圆锥-圆柱齿轮减速器

1、课程设计说明书设计题目：用于带式传输机的圆锥-圆柱齿轮减速器机械系 机械设计制造及其自动化专业C135指导教师：2016112目录TOC o 1-1 h z u HYPERLINK l _TOC_250009 第1章 选择电动机和计算运动参数2 HYPERLINK l _TOC_250008 第2章 齿轮设计5 HYPERLINK l _TOC_250007 第3章 设计轴的尺寸并校核。15 HYPERLINK l _TOC_250006 第4章 滚动轴承的选择及计算20 HYPERLINK l _TOC_250005 第5章 键联接的选择及校核计算21 HYPERLINK l _TOC_25

2、0004 第6章 联轴器的选择及校核21 HYPERLINK l _TOC_250003 第7章 润滑与密封22 HYPERLINK l _TOC_250002 第8章 设计主要尺寸及数据22 HYPERLINK l _TOC_250001 第9章 设计小结24 HYPERLINK l _TOC_250000 第10章 参考文献：24机械设计课程设计任务书4：系统简图：541电动机1电动机2联轴器3二级圆柱齿轮减速器4卷筒5运输带F2123原始数据：F=2600N，运输带速度 ms ，滚筒直径 D=270mm说明：1、输送机运转方向不变，工作在和稳定，恐再启动，传动效率取为 95%。2、工作寿

3、命为 8 年，每年 300 个工作日，每日工作 8 小时。3、输送带速度允许误差为 5% 。设计工作量：1，A012（轴、大齿轮，A3）参考文献：1、机械设计教材2、机械设计课程设计指导书3、机械设计课程设计图册4、机械零件手册5、其他相关资料第1 页 共 27 页设计步骤：传动方案拟定减速器为两级展开式圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。 2、8第1章 选择电动机和计算运动参数电动机的选择F V26001.5计算带式运输机所需的功率：P =www =3.9kw10001000各机械传动效率的参数选择：=0.9（弹性联轴器， =0.9（圆12锥滚子轴承=0.9（圆锥齿轮传动 =0

4、.9（圆柱齿轮传动，34 =0.95（卷筒）.5所以总传动效率：= 2 4 12345=0.992 0.984 0.96 0.97 0.95第2 页 共 27 页第第17页 共 27 页=0.799计算电动机的输出功率：P3.9P = wd=0.799kw 4.88kw确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围i=1025，工作机卷筒的转速n=60 1000vw6010001.5=106r/min ，所以电动机转速范围为wnidd3.1427010 2106 1060 265）r/min 1w速选择可选为 3000r/min，1500r/min，1000r/min，750r/

5、min。考虑系（i2i i3，故首先选择 1500r/mi，电动机选择如表所示型号Y2-1型号Y2-132S-4额定功率/kw满载转r/min轴径D/mm伸出长E/mm启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩5.51440381151.42.3计算传动比：n2. 总传动比：inw1440 10613.5873. 传动比的分配：ii i，i=0.2513.587 3.396 4，成立i 13.587=4i3.396计算各轴的转速：轴 n nm 轴 nn i14403.396 424.03r/min轴 nni424.034 106r/min计算各轴的输入功率：轴 P Pd 4.88 0.99 4.831k

6、w轴 P P 4.831 0.98 0.96 4.545kw23轴 P P =4.5450.980.97=4.32kw24卷筒轴 P卷 P 4.32 0.980.99 2 1各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩TPn9.55106dndm9.55106 4.881440 3.2363104 N mm故轴 T Td 3.23630.99104 3.20410 N mm轴 TT i3.2040.980.963.396104 1.02105 Nmm23 轴 T T 1.02 0.98 0.97 4 105 3.878 105 N mm24 卷筒轴 T卷 T 3.878 0.98 0.99 105 3.7

