机械设计课程中锥圆柱齿轮zz二级减速器设计分析

建山大学

机械设计课程设计阐明书

题目：带式输送机传动装置

学院（系）：机械工程学院

年级专业：矿电11-3

学号：—

学生姓名

指导教师

教师职称：专家

目录

一.电动机选择计算........................................

1.原始数据...........................................

2.电动机型号选择....................................

二.总传动比确定和各级传动比分派........................

三.运动和动力参数日勺计算.................................

四.传动零件的设计计算...................................

1.圆锥齿轮的选择计算................................

2.斜齿轮传动选择计算................................

五.轴的设计和计算.......................................

1.初步计算轴径........................................

2.轴的构造设计......................................

3.III轴日勺弯扭合成强度计算...........................

六.滚动轴承的选择计算...................................

七.键连接H勺选择和校核...................................

八.减速器附件的选择.....................................

九.润滑和密封阐明.......................................

1.润滑阐明...........................................

2.密封阐明..........................................

十.拆装和调整的阐明......................................

十一.减速箱体的附加阐明..................................

十二.三维图设计...........................................

十三.设计小结............................................

十四.参照资料............................................

一.电动机选择计算

1.原始数据

①运送链牵引力F=I734N

②运送链工作速度V=1.34m/s

③滚筒直径D=().26m

2.电动机型号选择

运送链所需功率，取

P二―二1734x1.34=24?kw

Pw=2.42Kw

”1000—1000x0.96.

取n1=0.99(连轴器),2=0.98(轴承)，113=0.97(斜齿轮)，中=0.94

(圆锥)，则r|=nix(r|2)4xr|3xT|4=0.82

ana=0.684

电动机功率

Pd=Pw/小=2.42/0.82=2.95KwPd=2.95Kw

卷筒轮转速

60xl000v60x1000x1.34八。“7.、

n=-------------=-------------------=98.4(r/min)n=98.4r/min

TIDJix260

圆锥-圆柱齿轮减速器推荐传动比为ia'=10~25

故电动机转速可选范围

nd'=ia'xn=(1()〜25)x98.4=984~246()r/min

符合这一范围的同步转速为1000i7min和1500i7min,综合考虑

选电动机型号为Y100L2-4,重要性能如下表：

电动机型号

额定功同步转满载转起动转矩最大转矩Y100L2-4

电动机

率速速额定转矩额定转矩

型号nd=1500r/min

(Kw)(r/min)(r/min)

n,n=1430r/min

Y100L

3150014302.22.3

2-4

二.总传动比确定和各级传动比分派

总传动比为ia=14.53

i』侬=14.53

an98.4ii=3

圆锥齿轮传动比i尸(0.25〜0.4)ia=3.66.〜5.85

取iiW3,则圆锥齿轮传动比i=3

i2=4.84

・K14.5340)

