机械式单级圆锥齿轮设计说明书

1、设计任务书及方案说明在以下拟定好的传动方案中，实现传动带所需功率P=4.5kw,卷筒转速n=170r/min。传动方案如下：单班工作，载荷平稳，大修期4年，使用年限8年（每年工作300天），小批量生产。该方案使用锥齿轮，工作可靠，传动效率高，维护方便，环境适应性好，而且尺寸较小，但制造成本较高。电动机的选择1电动机类型选择根据电源及工作机工作条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列。2选择电动机（1）工作所需功率PwPw =3.5KW(2)电动机输出功率Pd查表得V带传动效率1=0.96，滚动轴承效率2=0.99，圆锥齿轮传动效率3=0.96，联轴器效率4=0.98，滑动轴承效率5=0.96。传

2、动装置总效率为 =1243452 =0.96×0. 994×0.96×0.98×0. 992=0.85得出电动机所需功率为Pd=4.375KW因载荷变动微小，PePd即可，由Y系列三相异步电动机型号及相关数据（ZBK 220071988），选Y132M2-6型电动机，其额定功率为5.5KW，满载转速960r/min，最大转矩额定转矩2.0，质量84kg。计算行动装置总传动比及分配各级传动比1.计算传动装置总传动比i总=6.86取V带传动比i1=2.8，则单级圆锥齿轮传动比为i2=2.452.分配各级传动比0轴电动机轴 P0=Pd=5.5KWn0=nm=9

3、60r/minT0=9550=955054.716N·m1轴高速轴 P1=P00=5.28KW n1=343r/minT1=9550=9550147.01N·m2轴低速轴 P2=P1124.87KWn2=140r/minT2=332.2N·mV带传动设计1.确定计算功率查表得KA=1.1，则Pca=KAP=1.1×5.5=6.05KW2.确定V带型号按照任务书得要求，选择普通V带。根据Pca=10.50KW及n1=970r/min，查图确定选用A型普通V带。3.确定带轮直径（1）确定小带轮基准直径根据图推荐，小带轮选用直径范围为112140mm，选择dd

4、1=125mm。（2）验算带速v =6.28m/s5m/sv25m/s,带速合适。（3）计算大带轮直径dd2= i dd1（1-）=2.8×125×（1-0.02）=343mm根据GB/T 13575.1-9规定，选取dd2=355mm4.确定带长及中心距（1）初取中心距a0得336a0960， 根据总体布局，取ao=700 mm(2) 确定带长Ld：根据几何关系计算带长得=2172.49mm根据标准手册，取Ld =2240mm。 (3)计算实际中心距=733.755mm5.验算包角：=162.04°120°，包角合适。6.确定V带根数ZZ 根据dd1=

5、25mm及n1=960r/min，查表得P0=1.41KW,P0=0.111KWK=0.84 KL=1.06则Z=4.47，取Z=57.确定粗拉力F0F0=500查表得q = 0.10/m,则F0=500=194.33N8.计算带轮轴所受压力QQ=2ZF0sin=2×5×194.33×sin=1919.48N直齿圆锥齿轮传动设计1.齿轮得材料及热处理方法小齿轮选用40钢，调质处理，齿面硬度为240HBS。大齿轮选用45钢，正火处理，齿面硬度220HBS，HBS1-HBS2=240-220=20,合适。查得Flim1=240Mpa, Flim2=240Mpa粗选8级

6、精度。取小齿轮齿数Z1=17，则大齿轮Z2=17×2.45=41.65，取Z2=42，实际传动比i =42/17=2.47，与要求相差不大，可用。2.齿轮疲劳强度设计查表，取载荷系数K=1.1，推荐齿宽系数R=0.250.35,取R=0.3。小齿轮上的转矩T1=9550 =9550 147.01N·m（1）计算分度圆锥角1=arctan= arctan=22.04°2=90°-1=90°-22.04°=67.96°（2）计算当量齿数Zv1=18.34Zv2=112.00（3）计算模数查的YF1= YFa1 YFsa1=2.8

7、624×1.564=4.48, YF2= YFa2 YFsa2=2.1704×1.7996=3.91。因为=0.035，=0.020，故将代入计算。mm=4.38（4）计算大端模数m =5.15查表取m=5.5（5）计算分度圆直径d1=mZ1=5.5×17=93.50mmd2=mZ2=5.5×42=231.00mm(6)计算外锥距R=123.71mm(7)计算齿宽b=RR=0.3×123.71=37.113mm取b1=b2=40mm(8)计算齿轮的圆周速度齿宽中点处直径dm1=d1(1-RR)=93.50×(1-0.5×0.

8、3)=79.475mm则圆周速度 v =1.43m/s由表可知，选择8级精度合适。3.验算轮齿弯曲疲劳强度F1=70.44MpaF1=129Mpa, F1F1，故安全。轴的结构设计1.高速轴的设计（1）确定轴上零件的定位和固定方式(如图)(2)按扭转强度估算轴的最小直径dmin查表取A0=105，于是得dmin=26.12mm (3)确定轴各段直径和长度 左起第一段，取轴径36mm，长度87mm，轴端进行2×45°倒角。左起第二段轴径取46mm，长度34mm。左起第三段， 取轴径50mm，长度为39mm。左起第四段，取轴径60mm，长度取50mm。左起第五段，取轴径为53m

