二级圆锥圆柱齿轮减速器

**程设计说明书设计题目：二级圆锥圆柱齿轮减速器 (用于带式输送机传动装置中)专业：机械设计制造及其自动化班级：姓名：学号：指导教师：**设计计算说明书设计任务书————————————————————————3电动机的选择——————————————————————4高速轴齿轮传动的设计——————————————————6低速级圆柱齿轮传动的设计————————————————14**————22**程设计任务书 (1)设计说明书(一份) (2)减速器装配图(1张) (3)减速器零件图(不低于3张--原始数据：运输带拉力F=4800N，运输带速度=1.25ms，卷筒直径**3、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量生产；计算与说明主要结果1.计算带式运输机所需的功率：2.各机械传动效率的参数选择：n=0.99(弹性联1轴器)，n=0.98(圆锥滚子轴承)，n=0.9623 (圆锥齿轮传动)，n=0.97(圆柱齿轮传动)，4n=0.96(卷筒).5所以总传动效率：n=n2n4nnna123453.计算电动机的输出功率：dn0.808a速器传动比合理范围i=10~25,工作机卷筒的a转速n=601000v=6010001.25=47.77nda。则电动机同步转速选择可选为750r/min，格、及结构紧凑和满足锥齿轮传动比关系，故Y160L-8/kw5速720启动转矩额定转矩计算传动比：an47.772.总传动比：i=man47.77配：i同步转速为750r/min**i=0.25i=0.2515.072=3.768>3，不成立。所以i=3a1i=a=i=a==5.0242i31Ⅰ轴n=n=720r/min1m2i31i5.0242i31i5.0242相异步电动机，型载转速Ⅰ轴P=Pn=7.430.99=7.356kw1d12123Ⅲ轴P=Pnn=6.92×0.98×0.97=6.714kw3212电动机轴的输出转矩dn720mT=Tn=9.760.99=9.6624104N•mm1d121231**322422211.按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2.输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。3.材料选择由《机械设计》选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：强度极屈服极硬度(HBS)平均齿轮材料热处理限限齿硬度齿面型号牌号方法/MPa/MPa芯BS部 (HB部S)小齿轮大齿轮4545调质处理正火处理217~25517二者硬度差约为45HBS。4.选择小齿轮齿数z=25，则：z=iz=325=75，取1211z75z251z=75。实际齿比u=z2515.确定当量齿数1212**112(一)按齿面接触疲劳强度设计其中1)试选载荷系数K1.8t2)教材表10—6查得材料弹性系数Z189.8MPaE3)小齿轮传递转矩T9.6624104N•mm14)锥齿轮传动齿宽系数bRRRbRRRHlim1齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限390MPa。Hlim26)循环次数1h；2u3HN1HN28)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数H则=KHN1Hlim11.0570570MPa45号钢调质。小齿H1S**H2S：H22H2H2.计算轮齿面硬度为236HBS，大齿轮齿面硬度为9.5HBS1)计算小齿轮分度圆直径dm2)计算圆周速度3)计算齿宽b及模数mR1tR22mntz25m1t==4.ntz251==h9.23**5)计算载荷系数K由教材K=1；根据v=3.09m/s、8级精A度，动载系数K=1.18；齿间载荷分配系数VK=K=K=1；取轴承系数K=1.25，齿向aHaFaHbbebHbHaHbbeAVHaHb6)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径1tK1.8t7)就算模数：d110nz25m=1=nz251(二)按齿根弯曲疲劳强度设计4KTYYFFRR11.确定计算参数1)计算载荷AVFaFb系数及应了校正系数Y=2.568SaFaSa2aFE1按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限FN1FN25)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4。