二级圆锥圆柱齿轮减速器设计(就这个)

机械设计课程设计任务书：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器设计内容：设计说明书〔一份〕减速器装配图〔1〕减速器零件图〔3系统简图：滚筒滚筒输送带联轴器减速器电动机联轴器原始数据：运输带拉力F=2100N，运输带速度1.6ms，滚筒直径D=400mm工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，两班制。环境最高温度±5%，小批量生产。

350C；允许运输带速度误差为设计步骤：一、选择电动机和计算运动参数(一) 电动机的选择

=FV=21001.6=w 1000 1000

〔弹性联轴器1

〔圆锥滚子轴承，2=〔圆锥齿轮传动，=〔圆柱齿轮传动，=〔卷筒〕.3 4 5所以总传动效率： =24 1 2 3 4 5=0.9920.9840.960.970.96=PP=wd

3.36= 0.808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” =8~25〔601000v 6010001.6平主编，工作机卷筒的转速n = w d

=r/min，所 以 电 动 机 转 速 范 围 为n i’nd w

~76.43~/min。则电动机同步转速选择可选为750r/min，1000r/min，1500r/min。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及构造紧凑和满足锥齿轮传动比关系〔i0.2i且i3750r/min，电动机选择如表所示1型号额定功率/kw满载转速r/minD/mmE/mm启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160M2-872042 110(二) 计算传动比：i

nnmw

72076.439.4202.传动比的分配：i ii ，i 0.25i =0.259.4202.355<3，成立 ii i

9.4202.355=4(三) 计算各轴的转速：Ⅰ轴n n 720r/min mⅡ轴n

ni

7202.355305.73r/minnⅢ轴n i

305.73 4

76.43r/min(四) 计算各轴的输入功率：Ⅰ轴

4.160.994.118kw d 1Ⅱ轴P

P 2

4.1180.980.963.874kwⅢ轴P P

=××= 2 4卷筒轴PP3.6830.980.993.573kw2 1(五) 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩T

P9.55106 d nm

4.169.551067205.52104Nmm故Ⅰ轴TT

5.517780.99104Nmm d 1Ⅱ轴T

Ti 2 3

5.462600.980.962.3551041.2103105NmmⅢ轴T Ti

1.210280.980.9741054.602105Nmm 2 4卷筒轴TT4.6020.980.991054.465105Nmm 2 1二、高速轴齿轮传动的设计(一)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输送机为一般工作机械，速度不高，应选用8级精度。10—1强度极限屈服极限硬度〔HBS〕平均硬度齿轮型号材料牌号强度极限屈服极限硬度〔HBS〕平均硬度齿轮型号材料牌号热处理方法 /MPa /MPaBS齿芯部 齿面部〔HBS〕小齿轮45调质处理650360217~255236大齿轮45正火处理580290162~21745HBS。4.选择小齿轮齿数z 25，则：z iz 2.3552558.875，取z 59。实际齿比1 2 1 2zu 2z1

5925

2.365.确定当量齿数 ucot1

tan

2.36 2

22.964，2

67.036z z

25 z 27.14，z

59 151.28 。v1 cos1

0.921

v2 cos2

0.390(二)按齿面接触疲乏强度设计3Z3ZE2KT1H 10.52uRR1确定公式内的数值试选载荷系数K 1.8t10—6ZE189.8

MPaMPa小齿轮传递转矩T

104Nmm锥齿轮传动齿宽系数0.25R

bR 0.35，取RR

0.33。10—21dHlim1570MPa；10—21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲乏强度极限 390MPa。Hlim2按式(10—13)计算应力循环次数N 60njL 60720128300102.074109；1 1 h1N N1

2.074109 8.7881082 u 2.367)查教材10—19图接触疲乏寿命系数K 1.01，K 1.05。HN1 HN2H8)计算接触疲乏许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，H则

