福建农林大学机械设计课程设计说明书(二级圆柱圆锥齿轮减速器)

1、目录1122324353667118209211022112225261 传动简图的拟定1.1技术参数：碾轮上的阻力矩为2800N，碾轮轴的转速 n=40 r min ，允许有 5%的偏差。1.2工作条件：混沙机由交流电动机带动，单班制工作，工作时经常满载、有轻微振动，工作年限为五年。 ( 设计时 ) 。1.3拟定传动方案传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为齿轮传动。方案简图如图。12 电动机的选择2.1电动机的类型： 三相交流异步电动机（Y 系列）2.2功率的确定Pw =11.73kw2.2.1工作机所需功率 Pw (kw):Pw =Tn /955

2、0=2800*40/9550= 11.73kww2.2.2电动机至工作机的总效率：=0.764 =11 25 3 4 5=0.9930.993 0.98 50.94 0.97 0.94=0.764（ 1 为联轴器的效率，2 为轴承的效率，3 为圆锥齿轮传动的效率，4 为圆柱齿轮的传动效率，5 为开式圆锥齿轮传动的效率）Pd =15.353kw2.2.3所需电动机的功率Pd (kw):Pd = Pw / =11.73Kw/0.764=15.353kw2.2.4 电动机额定功率 : PmPd2.4确定电动机的型号因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，其中P

3、m =4kN，符合要求，但传动机构电动机容易制造且体积小。由此选择电动机型号： Y180M 4电动机额定功率 Pm =18.5kN, 满载转速 错误 ! 未找到引用源。 =1470r/min电动机型号额定功率满载转速起动转矩 / 额最大转矩 / 额n=1500r/min(kw)(r/min)定转矩定转矩Y180M-418.514702.02.2电动机型号：选取 B35 安装方式Y112M 43 传动比的分配i总 =36.75总传动比： i总 = nm /n 出 =1470/40=36.75设高速轮的传动比为 i1, 低速轮的传动比为 i 2 , 开式圆锥齿轮传动比为 i3，i1 =3.22减速

4、器的传动比为 i减 , 开式圆锥齿轮传动的传动比推荐 3-4 ，选 i 3 =3.06 ， i 减 =i总 / i3 =12, 选 i1 =3.2 ， i2 =3.75 则 i =i1 i2 i3 =3.2 3.75 3.06=36.72i =（ i - i总 ）/ i总 =0符合要求。4 传动参数的计算4.1各轴的转速 n(r/min)i2 =3.75i3 =3.06n1 =1470r/minn 2 =459.37r/min高速轴的转速：中间轴的转速：低速轴的转速：碾轮轴的转速：n1 = n m =1470 r/minn 2 = n1 / i1 =1470/3.2=459.37 r/min

5、n 3 = n 2 / i2 =490/3.75=122.5r/min n 4 = n3 / i3 =140/3.06=40 r/minn 3 =122.5r/minn 4 =40r/minP1 =15.25kW4.2各轴的输入功率 P（kw） 1 1 25345高速轴的输入功率： P =p * 1 =15.35*0.993=15.25kw1m中间轴的输入功率： P2=p1* 2 *3=15.25*0.94=14.3kw低速轴的输入功率： P3=p2* 2 *4=14.3*0.97=13.9kw碾轮轴的输入功率： P4=p3* 5 * 2=13.9*0.94=13.06kw4.3各轴的输入转矩

6、 T(Nm)P2 =14.3kWP3 =13.9kWP4 =13.06kWT1 =99.07 N mT2 =297.28NmT3 =1083.63N m高速轴的输入转矩：中间轴的输入转矩：低速轴的输入转矩：碾轮轴的输入转矩：T19550 P1 / n199.07N mT29550 P2/ n2297.28N mT39550P3 / n31083.63N mT49550 P4/ n43118.075N mT4 =3118.075Nm5 圆锥齿轮传动的设计计算5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数5.1.1选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制GB /T123691990齿形角20o ，顶隙系数 c

