二级圆锥斜齿轮减速器设计

1、JIANGXI AGRICULTURAL UNIVERSITY机械设计课程设计说明书题目： 二级圆锥-斜齿轮减速器设计（题号-03） 学 院： 工学院 姓 名： 学 号： 专 业： 机械设计制造及其自动化 年 级： 机制1103班 指导教师： 林金龙 职 称：（小二宋体加粗 ） 二0 年 月摘要 课程设计的目的是综合运用机械设计 课程以及其它先修课程的理论和生产实际知识，进行机械设计基本训练，培养理论联系实际的正确设计思想。通过二级变速箱的设计，学习并掌握通用机械零件、 机械传动装置或简单机械的一般设计过程和方法，培养学生进行独立设计和解决实际设计问题的能力。对学生在工程计算、 工程制图和运用

2、设计资料（包括手册、标准和规范等）以及进行经验估算、 试算和处理数据等机械设计的基本技能方面进行一次全面训练，以提高他们的实际工作能力。设计内容包括传动方案的拟定和分析、电动机的选择与传动装置运动和动力参数计算、传动零件的设计以及绘图。 关键词：二级减速器；圆锥齿轮；圆柱斜齿轮。1 传动方案的拟定与分析1.1 带式运输机的工作条件带式输送机连续单向运转，工作有轻微振动。经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许的速度误差为5%，小批量生产，使用期限10年（一年按300天计算）。1.2 参考方案（a） （b）（c）图1-1 带式输送机传动方案1.3 传动方案的分析及确定 齿轮传动具有结构紧凑，传

3、动效率高等优点，而圆锥齿轮具有重合度大、承载能力高、传动效率高、传动平稳、噪音小等优点。综合考虑，选用二级圆锥斜齿圆柱齿轮，即图1-1（b）。2 电动机的选择2.1 选择电动机的类型和结构形式Y系列三相异步电动机是我国20世纪80年代的更新换代产品，具有高效、节能、振动小、噪声小和运行可靠的特点，所以按工作条件要求，选用Y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。2.2 选择电动机的容量工作机所需的功率为式中， = 2.3KN,= 1.0 m/s, = 0.96,代入上式得KW电动机所需功率为从电动机至滚筒主动轴之间的传动装置的总效率为=查机械设计课程设计第二篇第十一章得=0.97，=0.98，=0

4、.98，=0.99，=0.99，则=0.868选取电动机额定功率，使 =（11.3），查机械设计课程设计第二篇第二十章取=3.0KW2.3 确定电动机转速工作机卷筒轴的转速为按机械设计课程设计第二篇第十一章推荐的传动比合理范围，取单级圆柱齿轮传动比36，单级圆锥齿轮传动比24，总传动比的合理范围624，故电动机转速的可选范围为(624) r/min = 279.481117.92 r/min符合这一转速范围的同步转速有750r/min、1000r/min两种，由标准查出两种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案，如表3-3所示表2-1传动比方案对照方案电动机型号额定功率/KW电动机转速r/mi

5、n电动机质量传动装置的传动比同步满载1Y132S-6310009606520.612Y132M-837507108015.24综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动及减速器的传动比，方案1比较合适，所以选定电动机的型号为Y132S-6。3 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比2.4 传动装置的总传动比 传动装置的总传动比为2.5 分配各级传动比因，所以取，则4 计算传动装置的运动参数和动力参数4.1各轴转速轴 r/min轴 r/min轴 r/min滚筒轴 r/min4.2 各轴功率轴 轴 轴 滚筒轴 4.3 各轴转矩轴 轴 轴 滚筒轴 将运动和动力参数计算结果进行整理如下表：参数轴 名

6、电动机轴轴轴轴卷筒轴转速功率n/960960246.1546.646.6功率P/KW2.762.732.62.52.43转矩T/27.4627.16100.87512.34497.99传动比i13.95.281效率0.990.950.960.975 传动零件的设计计算5.1 直齿圆锥齿轮的设计计算 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用标准的直齿圆锥齿轮传动，压力角取为，不变位。带式输送机为一般工作机器，参考机械设计表10-6，选用7级精度材料选择。由机械设计表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。选小齿轮齿数=21

7、，大齿轮齿数=21×3.9=81.9，取=82。5.1.2 按齿面接触疲劳强度设计试计算小齿轮分度圆直径，即确定公式中的各参数值。1) 试选=1.3。2) 计算小齿轮传递的扭矩。3) 选取齿宽系数=0.3。4) 由机械设计图10-20查得区域系数=2.5。5) 由机械设计图10-5查得材料的弹性影响系数=189.86) 计算接触疲劳许用应力。由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为， 。计算应力循环次数：，由机械设计图10-23查得接触疲劳寿命系数=0.90，=0.95取失效概率为1%，安全系数S=1，则=540MPa =523MPa取和中的较小者作为该齿轮副的