H1

HN1S

Hlim11.01570575.7MPa

K HN2

Hlim21.05390409.5MPa

H2 = H1H

SH22

575.7409.52

492.6MPa< H2取 492.6MPaH计算计算小齿轮分度圆直径d〔由于小齿轮更简洁失效故按小齿轮设计〕13Z3ZE2KTH 10.51RR2u1t3189.83189.82492.6 1.85.4621040.331050.3322.36==mm计算圆周速度d nv 1t

3.1487.4707203.296m/s601000 60000计算齿宽b及模数mbR

Rd1t

87.4700.33 u2u212.3621m m 1t

87.470 3.4988mmnt z 2514)齿高h2.25m 2.253.49887.8723mmntb 36.992h7.8723

4.699K10—2KA=1；v=s、8度，由10—8图查得：动载系数K =；由10—3表查得：齿间载荷安排系数VK=K

KH

1K

K =K K =K 1.51.875 H H Hbe所以：KK K K K 11.1811.8752.213A V H H32.21332.2131.83KKtd 3KKt1 1t

87.470 93.705mm就算模数：dm 1n z1

93.705 25

3.748mm(三)按齿根弯曲疲乏强度设计34KTY 34KTY Y 10.512za aRR1u21F确定计算参数1)KKAKVKFKF11.1811.8752.213查取齿数系数及应了校正系数由教材10—5YFa12.568，YSa11.601；YFa22.14 YSa21.83 。10—20cFE1400MPa10—20bFE2320MPa。10—18KFN10.91，KFN20.92。计算弯曲疲乏许用应力取弯曲疲乏安全系数S=。

K FN1

FE1

0.91400260MPaF1 S 1.4

K FN2

0.92320210.29MPaF2 S 1.4Y计算大小齿轮的Fa

YaF

并加以比较，Y Y 2.5681.601 Y Y 2.141.83Fa1F

Sa11

= 260

0.01581，

Fa2F

Sa22

210.29

0.01862 值大。计算〔按大齿轮〕34KT34KTY Y 10.5a aRR12z21u21Ft34342.2135.4621040.3310.50.332252 2.3620.01862=比照计算结果，由齿面接触疲乏计算的模m齿轮模数m力仅与齿轮直径有关所以可取弯曲强度算得的模数mm并就近圆整为标准值m 3mmn〔摘自《机械原理教程》其次版清华大学出版社锥齿轮模数〔摘自d

GB/T12368—1990〕〕，而按接触强度93.705d

=重修正齿轮齿数，z 11 mn

31.235,取整z313

33，则z iz 2.3553377.715，z与z一般应互2 11 2 1为质数。故取整z 77。2z则实际传动比i 1 z1

7733

2.333，与原传动比相差%，且在5%误差范围内。(四)计算大小齿轮的根本几何尺寸分度圆锥角：小齿轮 arccot1

zz223.19912)大齿轮 90 9023.19966.8012 1分度圆直径：1)小齿轮d mz 33399mmn 12)大齿轮d mz 377231mmn 2齿顶高ha

hma

13mm3mm齿根高hf

a

cmn

3mm3.6mm齿顶圆直径：1)小齿轮d d 2hcos 99230.9191104.515mma1 1 a 12)大齿轮d d 2hcos 231230.3939233.363mma2 2 a 2齿根圆直径：1)小齿轮d d2hcos 9923.60.919192.382mmf1 1 f 12)大齿轮d d 2hcos 23123.60.3939228.164mm332332772锥距 R

mz2sin

3m2z2m2z2z212

125.660mm8.齿宽 b R0.333125.66041.845m〔取整b=41m。R则：圆整后小齿宽B1z

45mm，大齿宽B2v233v2

40mm。z 77当量齿数zv1

1cos1

0.919135.905，z

2cos2

0.3939195.481分度圆齿厚s

m34.71mm2 2修正计算结果：1)由教材10—5表查得2.4411.6542.122 1.862 。Fa1 Sa1 Fa2 Sa22)v

dn1 60

3.14997203.730m/s810—81000 60000得：动载系数KV=；由10—3KKHKF1；取轴承系数K =，齿向载荷分布系数K =K K =K 1.51.875Hbe H H Hbe3)KK K K K 11.1811.8752.213A V H H校核分度圆直径3Z3ZE2KT1H 10.52uRR1t33189.82492.62.2135.4621040.3310.50.3322.333==Y Y 2.4411.654 Y Y 2.1221.862Fa1F