7、*0.2 ，齿顶高系数 ha*1，螺旋角m0o ，轴夹角90 ，不变位，齿高用顶隙收缩齿。z1 =355.1.2根据课本表 10-1 ，材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为z2 =107280HBS，大齿轮材料为45 钢（调质），硬度为 240HBS。35.1.3根据课本表 10-8 ，选择 7 级精度。5.1.4传动比 u= z2 / z1 =3节锥角， 29018.4371.57不产生根切的最小齿数：Z min2ha*cos 1 / sin 2=16.22选 z1 =35， z2 =u z1 =35*3=105 选取 z2 =1075.2按齿面接触疲劳强度设计2KT1公式：d1t

8、 2.92 3Z ER 10.52 uHR5.2.1试选载荷系数 K t =25.2.2计算小齿轮传递的扭矩 T1 =95.5 10 5P1 / n1 =9.9 104N mm5.2.3选取齿宽系数R =0.35.2.4由课本表 10-6 查得材料弹性影响系数 Z E188MPa 1 / 2滴油润滑5.2.5由图 10-21d 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1600MPa ，大齿轮的接触疲劳极限H lim2 550MPa 。5.2.6计算应力循环次数N160n jLh601470 1825058.82 1081N 2N1 / u2.76108 5.2.7由图 10-19 查

9、得接触疲劳寿命系数K HN10.90K HN20.916.2.8计算接触疲劳许用应力H1K HN1lim 1 / S0.90600540MPaH2KHN2lim 2 / S0.91550500.5MPa5.2.9试算小齿轮的分度圆直径代入H中的较小值得ZE2KT1=88.663 mmd1t 3R1 0.52 uHR5.2.10计算圆周速度 vdm1d1t 10.5 R88.663(10.50.3)75.364 mmv( d m 1 n1 ) /( 601000)=（3.14159 75.364 1470）/ （60 1000） 5.801m/s45.2.11计算载荷系数齿轮的使用系数载荷状态均

10、匀平稳，查表10-2 得 K A =1.25 。由图 10-8 查得动载系数 K V =1.15 。由表 10-3 查得齿间载荷分配系数K H = K F =1.1 。依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表10-19 得轴承系数K v =1.23由公式 K H = K F =1.5 K H be =1.383 接触强度载荷系数K = K A KV K HK H=1.25 1.23 11.383=2.135.2.12按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1d1t 3 K / Kt =88.663 3 2.13/ 1.3 =104.525 mmm=d1 / z1 =104.525/35=2.99

11、mm取标准值 m = 3 mm 。5.2.13计算齿轮的相关参数d1 =mz1 =335=105 mmd2 =mz2 =3107=321 mm1arctan 1/ u18.43 =18 6472 =90 - 1 =71 53135.3校核齿根弯曲疲劳强度5.3.1确定弯曲强度载荷系数 K= K A K V K F K F =2.135.3.2计算当量齿数zv1 = z1 /cos1 =35/cos 18.1=36.8zv2 = z2 /cos2 =107/cos71.9=344.45.3.3查表 10-5 得 YFa 1 =2.62, YSa1 =1.59, YFa 2 =2.11, YSa2

12、 =1.895.3.4计算弯曲疲劳许用应力由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.9K FN 2 =0.97m =3 mmd1 =104.53 mm d 2 =321 mm5取安全系数 SF =1.7由图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FN 1 =500MpaFN 2 =380Mpa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力F 1 F 2KKFN 1FN1 / SF0.9450 /1.5270MPaFN 2FN2 / SF0.97450 /1.5291MPa5.3.5校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式2KT1YFa1YSa1FFbm2(1 0.5 R )2 zYFa1 YSa

13、12.62 * 1.89 F10.0183270YFa 2 YSa 22.11* 1.89 F20.137291满足弯曲强度要求，所选参数合适。6 圆柱齿轮传动的设计计算6.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数6.1.1选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。6.1.2根据课本表 10-1 ，选择小齿轮材料 40Cr 钢，调质处理，硬度 280HBS；大齿轮材料 45 钢，调质处理，硬度 240HBS。7.1.3根据课本表 10-8 ，混沙机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。6.1.4试选小齿轮齿数 z1 =26, 则 z2 =u z1 =i 2 z1 =24*3.75 91初选螺旋角 =14。6