7、62 105 N 轴名P(KW)T(N.M)输入转速轴名P(KW)T(N.M)输入转速n传动比（r/min）i电动机轴输出4831输入输出3.23631043.23631043.204 10414403.473.204 1041.02 105424.0341.02 1053.8781051063.8781053.762 105轴48314545轴45454320轴43204191卷筒4191轴轴第2章 齿轮设计高速锥齿轮传动的设计(二)选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动8齿轮型号齿轮型号材料牌号热处法强度极限B/ 屈服极限/ 硬度（HBS）S齿芯部齿面部平均

8、硬（HBS）小齿轮45调质处理大齿轮45正火处理6503602172552405802901622172004. 选择小齿轮齿数z24，则：zi z3.3962481.504，取z82。实际12 12z齿比u z8224(三)1按齿面接触疲劳强度设计3 3 ZZHE24KTHt 1uH12RR1t确定公式内的数值试选载荷系数Kt小齿轮传递转矩 T 3.204104 N mm锥齿轮传动齿宽系数取 0.3。R查表得Z=2.5H105ZE1 189.8MPa2计算接触疲劳许用应力H教材 1025d 图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPaHlim1Hlim2按式(1015)计算应力循环次

9、数 550MPaN 60n jL11h 60 1440 1 300 8 1.66 1091N N1 1.66 109 4.87 1082u3.41查教材1023图接触疲劳寿命系数K 0.91，K 0.98。HN1HN2取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，得 =H 1HN1SHlim1 0.91 600 546MPaH 2KHN2SHlim2 0.98550 539MPa取二者中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即HH 539MPa计算小齿轮分度圆直径d1t31 31 0.54KT1 Z2RRuHEZ2H1t31.33.20431.33.2041040.310.50.32 3.4118

10、9.82539=55.67mm调整分度圆直径，计算圆周速度d d 47.32mm1mtRvdn1mt 3.14 47.321440 3.57m/s601000bm60000b RR d u 2 11tu 2 1 55.67 0.33.412 3.412 1d55.67 41.96mmmnt当量齿轮的齿宽系数。d1t z1 2.32 mm24b=dd41.9647.32=0.8871mt4) 齿高h 2.25m2.252.32 ntb41.96h5.22K由教材102表查得：使用系数使用系数K=1；A根据 v=3.5m/s 、8 级精度按第一级精度，由 108 图查得：动载系数K=1.15；V由

11、 104 表用插值法查得 7 级精度、小齿轮悬臂时，得齿间载荷分配系数K=KH1（F=1.25=1.875H所以：K K K KK11.1511.875 2.156AVHH32.15632.1561.3dd11t55.6771.692mm3K3KKtdm1nz13434K TY Y t 1a aR1 0.5R2 Z 21u2 1Fm71.69224 2.987 mm确定计算参数查取齿数系数及应了校正系数KFt=1.3 u cot1 3.412 16.35，73.6512zz12425，zz82290.782v1cos210.96v2cos20.2821017YFa1 2.61 ，YFa 2 2

12、.1；YSa11.58，YSa 21.90。1024c FE1 500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 380MPa。FE 2教材1022图查得弯曲疲劳寿命系数 K 0.88。FN1FN2计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.7 。 KFN1FE1 0.85500 250MPaF 1S1.7 KFN2FN 2 0.88380 196.71MPaF 2S1.7YYFaF并加以比较，YY2.611.58Fa1FYSa11Y=250 0.0164952Fa2FSa22196.71 0.020283大齿轮的数值大，所以按大齿轮取数2. 计算（按大齿轮）3434K TY Y t 1a aR1

13、 0.5R2 Z 21u2 1Ft 34 34 1.33.204 1040.310.50.32 242 3.42 0.020283=1.97mmmm1.97mm2mmn而按接触强度算得分度圆直径d =71.692mm1重新修正齿轮齿数1z d171.69235.846取整z 36则11m2nzi z3.4136122.7621 1为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳， z 与z21一般应互为质数。故取整z125。2z则实际传动比i1z1253.47，且在5% 误差范围内。361(五)计算大小齿轮的基本几何尺寸分度圆锥角：小齿轮 1zarccot1512) 大齿轮 90 90 21分度圆直径：