Sa11

= 260 0.01553，

Fa2F

Sa22

210.29

0.01879轮的数值大，按大齿轮校核。34KT34KTY Y 10.5a aRR12z21u21Fn34342.2135.4621040.3310.50.332332 2.33320.01879=实际d 99mm，m 3mm，均大于计算的要求值，故齿轮的强度足够。1 n(五)齿轮构造设计小齿轮122构造草图如图。高速级齿轮传动的尺寸见表大锥齿轮构造草图3大锥齿轮构造尺寸名称名称构造尺寸及阅历公式计算值锥角arctanz21z66.801锥距R轮缘厚度e3~4mdan11mm大端齿顶圆直径榖空直径D由轴设计而定50mmD1D 1.6D80mm轮毂宽度L155mmD0由构造确定160mm板孔分布圆直径D2D 2D D0 12120mm板孔直径d0由构造确定12mm腹板厚度C18mm4高速级锥齿轮传动尺寸名称名称计算公式计算值法面模数mn3mm23.199锥角1266.801齿数zz331277传动比i1分度圆直径dd99mm12231mmd齿顶圆直径d d 2hcosa1d2hcos1a1a22a2d齿根圆直径f1 1 fd d 2hcosd2hcos1f22f2锥距R2sinmz2mz2z212齿宽B1B245mm40mm三、低速级圆柱齿轮传动的设计(一) 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。经一级减速后二级速度不高，故用8级精度。齿轮材料及热处理235HBS，45190HBS40HBS。齿数选择选小齿轮齿数z 24，依据高速级传动比i 2.333，得低速级传动比3 1ii 4.038z2 i 41

zi32

244.03896.912z

=97。2实际传动比u2

974.04224传动比误差

i

99244.038100％=％<5％，在允许误差范围内。i i 4.038选取螺旋角。初选螺旋角β=14。〔二〕按齿面接触强度设计2K2KTtd1u1u( H E)2ZZ]Hd 1t确定各参数的值:试选载荷系数K =t计算小齿轮传递的扭矩。95.5105PT 22 n2

95.51053.874 1.199105Nmm308.616P205

表10-7选取齿宽系数d

1。查课本P 表10-6得材料的弹性影响系数Z 189.8MP1。201 E a2教材10—21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲乏强度极限 570MPa；10—21cHlim1图按齿面硬度查得大齿轮接触疲乏强度极限 390MPa。Hlim2按式(10—13)计算应力循环次数7)N 60njL 60720128300102.074109 ；1 1 hN N1

2.074109 8.788108；2 u 2.3610—19K

1.01，K

1.05。计算接触疲乏许用应力

取失效概率为1%，安全系数为S=1，H则

H1

HN1S

Hlim11.01570575.7MPa

KHN2

Hlim21.05390409.5MPa

H2 H= H1

SH22

575.7409.52

492.6MPa< H2P217

图10-30 选取区域系数Z=。H11)P215

得

1

=+=。计算试算小齿轮分度圆直径d1t2K2KTt21 2u 1d u( H E)2ZZ]2 H

，由计算公式得d 3t221.61.1991054.0421(2.433189.811.6534.042492.6= )2=计算圆周速度d n 3.1465.367308.616 2t 2 1.056m/s601000 601000b和模数mntb= d 165.36765.367mmd 1tdm =1t

cos 65.367cos142.643mmnt z 2414)齿高h2.25m 5.947mmntbh=65.3675.94710.992bh计算纵向重合度 0.318ztan0.318124tan141.903 d 1KKA

1，依据v=s，8P194

图10-8得动载系数K 1.03Pv 196

PH

=；查课本PF 19310-3KHKF1.4。故载荷系数KK KK K 11.031.41.462.105A v H H按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d d3 3t