8、接触疲劳许用应力，即=523MPa试计算小齿轮分度圆直径，即 =mm =51.596mm调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数的数据准备。1) 圆周速度v2) 当量齿轮的齿宽系数。计算实际载荷系数。1) 由机械设计表10-2查得使用系数=1。2) 根据=2.204、7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数=1.10。3) 直齿圆锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数=1。4) 由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数=1.544。由此，得到实际载荷系数=1×1.1×1×1.544=1.698由实际载荷系数得分度圆直接为mm相应的齿轮模

9、数mm 按齿根弯曲强度设计试算齿轮模数，即确定公式中的各参数值。1) 试选=1.3。2) 计算。由分锥角和，可得当量齿数=， =。由机械设计图10-17查得齿形系数=2.78、=2.13。由机械设计图10-18查得应力修正系数=1.57、=1.87。由机械设计图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为=500MPa、=380MPa。由机械设计图10-22取弯曲疲劳寿命系数=0.85、=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.7，则因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=0.0202试算模数。 = =1.228 mm调整齿轮模数。计算实际载荷系数前的数据准备。1) 圆周速度v。2) 齿宽b。计

10、算实际载荷系数。1) 根据=1.102m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数=1.08。2) 直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数=1。3) 由机械设计表10-4用插值法查得=1.54，于是=1.51。则载荷系数为按实际载荷系数算得的齿轮模数为 mm按照齿根弯曲强度计算的模数，就近选择标准模数m=2 mm，按照接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。取=28，则大齿轮齿数，为了使两齿轮互质，取=109。 几何尺寸计算计算分度圆直径。计算分锥角计算齿轮宽度取 mm。主要设计结论如下：齿数=28、，模数，压力角，变位系数=0、=0，分锥角、，齿宽 mm。小齿轮选用40Cr（调

11、质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。 锥齿齿轮的结构设计因小齿轮齿顶圆直径与轴径相差不大，所以选用整体式结构为宜。而大齿轮齿顶圆直径大于160 mm，又小于500 mm，故选用腹板式结构。5.2 斜齿圆柱齿轮的设计计算 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角取。带式输送机为一般工作机器，参考机械设计表10-6，选用7级精度材料选择。由机械设计表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。选小齿轮齿数=21，大齿轮齿数=21×5.28=110.88，取=110。初选螺旋角。

12、按齿面接触疲劳强度设计试计算小齿轮分度圆直径，即确定公式中的各参数值。1) 试选=1.3。2) 计算小齿轮传递的扭矩。3) 由机械设计图10-20查得区域系数=2.43。4) 由机械设计图10-5查得材料的弹性影响系数=189.85) 由机械设计表10-7选取=0.8。6) 计算接触疲劳强度的重合度系数。 =7) 计算螺旋角系数。7) 计算接触疲劳许用应力。由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为， 。计算应力循环次数：，由机械设计图10-23查得接触疲劳寿命系数=0.95，=0.99取失效概率为1%，安全系数S=1，则=570MPa =544.5MPa取和中的较小者作为

13、该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=544.5MPa则小齿轮分度圆直径为 =52.073mm调整分度圆直径。计算实际载荷系数前的数据准备。1) 圆周速度v。2) 齿宽b。计算实际载荷系数。1) 由机械设计表10-2查得使用系数=1。2) 根据、7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数=1.03。3) 齿轮的圆周力N, ，查机械设计表10-3得齿间载荷系数=1.4。4) 由机械设计10-4有插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置，=1.290.则载荷系数为按实际载荷系数算得的分度圆直径mm及相应的齿轮模数mm5.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计试算齿轮模数，即确定公式中的各参数值。1) 试选=

14、1.3。2) 计算弯曲疲劳强度的重合度系数。3) 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。4) 计算。当量齿数，查机械设计图10-17，得齿形系数=2.74，=2.18由机械设计图10-18查得应力修正系数，由机械设计图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为=500MPa、=380MPa。由机械设计图10-22取弯曲疲劳寿命系数=0.85、=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=0.0166 试算齿轮模数=1.885 mm调整齿轮模数计算实际载荷系数前的准备1) 圆周速度。2) 齿宽。 mm3) 齿高及齿宽比。 mm计算实际载荷系数。1) 根据，7级精

15、度，由机械设计图10-8查得动载系数=1.02.2) 齿轮的圆周力N, ，查机械设计表10-3得齿间载荷系数=1.2。3) 由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置，=1.287，结合=7.696查机械设计图10-13，得。则载荷系数为按实际载荷系数算得的齿轮模数为 mm按照齿根弯曲强度计算的模数，就近选择标准模数=2 mm，按照接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。取=29，则大齿轮齿数，取=154，两齿轮互质5.2.4 几何尺寸计算1) 计算中心距 mm一般中心距圆整成尾数为0或5，所以取中心距为190 mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角3) 计算小、大