FS1.4FS1.4YY6)计算大小齿轮的S并加以比较，F1a1F1=F22.计算KTYYFKTYYFRR1根0.01862对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定n1n11m4.41n211z与z一般应互为质数。故取整z=76。212z76则实际传动比i=2==3.04，与原传动比相差11**1.分度圆锥角：z212.分度圆直径：1)小齿轮2)大齿轮d=mz=4.430=132mm1n1dmz4.476=334mm2n23.齿顶高h=h*m=14.4mm=4.4mmfan5.齿顶圆直径：1)小齿轮a11a12)大齿轮a22a26.齿根圆直径：1)小齿轮f11f12)大齿轮f22f27.锥距**mzm4.42sin62122mzm4.42sin62122mRb9mm。29.当量齿数z25z=1==26.32，v1cos60.94961z76z=2==242.4s2211.修正计算结果：aVaHaFaHbbeaHaFaHbbe齿向载荷分布系数KKbHbHaHbbeAVHaHb4)校核分度圆直径RRRR1F1F2FF1n1n由于直径小，采用实体结构；大齿轮2采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，见下表；大齿轮2结构草图如图。高速级齿轮传动的尺寸见表名称结构尺寸及经验公式计算值锥角6锥距z6=arctan2z1R**轮缘厚度大端齿顶圆直径榖空直径D1轮毂宽度L腹板最大直0板孔分布圆腹板厚度Cnda由轴设计而定D=1.6D1结构确定D+DD=01D22结构确定7mmmm取55mm高速级锥齿轮传动尺寸名称法面模数锥角齿数计算公式mn6162z1z2计算值4.4mm**传动比分度圆直径i1d1d24mm齿顶圆直径a22a27mm齿根圆直径f11f1f22f292.382mm228.164mm齿宽m=2B1B2z2+z2245mm40mm度等级﹑材料及齿数齿轮材料及热处理4.齿数选择31i2i4321级传动比i=a=5，则大齿轮齿数z=zii2i4321212122224ii51 (二)按齿面接触强度设计3d之0cu[G]daH值:1)试选载荷系数K=1.6t2)计算小齿轮传递的扭矩。T2=6.92dEa5)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限G=570MPa；按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限Hlim1Hlim26)计算应力循环次数11hu3u3KHN1HN29)计算接触疲劳许用应力[G]取失效概率为1%，安全系数为HH1SH2S**H22H210)选取区域系数Z=2.433。Ha1a2aa1a2计算轮分度圆直径d，由计算公式得3d之0eu[幸]da2H.62)计算圆周速度d1tntz241h5.825)计算纵向重合度bd16)计算载荷系数KAvHbFbHaFa数**AvHaHb7)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径33tK1.6tdcosb70.28人cos14。m=3==2.84mmnz241 (三)按齿根弯曲强度设计3m≥t[(]F1b.F[(]Fd1a1)计算载荷系数AvFaFb2bb4)计算当量齿数z=4==106.18vcosbcos314。5)查取齿形系数Y和应力校正系数YFaSaFaSaFa4Sa46)计算弯曲疲劳许用应力FEaFE4aF3S1.4aF4S1.4a**FYY2.5901.598aa.01676F3YY2.1821.796F4的数值大，选用大齿轮。.设计计算ttn于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，又有齿轮模数m的大承载能力仅与齿轮直径有关，所以可取弯曲强度算得的模数n分度圆直径d=71.626mm重新修正齿轮齿数1z=d3cos=71.626cos14。=27.799,取整z=28，则3m2.53nziz相啮合齿对磨损均匀，423传动平稳，z与z一般应互为质数。故取整z=113。实际传动比214i=4i=4==4.036，与原分配传动比4.038基本一致，相差3何尺寸计算1)计算中心距**2)按圆整后的中心距修正螺旋角3)计算大﹑小齿轮的分度圆直径4)计算齿轮宽度d144.齿轮结构设计名称榖空直径dD3轮毂宽度L结构尺寸经验计算公式由轴设计而定d=d轴D=1.6d3计算值80mm75mm(取为与齿宽B相等)4Dd(10~14)m0n0268mm腹板最大直径268mm0板孔分布圆直径D12D+DDD+DD2203**腹板厚度C低速级圆柱斜齿轮传动尺寸名称计算公式计算值n法面模数m2.5mmn法面压力角a20。