65.367 71.626mm3KKt3KKt32.1051.6ndm =3

cos 71.626cos142.896mmn z 241〔三〕2KT2KTY cos2z2d 1 a1YY[ ]FF Sm≥t确定计算参数计算载荷系数KK KK K 11.031.41.42.019A v F F小齿轮传递的扭矩T 1.199105Nmm2依据纵向重合度 1.903，查课本P217

10-28Y=。计算当量齿数z z3 24 26.27v3 cos3 cos314z 97z 4 106.18v4 cos3 cos314查取齿形系数YFa

和应力校正系数YSaP200

10-5Y

2.590,Y

1.598;Y

2.182,Y

1.796。计算弯曲疲乏许用应力P208

10-20c

380MP,a

325MP。aP206

10-18K

0.91,K

0.92。取弯曲疲乏安全系数S=，则

K FN3

0.91380247MPF3 S 1.4 a KFN4FE40.92325213.57MPF4 S 1.4 a

Y YFa F

并加以比较Y Y 2.5901.598Fa3FY

Sa33

2472.1821.796

0.01676Fa4F

Sa44

213.57

0.01835大齿轮的数值大，选用大齿轮。设计计算222.0191.1991050.88cos2140.0183512421.653m 1.977mmt比照计算结果，由齿面接触疲乏强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲乏强度n计算的法面模数，又有齿轮模数mmm并就近圆整为标准值m 2.5mm〔摘自《机械原理教程》其次版清华大学出版社标准模数〔摘自n

GB/T1357—1987〕d

〕，而按接触强度算得分度圆直径d =重修正齿轮齿数，1cos cos14z 33 mn

27.7992.5

, 取 整 z3

28 ， 则z iz 4.03828113.064，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，z与z一般应4 2 3 2 1取整z4

113i2

z3

1134.03628几何尺寸计算计算中心距a(z3

z)m4

(28113)2.5mm181.646mm2cos 2cos14将中心距圆整为181mm。按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(z3

z)m4

(28113)2.5arccos 13.155139”18””2a 2181因值转变不多,故参数KZH等不必修正。计算大﹑小齿轮的分度圆直径zm 282.5d 3 n 72.006mm3 cos cos13.155d z4mn 1132.5 290.113mm4 cos cos13.155计算齿轮宽度b d 172.00672.006mmd 1圆整后取b=72mm小齿轮B 80mm，大齿轮B 75mm。3 4校核，同高速级齿轮一样〔略。齿轮构造设计小齿轮3由于直径小，承受齿轮轴构造；大齿轮5承受孔板式构造，构造尺寸按阅历公式和5；大齿轮4构造草图如上图。低速级圆柱斜齿轮传动尺寸见下表。大斜齿轮构造草图5斜齿大圆柱齿轮构造尺寸名称名称构造尺寸阅历计算公式计算值榖空直径d由轴设计而定d=d50mmD3D1.6d80mm轮毂宽度L375mm〔取为与齿宽B相等〕4D0D d 0an268mmDDD D03112174mmD22C0.2~0.3BD 0.25~0.35D D03〔47~〕mm腹板厚度C18mm6低速级圆柱斜齿轮传动尺寸名称名称计算公式计算值法面模数mn法面压力角n20螺旋角1391“齿数齿数zz2834113传动比i2分度圆直径d3d4d d齿顶圆直径a332had d 2ha44ad齿根圆直径f3d32hff4mzd d 2h4f中心距an 3z2cos4181mmB3B480mm齿宽75mm四、设计轴的尺寸并校核。(一)轴材料选择和最小直径估算轴承受材料45钢，进展调质处理。则许用应力确定的系数 103A0

126，取高速轴A 126A3Pn3Pnm

120A03

112。按扭转强度初定该轴的最小直径d

，min即：d

Amin

5%~7%，当两个键槽时将10%~15%。d

A1min 01

126 22.533mm，因高速轴安装联轴器有一键3P1n134.118720槽，则：d 10.073P1n134.1187201minLX型弹性柱销联轴器GB/T5012023。P 5.5联轴器传递的名义转矩T=9550n