i,=—=-------=4.84

~3

三.运动和动力参数的计算

设输入为1轴，圆锥为2轴，齿轮轴为3轴，卷筒轴为4轴。

nj=1430r/min

1.各轴转速：

n2=476.67r/

ni=n/i1=940/l=1430r/min

mmin

n2=ni/iz=1430/3=476.67r/min

nn3=98.4r/min

n3=nm/i3=476.67/4.84=98.4r/min

2.各轴输入功率：

Pi=2.92kw

Pi=Pdxnoi=2.95xO.99=2.92kw

P2=2.69kw

P2=Pixr|02=2.92x0.98x0.94=2.69kw

P3=2.56kw

P3=P2xn34=2.69x().98x().97=2.56kw

P4=2.48kw

P4=P3><n45=2.56x0.98x0.99=2.48kw

Td=19.70N

3.各轴输入转距：

Ti=19.5N*m

Td=9550xPd/nni=9550x2.95/l430=19.70N•m

T2=53.89Nm

Ti=Tdxnoi=19.7x0.99=19.50N•m

T3=247.94N-m

T2=Tixi1xni2=19.5x3x0.98x0.94=53.89N・m

1=240.55N-m

T3=T2xi2xn34=53.89x4.84x0.98x0.97=247.94N•m

T4=T3xi3xn45=247.94x().98x().99=240,55N・m

运动和动力参数计算成果整顿于下表：

功率P转矩转速n传动比

轴号效率n

(Kw)T(N・m)(r/min)i

电机轴2.9519.701430

1.000.99

I轴2.9219.501430

30.92

n轴2.6953.89476.67

4.840.95

HI轴2.56247.9498.4

1.000.97

卷筒轴2.48240.5598.4

四.传动零件的设计计算

圆锥齿轮计

算公式和有

1.圆锥齿轮的选择计算

关数据皆引

(1).选择圆锥日勺传动类型自《机械设

由于直齿最常用，因此选用直齿圆锥齿轮传动计》第91页

〜93页

(2).选择材料、精度等级和圆锥齿轮齿数

圆锥大齿轮

材料•：圆锥小齿轮：45钢，调质处理，齿面硬度HB=240HBS；

材粒用45

圆锥大齿轮：45钢，正火处理。齿面硬度HB=190HBS钢、正火，小

齿轮调质

精度等级：初选用8级

圆锥小齿轮齿数：

zi=21

一般小锥齿轮齿数Zi=17~25

Z2=63

zi=21(由i=3取)

则Z2=izi=63,

(3).按齿面接触疲劳强度进行计算

根据闭式圆锥齿轮传动叼设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设

计,再校核齿根弯曲疲劳强度。

计算公式

d>J4K7；/ZE・Z〃1

齿宽系数：UR=03

确定载荷：K=KA•Kv•Ka・Ks

KA=1.25

轻微震动KA=1.25

Ka=l

齿间载荷分派系数Ka=I

载荷平稳K产1.13"1.13

Kv=1.17

预估V2=4m/s,取Kv=1.17

则K=1.25xl.17x1x1.13=1.65K=1.65

T,=19.50^

作用在圆锥上的转距T2=19.50・mm

ZE=189.8

查表得ZE=189.87^7ZH=2.5

YMPCI

查表得aH=450MPa

aH=450MPa

应力循环次数：

Ni=1.65xl09

=60/?,/,=60x^^x300x4x2x8=1.65xl09Ni=5.49xl()8

Z

M=60%/〃=%〃=5.49x108

则

[可闭=•KHN\=550MPa[a]H2=crHhm2•KHN2=450MPa

计算dlm=3

di=60.37mm

4=mZ1=3x21=63mm

d2-mZ?=3x63=189mm

(4).圆锥齿轮日勺重要参数和几何尺寸

R=99.612mm

锥距

zi=21

=99.612mm

2V[Z)

2Z2=63

铢角

d=arctanZ{/Z2=arctan21/63=18266

0=90°-6=713354

8]=182661

4二713354

计算大端分度圆直径

4=mZ[=3x21=63mm

d>=mZ?=3x63=189mm

di=63mm

确定齿宽di=189mm

b=丫，R•R=0.3x99.612=29.88mmb=30mm

圆整b=30mmo

校核锥齿轮平均分度圆处的1圆周速度v

4川=(1-0.5^)^=(1-0.5x0.3)x60.37=51.31^772

研3.14x1430x51.31&婕/..

=1[n八八=------------------=3.84m/sx4/7?/s

mxlOOO60x1000

"L

<5%

%

符合规定

(5).校核锥齿轮齿根弯曲疲劳强度

4K7；

以(1一0.5〃jZ；加%"。]