16、齿轮的分度圆直径 mm mm4) 计算齿轮宽度 mm取=50 mm，=55 mm。5.2.5 圆整中心距后的强度校核1 齿面接触疲劳强度校核计算小齿轮接触疲劳强度确定公式中的各参数值。1) 计算载荷系数。计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v。计算实际载荷系数。由机械设计表10-2查得使用系数=1。根据、7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数=1.03。齿轮的圆周力N, ，查机械设计表10-3得齿间载荷系数=1.4。由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置，=1.290。则载荷系数为2) 计算小齿轮传递的扭矩。3) 由机械设计图10-20查得区域系数=2.42。

17、4) 由机械设计图10-5查得材料的弹性影响系数=189.85) 由机械设计表10-7选取=0.8。计算接触疲劳强度的重合度系数。 =6) 计算螺旋角系数。计算齿面接触疲劳强度=294.46MPa满足齿面接触疲劳强度条件。2 齿根弯曲强度校核计算小齿轮弯曲疲劳强度确定公式中的各参数值。1) 计算载荷系数。计算实际载荷系数前的准备圆周速度。齿高及齿宽比。 mm计算实际载荷系数。由机械设计表10-2查得使用系数=1。根据、7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数=1.03。齿轮的圆周力N, ，查机械设计表10-3得齿间载荷系数=1.4。由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对

18、称布置，=1.291，结合=11.11查机械设计图10-13，得。则载荷系数为2) 计算弯曲疲劳强度的重合度系数。3) 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。5) 计算。当量齿数，查机械设计图10-17，得齿形系数=2.5，=2.15由机械设计图10-18查得应力修正系数，。则因为大于所以取计算小齿轮弯曲疲劳强度=119.09 MPa齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论如下：齿数=29、=154，模数m=2 mm，压力角，螺旋角，变位系数，中心距a=190 mm，齿宽 mm、 mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。 斜齿圆柱齿轮的结构设计因小齿轮齿顶圆直径与

19、轴径相差不大，所以选用整体式结构为宜。而大齿轮齿顶圆直径大于160 mm，又小于500 mm，故选用腹板式结构。6 轴的设计计算6.1 高速轴的设计计算1. 求出轴上的功率转速和转矩由前面的计算可得2. 求作用在齿轮上的力因已知小圆锥分度圆直径为 mm而3. 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取,于是得输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了选出轴直径与联轴器的孔径相适应，故须同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1，取=1.5，则查机械设计课程设计表17-4，选取GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N·m。半联轴

20、器的孔径=16 mm，故取=16 mm，半联轴器的长度L=32 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4. 轴的结构设计根据轴的轴向定位要求，-轴段右端要制出一个轴肩，故取=22 mm。因半联轴器与轴配合的毂孔长度，所以-段的长度=30 mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有轴向和径向力，故选用圆锥滚子轴承。根据=22 mm，查机械设计课程设计表18-4，选单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为d×D×T=25×62×16.25 mm，故=25 mm，而=18 mm，。-段有一段外螺纹，查机械设计课程设计表15-21，选圆螺母M24×1.5，因m=1

21、0 mm，故取螺纹长度为12 mm.轴承端盖的总宽度为10 mm，所以取-段轴身长为16 mm，取=24 mm，。选取键。由机械设计表6-1查得b×h=5×5 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为18 mm。5. 求轴上的载荷图6-1由图可以看出轴承2截面为危险截面。计算截面载荷如下表载荷水平面H垂直面V支反力F,弯矩M总弯矩扭矩T6. 校核轴的强度取，轴的计算应力为前面已选定材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得。因此安全。7. 校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为查机械设计表6-2得，故安全。6.2 中速轴的设计计算1. 求出轴上的功率转速和转矩由前面的计算可

22、得2. 求作用在齿轮上的力因已知小圆锥齿轮所以大锥齿轮斜齿圆柱齿轮小齿轮、大齿轮3. 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取,于是得4. 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案如图6-2图6-2轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径（图6-2）。为了选出轴直径与轴承的孔径相适应，故须同时选取轴承型号。查机械设计课程设计表18-4，选单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为d×D×T=25×62×16.25 mm，故=25 mm，=17 mm。根据轴的轴向定位要求，-轴段右端要制出一个轴肩，故取=35 mm。取，所以取。-轴左

23、侧也有一个轴肩，故取=32 mm，mm，-轴段安装大锥齿轮，所以取 mm，根据小斜齿轮与大锥齿轮相距10 mm，取，取选取键。由机械设计表6-1查得b×h=10×8 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28 mm。5. 求轴上载荷计算危险截面载荷如下表载荷水平面H垂直面V支反力F,弯矩M总弯矩扭矩T6. 校核轴的强度取，轴的计算应力为前面已选定材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得。因此安全。7. 校核键连接的强度大锥齿轮处键连接的挤压应力为查机械设计表6-2得，故安全。6.3 低速轴的设计计算1. 求出轴上的功率转速和转矩由前面的计算可得2. 求作用在齿轮上的力3. 初步确定轴