMv2 = 7789.2N.mm总弯矩M =71357.72 +71435.62 =100970.1N.mm扭矩TT =49.24N.M结果设计计算及说明6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表屮的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6，轴的计算应力为2 +(aTi)2J100970.12 +(49240X0.6)2丿 _ y、7= 16 44MpaW0.1X403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fcr 4 =60MPa, cpa】，故安全。5.2输出轴（III轴）的设计1、求输出轴上的功率P川、转