IFa\ISa\

当量齿数

ZV1=—^=22.14Z"2=Z?=199.22zvi=2.14

COS6COS心

z、2=199.22

齿形系数

%=2.68%=2.07

应力修正系数

4,1=156%=1.79

弯曲疲劳极限应力和寿命系数

团FI=420MPa

=450MPa=450MPa

计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为安全系

1%,同尸二58.01MPa

数S=1

J=K/W]•(T/qiml=65A6MPa<[%]=420Mpei

圆锥齿轮设

[如]=K•o-=58.0lMPa<[cr]=390MPa

EN}/qimIr2计合理

符合规定

2.斜齿轮传动选择计算

(1).选精度等级、材料和齿数齿轮计算公

①运送机一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。式和有关数

据皆引自《机

②材料选择。选择小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS,

械设计》第

大齿轮材料为45钢(调质)硬度为190HBS。

75页~100页

③选小齿轮齿数zi=21,大齿轮齿Z2=102

zi=21

④选用螺旋角。初选螺旋角8=16。

Z2=102

齿宽系数取%=1P=16

(2).按齿面接触疲劳强度设计Q=1

1)确定小齿轮分度圆直径

d>312K..〃+1Z'Z.ZgZ?

①确定公式内各计算数值

a.使用系数查表取KA=1.25

b.动载系数预估v=4m/s,则vZ]/100=0.84m/sKA=1.25

查图取Kv=1.07

c.齿间载荷分派系数Kv=1.07

端面重叠度

4=1.88-3.2—+—^cosy0=1.63

轴向重叠度

/?sinB(p,•ZL._,

£0=-------=U——tan/?=1.92

冗•mn7i

总重叠度£/=〃+%=3.55

e,=^+^=3.55

查图取Ka=lM

儿=1.44

d.齿向载荷分布系数查图取KB=1.44

K产1.09

则K=KA•Kv•K«•K^=2.10

K=2.10

e.材料日勺弹性影响系数查表得ZE=189.8

ZE=189.8

f.齿向区域系数查图取ZH=2.41

ZH=2.41

g.重叠度系数Z/;=717^=71/1.63=0.78

ZE=0.78

h.螺旋角系数=Jcos0=0.98

Zp=0.98

则Z„nZ.ZbZ.p=189.8x2.41x0.78x0.98=349.65

i.接触疲劳强度极限

查图取nIIIiml=550MPa

。Hiim2=450MPa

*=550MPa

j.应力循环次数

%加2=450MPa

N、=60/t,=60x476.67x14x300x2x8=5.49x10s

N、=5.49xl0x

N、=Nyf=1.13xl()8

查表得接触疲劳寿命系数KHN尸KHN2=1

M=l.13xl()8

k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1（失效概率为

KHNI=KHN2=1

1%）

SH=1

则向==550MPa

LgSH

\(y]=550MPa

LJn1

团.捌20”.2=450M&

L跖SH

同〃广450M为

LJnZ

故H=min，[5〃』二450MPa

②计算

[a]=450MPa

a.ii心算小齿轮分度圆直径5

2

2x2.10x53.89x10,(4.84+1)<349.65>

4=]=54.83〃?m

L4.84)I450>

di=54.83

b.校核圆周速度

=^^=1.35〃

Vt/s<4m/sv=1.37m/s<4m/s

60x1000

C.修正载荷系数VZ1/100=0.042m/s取Kv，=】1.01,贝1」

^=^K=—x：2.10=2.00

KY1.07

Kv-1.02

d.校正分度圆直径K*=2.00

1=小^^=54.83-[Too

d际r53.95/〃〃2

2）确定重i要参数

dj=53.95mm

计算以:向模数m〃=4'-cos/7/z1=2.47

查^甚取原则值mn=2.5rr)m

计算中।心距

mn=2.5mm

—〃(4+4)二丫

1)9.95mm

2cos/

圆整取a=160mm

修正螺旋角

a=160mm

m（Z.+ZJA

0=arccost”二16〃4T'

2a

由于：

P=16”4T'

夕=1604THi6

故设计合理，不需再做修正

计算分度圆直径

夕=16”4T%16

cl.="Z=54.63mm

cos/?

d、-=265.37wmdi=54.63mm

cosp

计算齿宽b=（/）d•d、=54.63"〃%

d2=265.37mm

则取bi=56mm,b2=60mm

3）校核齿根弯曲疲劳强度

bi=56mm

=~T~i一~%%工〃-[aF\]