9550720

72.95Nm计算转矩T KT1.572.95109.43Nm〔K为带式运输机工作系数K=~,取K=。c1、2和电机直径d=42mm，则选取LX3T 1250Nmn4750r/mind=〔30、32、35、38、40、n42、45、48〕满足电机直径d=42mm。确定轴的最小直径。依据d=〔~〕d，所以d 33.6mm。取d 1min 1min中间轴：d

A2min 02

120 27.976mm。该处轴有一键槽，则：3Pn233.874305.73d 10.073Pn233.874305.732min径，取d 40mm。2min低速轴：d

A3min 03

112 25.675mm。考虑该处有一联轴器和大斜3Pn333.68376.43齿圆柱齿轮，有两个键槽，则：d 3Pn333.68376.433mind 35mm。3min(二)轴的构造设计4-1、图4-2《机械设计课程设计》第3版哈尔滨理工大学出版社，初步设计轴草图如下高速轴的构造设计高速轴轴系的构造如图上图所示。各轴段直径确实定d11：最小直径，安装与电动机相连联轴器的轴向外伸轴段，d11d1min35mm。d12：依据大带轮的轴向定位要求以及密封圈标准，取45mm3.3021050mm60mm50mm40mm轴各段长度60mm由箱体构造、轴承端盖、装配关系等确定40mm20mm由装配关系、箱体构造确定110mm20mm63mm中间轴直径长度确定1〕初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，应选单列圆d

min30209，其主要参数为：d=45㎜，D=85㎜，T=,B=19mm,C=16mm,所以取其直径45mm。80mm，80mm轴的轴环段直径60mm，长10mm。输出轴长度、直径设置。初步选定圆锥滚子轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，应选单列圆d

min30209，其主要参数为：d=45㎜，D=85㎜，T=,B=19mm,C=16mm,所以取其直径45mm。75mm50mm。3)60mm，10mm。50mm58mm45mm42mm4035mm735mm60mm。五、轴的校核(中间轴)r2 (一)轴的力学模型建立2Ft2 Ba2 RBV28028.73R-14607.33RBH2108934.843109909.84N.mm(二)计算轴上的作用力2：

2T

25.462104圆周力F F 1

1323.86Nt2 t1m1

0.51

10.50.333径向力Fr2

F Fa1

tancos1

1323.86tan20cos23.199189.81N轴向力Fa2

F Fr1

tancos1

1323.86tan20cos23.199442.88N3：2T圆周力 F t3 d3

21.2103105N3361.66N72.006径向力 F

F tan

3361.66

tan20

N1256.52Nr3 t3cos cos13.155轴向力 Fa3

Ftan3361.66tan13.155N785.69Nt3(三)计算支反力计算垂直面支反力〔XZ〕如图由绕支点A的力矩和M 0则：AVF 62Fr3

6274FBV

1890F 189.811361256.5262N275.61NBV 189MBV

0.则F 791.10NAVZ0，计算无误。计算水平面支反力〔XY〕与上步骤相像，计算得：F 2055.39NAH BH(四)绘扭矩和弯矩图垂直面内弯矩图如上图。C处弯矩M 左=F 62791.1062N.mm-49048.20N.mmCV AVM 右F

62F

d 72.006 349048.20785.69 N.mm77335.40N.mmCV

a3 2 2DM

Fd 442.88192.54左F 53 a2 m2275.6153 28028.73N.mmDV BV 2 2M 右F 53275.615314607.53N.mmDV BV绘水平面弯矩图，如下图M .HC处弯矩：M F 622630.1362163068.06N.mmCH AHDMDH

F 532055.3953108934.84N.mmBH合成弯矩图如图C处最大弯矩值：M CmaxD处最大弯矩值：M Dmax转矩图TTT 121030N.mm2

180477.02N.mm163068.06277335.402163068.06277335.402108934.84228028.732弯扭合成强度校核进展校核时，依据选定轴的材料45钢调质处理。由所引起的教材15—1查得轴的许用应力 60MPa1应用第三强度理论