14、1) 小齿轮 dm z236n 173.472) 大齿轮 dm z 2 125 n23. 齿宽b Ru2 1/2372121/239mm（取整）b=38mm。R则：圆整后齿宽 B B12 38mm表 3 大锥齿轮结构尺寸名称结构尺寸及经验公式名称结构尺寸及经验公式计算值z锥角 arctan2z165.985轮缘厚度edan10mm16mm大端齿顶圆直径榖空直径 D249.1mm由轴设计而定50mmD1D1.6D80mmL1L55mm腹板最大直径D0由结构确定188mm板孔分布圆直径DD22DD012134mm板孔直径d0由结构确定24mm腹板厚度C腹板厚度CC18mm表4高速级锥齿轮传动尺寸名

15、称名称计算公式计算值法面模数mn2 mm锥角1216.573.47齿数z1z361252传动比i13.47分度圆直径d1d72mm250mm2d齿顶圆直径d d 2h cosa1 d 2h cos1a1a22a277mm252mmd齿根圆直径f11fdd 2h cos d 2h cosf22f1265mm247）mm锥距R 2sinmz 2mz 2 z212130mm齿宽B1B238mm40mm低速级斜齿轮传动的设计(六)选定齿轮类型精度等级材料及齿数按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。8齿轮材料及热处理45240HBS，45200HBS40HBS。齿数选择选小齿轮齿数 z3z=96。2 24 ，

16、根据传动比i2 4 z4 z i3 2 244 96 实际传动比u 42选取螺旋角。初选螺旋角=14 。（二） 按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选载荷系数 Kt32K Tt2K Tt d1 u u(ZZHE )2H1t=1.3T1.02105 N mm210-7d 1。计算接触疲劳强度用重合度系数Z。 20.562o1 29.974o， 23.402oat1at2。Z 0.985。10-5 189.8MP 1 。10-20217Ea 2=2.5。H1025d600MPa ；550MPaHlim1Hlim2(1015)计算应力循环次数N 60n jL11h 60 424.031 300 8

17、4.885 1081N N1 4.885108 1.2211082u410230.95，。HN1HN2计算接触疲劳许用应力H取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，则=H 1KHN1SHlim1 0.95600 567MPa H 2KHN 2SHlim2 0.97 550 536.8MPa536.8MPaH计算d1t，由计算公式得2K2KHtdTu11 ZZ Z Zu(HE )2Hd3t221.31.02105 41(2.42189.80.6670.98514536.8=)2=57.12mm计算圆周速度 n3t3.1457.12 1.23m / s60 1000bm60 1000ntb= d1

18、57.12 57.12mmddcos58.655cos14m= ntz12.995mm1958.955747已知表10-2使用系数K1。A根据v=1.23m/s，7级精度，查图10-8得动载系数K 1.04；v齿轮圆周力F /dt111t 2 1.02 105 / 57.12 N 3.57 103 NK FAt1/ b 13.57 103 / 57.12 62.5 N30.4mm，1L LX333*82GB/T50142003，联11相应的轴段1d=36mmL=80mm11H 7k6 。轴承与轴段3 5 的设计 在确定轴段3 的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定3m/s，可选用毡圈油封，查表初选毡

19、圈。考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作30210，由表得轴承内径d=40mm，外径D=68mm，宽B=16mm，内圈定位直径da=68mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离故d=40mm，3L=15mm。3该减速器锥齿轮的圆周速度大于 2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。d=40mm15为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L=15mm，k6。5L=30,故去L2=40mm,又根据大带轮的轴间定位要求以及密封圈标准，取 d =36mm。266H 7=36mm，6L =88mm。选用普通平键 14 9 45mm,小锥齿轮与轴的配合为 n6