9、m，长度取52mm。左起第六段，取轴径45mm。长度取54mm。2.输出轴的设计（1）确定轴上零件的定位和固定方式(如图)(2)按扭转强度估算轴的最小直径dmin查表取A0=105，于是得dmin=34.28mm (3)确定轴各段直径和长度 左起第一段，取轴径40mm，长度80mm，轴端进行2×45°倒角。左起第二段，轴径取46mm，长度46mm。左起第三段， 取轴径50mm，长度为46mm。左起第四段，取轴径60mm，长度取90mm。左起第五段，取轴径54mm，长度取60mm。左起第六段，取轴径50mm，长度取50mm。轴的强度校核由于该轴为转轴，应按弯扭组合强度进行校核

10、计算。根据受力分析，齿轮所受的转矩： T2=332.2N·m齿轮作用力：Ft=2T2/ dm2=3383.75N Fr= Fttan×cos1=1141.65N Fa= Fttan×sin1=462.15N（1）求支反力Rv1=1094.05NRv2= Rv1-Fr=1094.05-1141.65=-47.51NRH1= RH2=1691.875N（2）求C点弯矩MV1= Rv2L2=-47.51×143=-6793.93N·mmMV2= MVC1+Fa·= -6793.93+462.15×=46584.395N·

11、mmMHC=RH2L2=1691.875×143=241938.125N·mm(3)绘制弯矩图（c、e、f）（4）绘制扭矩图（g）T2=332.2N·m（5）计算合成弯矩MC1=242033.50N·mmMC2=246382.17N·mm（6）绘制弯矩图（h）校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理，-1=2545Mpa.从总当量弯矩图可以看出，截面C为危险截面。截面C为齿轮处，dC=54mm，则bC=10.55Mpa-1，轴的强度足够。轴承的选择及校核主动轴32309轴承两对，从动轴32310轴承两对。根据要求对从动轴上的轴承进行强度校核。查相

12、关手册，32310轴承的判断系数e=0.35，当/e时，Pr=Fr；当/e时，Pr=0.4Fr+YFa,Y=1.7。轴承基本额定动载荷Cr=168KN，轴承采用正装，要求寿命为19200小时。1.绘制轴承计算简图2.计算各轴承所受总径向力由轴的计算知：B、D处水平支反力RH1= RH2=1691.875N，B、D处垂直面支反力Rv1=1036.81N,RV2=418.64N。Fr1=2014.79NFr2=1692.54N3.计算各轴承内部派生轴向力FS1=eFr1=0.35×2014.79=705.18NFS2=eFr2=0.35×1692.54=592.39N4.判断放

13、松、压紧端FS1+Fa=705.18+462.15=1167.33NFS2故，轴承2压紧，轴承1放松。则 Fa1=FS1=705.18N , Fa2=FS1+Fa=1167.33N5.计算当量动载荷对轴承1 =0.35=e, P1=Fr1=2014.79N对轴承2 =0.7e, P2=0.4Fr2+1.7Fa2=2661.48N因P2P1，故按轴承2的当量动载荷计算寿命，即取P=P1=2661.48N6.轴承寿命校核计算Lh=6.5×105h19200h故，所选轴承符合要求。键的选择及校核高速轴与小齿轮连接选用键A14×9×40p=46.84MPap=100MPa

14、故，该键满足强度要求。高速轴与带轮连接选用键A10×8×70p=41.18MPap=100MPa故，该键满足强度要求。输出轴与大齿轮连接选用键A16×10×50p=94.74MPap=100MPa故，该键满足强度要求。输出轴与联轴器连接选用键A12×8×70p=93.72MPap=100MPa故，该键满足强度要求。联轴器的选择选用HL3型弹性柱销联轴器。减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M27×1.5通气器。油面指示器选用油标尺M12箱盖采用M12吊环螺钉、箱座采用吊钩。选用外六角油塞及垫片M1

15、4×1.5润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.10m/s，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。2.滚动轴承的润滑轴承采用开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式轴承端盖，用螺钉固紧在轴承座孔的端面上，可准确调整轴承间隙。轴承端盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结通过这次课程设计，我熟悉了机械设计的基本方法及流程，使得在以后的设计中避免很多不必要的工作，设计出结构更紧凑，传动更稳定、更精确的设备。参考资料1、 陈殿华编.机械设计课程设计

16、指导书，20102、 毛谦得 李振清主编.机械设计师手册第3版.机械工业出版社,20073、 濮良贵.纪名纲.机械设计（第七版）.高等教育出版社，20014、 徐灏.机械设计手册第3卷.机械工业出版社，1991Pw=3.5KW =0.85Pd4.375KWnw= 140r/mini总= 6.86P0=5.5KWn0=960r/minT054.71N·mP1=5.28KWn1=343r/minT1147.01N·mP24.87KWn2140r/minT2332.2N·mPca=6.05KW选用A型普通V带dd1=125mmv =6.28m/s,带速合适dd2=355mm取ao=700 mmLd =2240mm中心距a=733.755mm包角=162.04°包角合适V带根数Z取5粗拉力F0=194.33N带轮轴所受压力Q=1919.48N粗选8级精度小齿轮齿数Z1=17大齿轮齿数Z2=42分度圆锥角1=22.04°2=67.96°当量齿数Zv1=18.34Zv2=112.00模数mm=4.38大端模数m=5.5分度圆直径d1=93.50mmd2=231.00mm外锥距R=123.71mm齿宽b1=b2=40mm齿轮的圆周速度v =1.10m/s8级精度合适轮齿弯曲疲劳强度FF1，安全估