M2M2T2332180477.02212103023.1460332 M 2332 M 2T2C1C

33.29mm332 M 2T2332 M 2T2 D1332112482.93212103023.1460DCD50mm，远大于计算尺寸。故强度足够。(五)安全系数法疲乏强度校核对一般减速器的转轴仅适用弯扭合成强度校核即可，而不必进展安全系数法校核。推断危急截面比照弯矩图、转矩图和构造图，从强度、应力集中方面分析，因C处是齿轮轴，故C处不是危急截面。DD轴的材料的机械性能45151查得：BB

1155MPa

。取 0.5 0.50.20.1 DDbh14mm9mmt5.5mm。所引：d3 btdt2 3.14503 145.5505.52抗弯截面系数W

10740.83mm332 2d 32 250d3 btdt2 3.14503 145.5505.52抗扭截面系数WT

23006.46mm316 2d 16 250弯曲应力幅

M Dmax

112482.93MPa10.47MPa，弯曲平均应力

0；a W 10740.83 mT扭转切应力幅 2a 2WT

121030 MPa2.63MPa，平均切应力 223006.46 m

2.63MPa。影响系数D截面受有键槽和齿轮的过盈协作的共同影响，但键槽的影响比过盈协作的影响小，所以只需k考虑过盈协作的综合影响系数。由教材表3—8用插值法求出：

3.16，取k k 0.8

0.83.162.53，轴按磨削加工，由教材附图 3—4求出外表质量系数： 0.92。 K

k

13.1611

10.92

13.25Kk

12.5311

10.92

12.62疲乏强度校核D

275S K a

8.08 3.2510.470.20 m则则S

155 21.667 K a

2.622.630.12.63S 2S2S 2S2ca

8.0821.667

7.578.08221.6672取许用安全系数S2.0,有S S8.08221.6672ca六、校核高速轴及输出轴校核该轴与中间轴方法一样，故步骤省略。经校核后，两轴强度足够。七、滚动轴承的选择及计算输入轴滚动轴承计算a初步选择滚动轴承，由《机械设计〔机械设计根底〕课程设计》表15-70根本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30210dDT50mm90mm21.5mmF362N，e1.5tan1.5tan1151”35””0.315aFr523.58N,Fr1

则载荷HVF载荷HVFFNH1522.5N1567.5NFNV1FNH2FNV233.55N82.45NFrF 1

1701.30

446.59Nd1 2Y 20.4cot1151”35””FrF

2397.57

402.79Nd2 2Y 20.4cot1151”35””则1Fa1FdFa446.59338784.59N12Fa2Fd2

402.79N则Fa1

784.59

0.461e

F

402.79

0.168e，F 1701.30 F，r1

2397.57Pr0.4Fr1

0.4cotFa10.41701.30.4cot1151”35””784.592174.98N Pr2

F 2397.57Nr2则L10^6Cr^ 10^6 55800^10

1.9410^6h10^6hh 60nP 60310 2397.57 3 r 故合格。中间轴和输出轴轴滚动轴承计算a初步选择滚动轴承，由《机械设计〔机械设计根底〕课程设计》表15-70根本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209dDT45mm85mm20.78mmF651.5Ne1.5tan1.5tan1257”10””0.345，a载荷载荷HVFFNH1957N1669NFNV1FNH2FNV2125N1106N则1F Fr1

965.13

277.48Nd1 2YFFrF2d2 2Y

20.4cot1257”10””2023.2020.4cot1257”10””

575.63N则1Fa1Fd1

Fa277.48651.5928.98N2Fa2Fd2

575.63N则F 928.98a1

F

575.63

0.287e12Fr 965.13 ，Fr12

2023.20则Pr0.4Fr1 1

0.4cotFa10.4965.130.4cot1257”10””928.982023.67N Pr2

F 2023.20Nr2r10^6C 10^6 55800 10L 60nhh

r^

^ 14.1010^6h10^6hPr 6077.6 2023.20 3故合格八、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，该处选用一般平键尺寸为bhl10mm8mm55mm，接触长度l“55550mm，则键联接所能传递的转矩为：p”d 0.2562220120100079.2NmpTT397.35Nm，故单键即可。中间轴键计算校核联轴器处的键连接