次〃%

b2=60mm

0V2=:T匕〃-[0>2]

计算重叠度系数

八20.75八—0.75八r

Yw=0.25+——=0.25+——=0.7

£%1.63

计算螺旋角系数

Y£=0.7

K=l-^--^-=1-1.56x1^-=0.866

BB120〃120"

计算当量齿数

Y/?=0.866

4i=--=----7-------=21.85

COS3y0cos316.07"

Z?102

z7=;==106.15

VJcos3/3cos3716.070

zvi=21.85

查取齿形系数YFa尸2.73,YFa2=2.i4ZV2=106.15

查取应力集中系数Ysal=1.56,Ysa2=1.82

计算弯曲疲劳许用应力[。F]=KFN-。Him/Sl-I

a.弯曲疲劳极限应力。Fiimi=420MPa,。Fiim2=390MPa

YFai=2.73

b.查取寿命系数KFNI=KFN2=1

YFa2=2.14

C.安全系数SH=1（取失效概率为1%）Ysai=1.56

则[。F1]=1X420/1=420MPaYsa2=1.82

[OF2]=lX390/l=390MPa41加2=390MPa

计算弯曲应力bRimi=420MPa

2x2.00x53.89x10'__,,KFNI=KFN2=1

5=--------------------------x2.73x1.56x0.7x0.866

1

60x54.63x2.5SH=1

=6J.9\MPa<[aFi][bF1=420MPa

2.1471.82ri5]=390Mpa

0=62.1MPav[%]

Z.1511.JOoi=50MPa

故设计合理。

。2=45MPa

斜齿轮日勺设

五.轴的设计和计算计合理

1.初步计算轴径

轴的材料选用常用日勺45钢

当轴的支撑距离未定期，无法由强度确定轴径，要用初步估算

的措施，即按纯扭矩并减少许用扭转切应力确定轴径d,轴的计算公

式和有关数

计算公式为：cl>C^PIn据皆引自《机

械设计》第

考虑到各轴均有弯矩，取0118,初算各轴头直径

137页~第

153页

J,>Cx3l-5-=118x3^21=14.97mm

1V1430轴的材料选

用常用的45

d2>Cx3—=118x3/=21.OOmm钢

1%V476.67

d32cx3—=U8xJ当=34.96加

V98.4

考虑到1轴要与电动机联接，初算直径5必须与电动机轴和联

轴落空相匹配和d3必须和联轴相空相匹配，因此初定di=24mm,

d3=32mm,取da=38mm

di=24mm

2.轴的构造设计

d3=32mm

［轴（蜗杆）的初步设计如下图:

d?=28mm

装配方案是：先于组装左端轴承与套杯组合.再装入套筒.然

后组装右端轴承，用弹簧挡圈锁紧，再将套杯装入下箱体；

轴的径向尺寸：当直径变化处口勺端面用于固定轴上零件或承受

轴向力时，直径变化值要大些，可取（6~8）mm,否则可取（4〜6）

mm。

轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的

轮毂宽度决定日勺，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径,

即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L,以保证零

件端面与套筒接触起到轴向固定作用，-•般可取匕=（1〜3）mm。轴

上日勺键槽在靠近轴的端面处的距离取（1~3）mm,靠近轴肩处日勺距

离应不小于等于5mmo

n轴的初步设计如下图:

装配方案是：左端，左端轴承、套筒、圆锥大齿轮；右端，右

端轴承

尺寸设计准则同I轴。

山轴的初步设计如下图:

装配方案：左端，左端轴承；右端，右端，右端轴承、轴套、

大圆柱斜齿轮进行安装。

尺寸设计准则同I轴。

3.ni轴的弯扭合成强度计算d=40mm

由III轴装轴承处轴的直径d=40mm,查《机械设计课程设计指D=80mm

导手册》得到应当使用欧I轴承型号为7208C,D=8()mm,B=18mm

B=18m

轴受力图

(1)计算大齿轮受力:Fti=1869N

转矩Ti=407.89N・m

247940x2

=1869N

265.37Fr)=708

的

丹四必=1869x20“一108NFai=538N

cos/?cosl604T'

gi=tan/?=1869xtan1604T'=538N

由此画出大齿能轴受力图，见b图

Rr=44N

(2)计算轴承反力(c、e图)