n螺旋角齿数传动比分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径344i4.0362dd72.006dd34290.113mm4d=d+2ha33ad=d+2ha44ad=d2hf33fd=d2hf44f77.006mm295.113mm65.756mm283.863mm**齿宽anB3B480mm75mm(一)轴材料选择和最小直径估算11)联轴器传递的名义转矩n720c2)则选取LX3型联轴器。其中：公称转矩nn3)确定轴的最小直径。根据d轴=(0.8~1.2)d电机，所以1min1mininninn2该处轴有一键槽，则：**2min2min应大于高速级轴颈处直径，取d=40mm。2minminn76.43minn76.433考虑该处有一联轴器和大斜齿圆柱齿轮，有两个键槽，则：min，min，3min(二)轴的结构设计A.高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如图上图所示。1)各轴段直径的确定d：最小直径，安装与电动机相连联轴器的轴向外伸轴段，d=d=35mm**d：根据大带轮的轴向定位要求以及密封圈标准，取45mm3.轴承处轴段，根据圆锥滚子轴承30210确定轴径50mm4.轴环段取60mm5.轴承处根据轴承取50mm6.小锥齿轮处取40mm2)轴各段长度1.由选择的联轴器取60mm2.由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定40mm3.由圆锥滚子轴承确定20mm4.由装配关系、箱体结构确定110mm5.由圆锥滚子轴承确定20mm6.由套筒及小锥齿轮确定63mm力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d=40mm，轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30209，其主要参数为：**为安装小斜齿轮为齿轮轴，其齿宽为80mm，直径C.输出轴长度、直径设置。BRBVR**力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d=40mm，轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30209，其主要参数为：4)过渡轴直径50mm长度58mm5)轴承端直径45mm，长度42mm6)箱盖密封轴直径40，长度35mm(一)轴的力学模型建立**(二)计算轴上的作用力轮2：2T2T25.462104m1R**力r2a1t11轴向力a2r1t11圆齿3：径向力轴向力t3d72.0063a3t3(三)计算支反力1.计算垂直面支反力如图由绕支点A的力矩和xM=0则：AVr3r2BVBV189AV2.计算水平面支反力AHBH(四)绘扭矩和弯矩图**CVAVCVAVa322DVBV22DVBV2.绘水平面弯矩图，如图所示M.HCHAHDHBH3.合成弯矩图如图CmaxD处最大弯矩值：M=112482.93N.mmDmax4.转矩图T25.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。轴的许用应力[]=60MPa1应用第三强度理论=M2+T2[]W1**d3Cd3DM2T23321M2T23321远大于计算尺寸。故强度足够。(五)安全系数法疲劳强度校核1.判断危险截面对照弯矩图、转矩图和结构图，从强度、应力集中方面分析，因CCD截面是危险截面。需对D截2.轴的材料的机械性能根据选定的轴的材料45钢，3.D截面上的应力抗弯截面系数322d32250抗扭截面系数T162d16250弯曲应力幅MDmax112482.93MPa10.47MPaaW10740.83，**弯曲平均应力(=0；mTma4.影响系数D截面受有键槽和齿轮的过盈配合的共同影响，但键槽的影响比过盈e (eeT( (T (eb0.92 ((eb0.92TT5.疲劳强度校核轴在D截面的安全系数为： (275S=一1==8.08 (K(+v(3.25人10.47+0.2人0 (a(m (KT+vTTaTm (T= (T取许用安全系数S=2.0,有S>S，故C截面强度足够。a输出轴341234**校核该轴与中间轴方法一样，故步骤省略。经校核后，1.输入轴滚动轴承计算支反力F水平面HF=522.5NNH1NH2NV1NV2则2Fr1701.30F=1==446.59Nd12Y20.4cot1151'35''Fr2397.57F=2==402.79N则F=F+F=446.59+338=784.59NF=F=402.79N则F784.59