14、.2按齿面接触疲劳强度设计62（）ZH ZE公式： d1t 32K tT11uHdz1 =246.2.1试选载荷系数 K t =1.3z1 =916.2.2计算小齿轮传递的转矩T =95.5 10 5P2 / n2 =2.98 105Nmm6.2.3由表 10-7 选取齿宽系数d =116.2.4由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E =188 MPa 2 ，由图 10-30 查的区域系数 Z H =2.5。6.2.5由图 10-26 查的10.78020.885则121.726.2.5需用接触应力H1H2 558 522.5H22540.25 Mpa6.2.5由图 10-21d 按齿

15、面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1 =600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1 =600Mpa。6.2.6计算应力循环次数N160n2 jL h =60459.375 1（ 82505）=2.76 10 8N 2 = N1 /u=2.76 10 8 /3.75=0.731086.2.8由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN 10.93， K HN20.95。6.2.9计算接触疲劳许用应力取安全系数 S=1取失效概率 1%H1K HN 1 H lim 1=0.96 600=576MPaSH2K HN2SH lim 2=0.98 600=588MPa6.2.10试

16、算试算小齿轮的分度圆直径，带入H 中的较小值得ZH ZE2（）d1t2K t T113u=79.08mmHd6.2.11计算圆周速度vd1t n2=3.1479.08459.375601000601000m/s=1.902m/s6.2.12计算齿宽 bbdd1t =179.082mm=79.08mm6.2.13计算齿宽与齿高之比 bh7模数 mtd1t cos。/24=3.20mmz1=79.08*cos14齿高 h 2.25mnt=2.25 3.2=7.2mmb =79.08/7.2=10.99h6.2.14计算纵向重合度0.318dz1tan0.318* 1* 26 * tan2.066.

17、2.14计算载荷系数根据 v=1.902m/s ，由图 10-8 查得动载荷系数 KV =1.05 ；直齿轮，由标 10-3 查的 K H = K F =1.4由表 10-2 查得使用系数 K A =1.25由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， K H =1.40 。由 b =10.99 ， K H =1.40 查图 10-13 得 K F =1.35; 故载荷系数 hK = K A KV K HK F =11.09 1.4 1.35=2.3796.2.15按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d1d1t 3K =79.08232.379 =88.791mmK

18、t1.36.2.16计算模数 m：d1cos。mn=88.791 cos14 /24=3.14mmz16.3按齿根弯曲强度设计公式为2KT1Y cos2YFaYSamn 3d z12F6.3.1由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1450MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度FE 2450MPa据纵向重合度2.06，从图 10-28 查的螺旋角影响系数Y0.886.3.2计算当量齿数和齿形系数8当量齿数z12628.46zv1cos3 14cos3z29199.6zv1cos3 14cos36.3.3 计算弯曲疲劳许用应力由图 10-20c 查的小齿轮弯曲疲劳强度 FE 1550M p

19、a小齿轮弯曲疲劳强度 FE 2 600M pa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN 1 =0.90,K FN 2 =0.97取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则K FN1FE1F1SKFN2FE2F2S=0.91 500/1.4=325 Mpa=0.95 380/1.4=257.86 Mpa6.3.4计算载荷系数 KK=KAKV KF1.41.35=2.379KF =1 1.16.3.5查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1 =2.65 ， YFa 2 =2.236.3.6查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1 =1.58 ， YSa1 =1.766.3.7计算大、小齿轮的

20、 YFaYSa 并加以比较FYFa 1YSa1=2.65 1.58/289.29=0.0145F 1YFa 2YSa2=2.23 1.76/311.79=0.0126大齿轮的数值大。F 26.3.8 设计计算321.32.981050.686m2420.0145 2.374mm1对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn 大于由齿根弯曲疲劳9强度计算的模数，取mn=3.0 ，已可满足弯曲强度，但为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 =111mm，来计算应有的齿数。于是由z1 = d1cos= 88.791 cos1429.597 30mn3m=3.0大齿轮齿数 :