20、 。6d4为轴环段，应大于 d3，所以取 d4=45mm，又因为装配关系箱体结构确定L=95mm 。4列表轴段dL132mmmm236mm32mm340mm15mm445mm95mm540mm13mm636mm88mm轴的校核高速轴(一) 轴的力学模型建立(二)计算轴上的作用小锥齿轮1：112 3.2363 104圆周力Ft1 dm1 d 110.5R720.5 1057 N径向力 Fac1 F tansint111057 tan20 sin16.53 108N轴向力 F F tancos1057 tan20cos16.53 364Nr1t11FdMac1a12 3304N mm(三)计算支反

21、力计算垂直面支反力（H）第18 页 共 27 页如图由绕支点1的力矩和M1 0则：FNH 2124 -Ft1172 0FNH 2则 F1349.4N 376.6N 。NH1计算水平面支反力（V）与上步骤相似，计算得： FNV169.63N，FNV2 393.06N(四)绘扭矩和弯矩图垂直面内弯矩图如上图。弯矩 MH 1 FNH1124 46698绘水平面弯矩图，如图所示M.V弯矩： M48739N.mmNV1466982 487392最大弯矩值466982 4873921 67500N.mm转矩图TTT47570N2弯扭合成强度校核进行校核时，根据选定轴的材料45钢调质处理。由所引起的教材15

22、1查得轴许用应力1应用第三强度理论 M 2 （TW 由轴为单向旋转 取 =0.61W 3 0.1 503 12500mm31M21（M21（T26750020 .6 475702ca 1W112500 5.86 MPa 1 60 MPa故强度足够。第4章 滚动轴承的选择及计算第19 页 共 27 页输入轴滚动轴承计算0（GB/T 297-1994dDT 40mm68mm16mm（50,80,24） Fac=144.1N，e=0.32,Y=1.9,C 76.8KN 76800Nr载荷水平面H垂直面VFFNHFNH2376.6NNN1349.4NV 2 69.63N 393.06Nr1r则F 38

23、3N,Fr1rFd1 Fr1 2Y38321.9100.79N ,F Fr d d 1405.5 21.9 369.87Nd2ac1因为FF369.87144.1513.97N d2ac1则轴有右移的倾向。轴承 1 压紧，轴承 2 放松。a1d2FFF369.87a1d2a2dFa2dF则Fa1 513.97 1.34e0.32，Fa2 369.87 0.263e0.32 383Fr1r2X13-51，2： 0.40,Y11.9X 022由表13-6得f1.01.2取f1.2PP1P1r11P f FY F 1.23831.91P1r112P 1.211405.5 1686.62第20 页 共

24、 27 页第第26页 共 27 页因为PP21106 C 10106 76800 Lr 3h60nP26014401686.6 3.9 106 h 19200h故合格。第5章 键联接的选择及校核计算输入轴键计算校核联轴器处的键连接，该处选用普通平键尺寸为bhl10mm8mm50mm接触长度l501040mm0.5h0.584mm 35mm120150MPaP则键联接所受的应力为：2T12 16.99MPa 故单键即可。Pkld44035Pbhl14mm9mm45mm，接 触 长 度 l 45 14 ， k 0.5h 0.5 94.5mm， d40mm； 120 150MPaP则键联接所受的应力

25、为：2T1247570 17.1MPa 故单键即可。Pkld4.53140P第6章 联轴器的选择及校核在轴的计算中已选定联轴器型号。LX31250N m4750r/ ，半联轴器的孔径d1 35mm，故取d12 35mmL82mm80mm。LX31250N m4750r/d1 45mm L 84mm 82mm。联轴器的校核n 1440r / min n 4750r / min1106r/min3n 4750r / min查表 14-1 得KA1.5T1 32.04N m,T2 102N mT K 1.5 32.04 48.06N m 1250N mTca2A 1 K TA 21.5102153Nm 1250N m第7章 润滑与密封齿轮采用浸油润滑，查得选用N220GB5903-86。当齿轮圆周速度v 12m / s 齿顶到油底面的距离3060mmv / s 2m / s ，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，