水平面

708x111-538x型变

R2,=664N

/?/=------------------------Z—=44N

1162

RI”=1281N

__265.37

708x51+o538x----------

R」=--------------2—=664A/R2"=588N

162

垂直面

1869x111;—IN

1162T=247940

N•mm

二1869x51=588N

一162

(3)画出水平弯矩Mxy图(图d),垂直面弯矩Mxz图(图。

和合成弯矩图(图g)。

o.i=293MPa

(4)画出轴的转矩T图(图h),T=247940•mm。o=527MPa

(5)初步分析I〜III三个截面有较大时应力和应力集中。现T.|=169MPa

对11面将进行安全系数校核。T0=325MPa

(6)轴材料选用45钢调质，ob=650MPa,os=360MPa,

查表得疲劳极限：

%=001

。,0.45。=0.45X650=293MPa,

1=b5=0.04

oo=O.81。b=0.81X650=527MPa

T.i=0.26ob=0.26X650=169MPa

To=O.5ob=0.5X650=325MPa

由式一=(2b_1-bo)/bo,k=(2J-TO)/汇°得

Mi=98434

2x293-5272x169-325八〜N•mm

以=------------=0.11,V/=-------------------=0.04

“526Tr325o=13.4Pa

(7)求截面IH勺应力。m=0

i=15.6MPa

M}=98434•/7?/n

M98434c八Ta=7.8MPa

a=a=—1=----------7=12APa,=0

aW0.1x433〃'

T347940-“n

r=—=-----------=15.6M&

W0.2x433?ko=2.64

匕=1.98

r=r=—=l.SMPa

at,mn2

(8)求截面I的有效应力集中系数B=0.92

因在此面处有轴直径变化，过渡圆角半径其应力集中£o=0.84

可由表查得D/d=58/52=L12,17d=1/52=0.02。由。b=650MPa查得eT=0.78

匕=2.64,匕=1.98。

(9)求表面状态系数B和尺寸系数£八

Sc=6.92

查表得0=0.92,£。=0.84、£『二0.78。

(10)求安全系数设为无限寿命，kN=1

卜一1x293S=7.74

S21=6.92r

a=k2.64

侪xl2.4

CW”0.92x0.84

S==_______1T169_______=774

T5=5.1

k.1.98八〜r。.

—-+----------+0.04x7.8

p£a〜0.92x0.78

r轴设计合理

则综合安全系数为

S=/92x7.74=5/>⑸=1.5

6+S；V6.922+7.742

故轴安全。轴承H勺计算

公式和有关

数据皆引自

六.滚动轴承的选择计算《机械设计》

第159页〜第

页

由于传动装置采用圆锥圆柱一斜齿轮传动，存在一定的轴向力,173

故选用角接触轴承。现计算in轴上H勺一对轴承的寿命。

轴承型号为72()8C,d=40mm,D=90mm,B=18mm,基本额定动载荷

Cr=35200N,基本额定静载荷Cor=24500N,采用油润滑

nlim=lOOOOr/minoFrl=1282N

1.计算内部轴向力受力如图i

查表得S=0.4Fr(a=15°,e=0.4)

F八==7442+12812=1282N

Fr2=887N

Si=513N

S2=355N

则Si=0.4X1282=513N

S2=0.4X887=355N

F=513N

2.计算单个轴承日勺轴向载荷a)

Fa2=IO51N

比较SI+FA与S2的大小

fP=1.2

SI+FA=513+538=1()51N>S2

由图示构造知，1轴承“放松”，2轴承“压紧”。

则Fai=Si=513N,Fa2=Si+FA=IO51N

3.计算当量载荷Xi=l,丫尸