21、z2 =303.75=112.5 ，即取 z2 =113这样设计出的齿轮传动， 既满足了齿面接触疲劳强度， 又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。z1 =30z2 =1136.4几何尺寸计算6.4.1计算中心距a=z1 z 2 m n38133 32cos2214.5mmcos14圆整 a=265mm6.4.2按圆整后的中心距修正螺旋角z1z2 mnarccos38131 3arccoscos216.392265因值改变不多，故参数、K、Z H 等不必修正6.4.3 计算分度圆直径和齿轮宽度d1 = z1 mn/ cos=303/cos14.55。=90mmd2 = z2 mn

22、/ cos=1133/cos14.55 。 =339mmb=d d1 =190mm=90mm取 B2 =95mm,B1 =100mm7 轴的设计计算7.1输入轴设计7.1.1求输入轴上的功率 p1 、转速 n1 和转矩 T1p1 =15.246kWn1 =1470r/minT1 =99.07 N m7.1.2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dm1 d1 1 0.5 R 102(1 0.5 0.3) 86.7mmmma=214.5mm =16.39 。d1 =90mmd2 =339,mmB2 =95mmB1 =100mm10Ft2T121.0813105Nd m 186.72

23、491FrFttancos 12491tan 20cos16.38869.9NFaFttansin12491tan 20sin 16.38255.6N7.1.3 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），根据课本表 15-3 ，取 A0 115 ，得dmin A0 3P11143 15.24626mmn1Ft2220.1N1470Fr766.61N因轴上有两个键槽，故直径增大10%15%，取 d12 =35 mm 左右。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 Fa255.46 N轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联

24、轴器的计算转矩 TcaK AT1 ，查课本表 14-1 ，由于转矩变化较大，故取KA1.3 ，则Tca K AT1.3 108130140569 N mm 140.569N m ，因输入轴与电动机相连，转速高，转矩小，选择弹性套柱销联轴器。电动机型号为Y200L 4, 由指导书表 12-4 查得，电动机的轴伸直径 D= 48 mm 。查指导书表 8-5 ，选 LT8 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250 N m ，半联轴器长度 L1 112mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。7.1.4拟定轴上零件的装配方案7.1.5为了满足半联轴器的轴向定位，1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取2-

25、3 段的直径 d23 =35 mm 。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=40 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L=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 轴段的长度11应比 L 略短一些，现取 l12 82mm 。7.1.6初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d23 =35 mm ，由指导书表 6-7 ，初步选取 03 系列，30308 轴承 其尺寸为 d DT B 40 90 25.25 23 ，故 d34d56 40mm ，而为了利于固定 l 3423mm。由指导书表 15-1d12 =

26、30mm查得 d4550mm 。d 23 =35 mm7.1.7取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 d6735mm ；齿轮的左端与套筒之间d 3440mm采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为50mm，应使套筒端面可靠地d4550mm压紧轴承， l 67 由套筒长度，挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组d5640mm成，故 l67 75mm。为使套筒端面可靠地压紧轴承， 5-6 段应略短于d6735mm轴承宽度，故取 l56 23mm。l1282mm7.1.8轴承端盖的总宽度为 30mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加l2350mm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l3423

27、mml30 mm ，故取 l 23 50mml4590mm7.1.9l 45 90mml5623mm至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。l6775mm7.1.10轴上零件的周向定位轴全长 343mm齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接轴与半联轴器之间的平键，按 d12 =30mm, 查得平键截面bh 10 8mm, 长 70mm轴与锥齿轮之间的平键按d6755mm ，由课本表 6-1 查得平键截面b h 16 10mm，长为 42mm，键槽均用键槽铣刀加工。为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为 H 7 / k6 ，齿轮轮毂与轴的配合为H 7 / m6

28、；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m6。7.1.11确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2 ，全部倒角为 245 。7.1.12 轴的强度校核根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图，确定轴的危险截面。12计算轴危险截面处的M H 、 M V 及 M 的值列于下表：13载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 11611NFNV 1410.6NFNH 24102NFNV 21285N弯矩 MM H159654 N mmM v 44385N mm总弯矩M1596542443852165708Nmm扭矩 TT3 =108000N mm联轴器

29、附加径向载荷Fc 计算Fc 0.22T30.221.0810 5ND0301440Fc 作用下的受力分析如图 f由受力平衡的Frc12237.2 NFrc 2797.1N作弯矩图 M c ，如图 g 所示M 总 MM c , 如图 h综上可知：危险截面在靠近联轴器的轴承支点处M=206778N/mm,T=108000N/mm7.3.12 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。M 2T12( 206778)20.6 108000 2caW0.140333.85MPa前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由课本表 15-1

30、查得许用弯曲应力1 60 MPa ，因此ca1 ，故安全。7.2中间轴设计7.2.1求输入轴上的功率 p2 、转速 n 2 和转矩 T2p2 =14.3kWn2 =459.37r/minT2 =297.28Nm7.2.2求作用在齿轮上的力已知小圆柱直齿轮的分度圆半径d1 =90 mmFt12T2= 23708007490.9Nd19014Fr1Ft1 tan7490.9tan202726.75N已知大圆锥齿轮的平均分度圆半径dm 2d2 t1 0.5R339(1 0.5 0.33)288.15 mmFt 22T222.971052443.8Nd m2288.15Fr 2Ft 2tancos 1

31、2443.8tan 20cos 69.17316.3 NFa 2Ft 2tansin12443.8tan 20sin 69.17831.3N7.2.3 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），根据课本表 15-3，取 A0114 ，得dminA0 3P2112 3 15.9337.27mmn2432中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上有两个键槽，故直径增大10% 15%，故 dmin40mm7.2.4拟定轴上零件的装配方案如图7.2.5初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d12 =d5640mm ，

32、由指导书表6-7 中初步选取 03 系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为dDT409025.25，所以 d12 = d56 =40mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位， 由表 15-7 查得 30306 型轴承的定位轴肩高度， 因此取套筒外直径 55mm，内直径 50mm。7.2.6取安装圆锥齿轮的轴段d2350mm ，锥齿轮左端与左轴承之间采用套15筒定位，已知锥齿轮轮毂长L 60mm，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 l23 58mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴环处的直径为 d3460mm 。7.2.7已知圆柱直齿轮齿宽 B1 =106mm，为了

33、使套筒端面可靠地压紧端面， 此d1240 mm轴段应略短于轮毂长，故取l 45 =105mm。d 2350 mm7.2.8箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴， 由圆锥齿轮的啮合几何关系， 推d 3460mm算出，箱体对称则：取轴肩l34 14mmd 4555 mml 56 64mm, l12 55mmd 5640 mm7.2.9轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d23 由课本表 6-1 查得平键截面b h 14 9mm，键槽用键槽铣刀加工，长为51mm，同时为保证齿轮与轴配l1255mmH 7 ；圆柱齿轮的周向定合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为l 2358mmm6位采用平

34、键连接， 按 d 45由课本表 6-1 查得平键截面 b h16 10mm，键槽用l3414mm键槽铣刀加工，长为 97mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选l 45=105mmH 7 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保择齿轮轮毂与轴的配合为l5664mmm6证的，此处选轴的尺寸公差为 k6。7.2.10确定轴上圆角和倒角尺寸轴总长： 296mm参考表 15-2 ，取轴端倒角为 245 。7.2.11 轴的强度校核根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图，确定轴的危险危险截面。16计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的MH 、MV 及M 的值列于下表载荷

35、水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 14651NFNV1669.9NFNH 25283.2NFNV 2165.75N弯矩 MM H507168NmmM v 158784 N mm总弯矩M50716821587842531046Nmm扭矩 TT2=370800N mm综上可知：危险截面在靠近联轴器的轴承支点处M =531046Nmm,T=370800Nm7.3.12 按弯扭合成应力校核轴的强度17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M 2T32(531046)20.6370800 2caW0.155334.6MPa前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由课本表 15-1 查得许用弯曲应力1 60 MPa ，因此 ca1，故安全。7.3输出轴的设计7.3.1求输入轴上的功率 p1 、转速 n1 和转矩 T1P3 =13.901kWn3 =122.5r/minT3 =1088.64Nm7.3.2求作用在齿轮上的力已知大圆柱直齿轮的分度圆半径d2 =339mmFt2T3 = 213600007619Nd2339Fttan2773.3NFr=7619 tan 20cos7.3.3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），根据课本表 15-3 ，取 A0 11