机械课程设计二级圆锥圆柱齿轮减速器机械设计说明书最终解读Word文档下载推荐.docx
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（1）原始数据：
运输机工作拉力：
F=7KN；
带速V=1.10m/s；
滚筒直径D=400mm
二、电动机选择
1、电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）工作机所需功率：
P
=Tn/9550,
因为
，把数据带入式子中得n=68.97r/min,所以P
=1800*68.97/9550=13.00kW
（2）
1）传动装置的总效率：
η总=η滚筒×
η4轴承×
η圆柱齿轮×
η
联轴器×
η圆锥齿轮
=0.96×
0.99
×
0.98×
0.97
=0.86
2）电动机的输出功率：
Pd=P
/η总
=13.00/0.86
=15.13kW
3、确定电动机转速：
计算工作机轴工作转速：
nw=60×
1000V/πD
=60×
1000×
1.30/π×
360
=68.97r/min
按表14-2推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动的一级减速器传动比范围分别为2~3和3~5，则总传动比范围为I’d=6~15。
故电动机转速的可选范围为
nd=I’d×
nw=（6~15）×
68.97=413.8~1034.6r/min
符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。
4、确定电动机型号
由上可见，电动机同步转速可选750和1000r/min,可得到两种不同的传动比方案
方案
电动机型号
额定功率
/kW
电动机转速
电动机重量/kg
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
传动比
圆锥传动比
圆柱传动比
1
Y200L1-6
18.5
1000
970
220
14
3.5
4
2
Y225S-8
750
730
266
10.6
2.66
3.99
综合各方面因素选择第一种方案，即选电动机型号为Y225S-8机。
电动机的主要参数见下表
型号
额定功率/kW
（r/min）
中心高
mm
轴伸尺寸
225
60*140
三、运动参数及动力参数计算
计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：
i=nm/nw=730/68.97=10.58
2、分配各级传动比:
取i直=1.52i锥
锥齿轮啮合的传动比：
i1=0.25i=2.66
圆柱齿轮啮合的传动比：
i2=i/i1=10.58/2.66=3.99
1.计算各轴转速（r/min）
nI=n
=730
n
=nI/i1=730/2.66=274.4
=n
/i2=274.4/4=68.8
nIV=n
I=68.8
2.计算各轴的功率（kW）
=Pd·
η联轴器=15.13×
0.99=14.98
=P
·
η轴承·
η圆锥齿轮=14.98×
0.99×
0.98=14.3
η圆柱齿轮=14.3×
0.98=13.9
PIV=PⅢ*η轴承*η联轴器=13.9×
0.99=13.8
3.计算各轴扭矩（N·
m）
Td=9550*Pd/nm=9550×
15.13/730=198
T
=9550*P
/n
=194
=497.7
=1929.4
TW=9550*PW/nW=1910.1
Td、T
、T
、TW=依次为电动机轴，Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ和工作机轴的输入转矩。
参数轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
工作机轴
转速r/min
274.4
68.8
功率P/kW
15.13
14.98
14.3
1.11
转矩/n*m
198
196
497.7
1929.4
1910.1
效率
0.98
4.验证带速
V=
n
=1.1103m/s
误差为
=-0.003<
5%,合适
四、传动零件的设计计算
1.圆锥齿轮的设计计算
已知输入功率P1=PⅠ=14.98Kw,小齿轮的转速为730r/min，齿数比为u=2.66，由电动机驱动，工作寿命为8年（每年工作300天），单班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。
（1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力
1）该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度（GB10095-88）
2）选择小齿轮材料为35SiMn钢调质，硬度为229～286HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为229～286HBS，按齿面硬度中间值，有图5-29b按碳钢查MQ线得
σFlim1=290MpaσFlim2=220Mpa
同理由图5-32b查得
σHlim1=700MpaσHlim2=580Mpa
3）有式（5-29），（5-30）分别求得
σFp1=σFlim1YSTYNYx/SFmin=446Mpa
σFp2=σFlim2YSTYNYx/SFmin=338Mpa
σHp2=σHlim2YSTZNZW/SHmin=580Mpa
由于为闭式齿面硬度中，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根的弯曲强度。
（2）按接触疲劳强度进行设计计算
由设计公式进行计算即
d1≥1017{kT1Z
/[σHp（1-0.5φR）]
φRu[σH]2}1/3
1）小齿轮的名义转矩T1=T
=194N·
m
2）选取载荷系数K=1.3~1.6
同小齿轮悬臂设置，取k=1.5
3）选取齿宽系数，取
4）选取重合度系数，取Z
5）初算小齿轮大端分度圆直径
d
6）确定齿数和模数
选取
取
=75
大端模数m=
mm，取m=4
7）计算主要尺寸
（3）校核齿根弯曲疲劳强度
1）计算从重合度系数
因为重合度
，所以
。
2）确定
的大值
由图5-26查得
则
因为
，所以选择大齿轮进行校核
3）校核大齿轮的齿根弯曲疲劳强度
故齿根弯曲疲劳强度足够，所选参数合适。
2.圆柱直齿轮的设计计算
已知：
输入功率
，小齿轮转速为274.4r/min，齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为8年（每年工作300天）单班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运转。
（1）选择齿轮材料，确定许用应力
根据题设条件看，大小齿轮均采用20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度56~62HRC。
由图5-29c查得弯曲疲劳强度极限应力
由图5-32c查得接触疲劳强度极限应力
（2）按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数m
1）确定弯曲应力
采用国标时，
因为齿轮的循环次数
所以取
；
=600Mpa
2）小齿轮的名义转矩
3）选取载荷系数K=1.6
4）初步选定齿轮的参数
5）确定复合齿形系数
因大小齿轮选用同一材料及热处理，则
相同，故按小齿轮的复合齿形系数带入即可
由《机械设计基础》第四版P88，图5-26可查得：
6）确定重合度系数
所以
将上述各参数代入m式中得
按表5-1，取标准模数
则中心距
7）计算传动的几何尺寸：
齿宽：
（3）校核齿面的接触强度
1）重合度系数
2）钢制齿轮
把上面各值代入式中可算得：
符合要求
（4）校核齿根弯曲强度
故，轴强度满足要求。
但是考虑的中心距的问题，所以将模数增大到4.5
五、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1．已知：
P1=14.98kw,n1=730r/min,T1=196N·
2．选择材料并按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS，
=650Mp
根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115
dmin=115
mm=31.38mm
考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大5%，则d=31.38×
（1+5%）mm=33mm
3.初步选择联轴器
要使轴径d12与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号
查课本P297,查kA=1.5,Tc=kAT1=1.5*196=294N·
查《机械设计课程设计》P298，取HL弹性柱销联轴器，其额定转矩315N·
m，半联轴器的孔径d1=35mm,故取d12=35mm,轴孔长度L=82mm,联轴器的轴配长度L1=60mm.
4.轴的结构设计
（1）拟定轴的装配方案如下图：
（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位
为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=42mm
选滚动轴承：
因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用系列圆锥滚子轴承。
参考d2-3=42mm。
查《机械设计课程设计》P311，表18-4.选取标准精度约为03.尺寸系列30309.尺寸：
故d3-4=d5-6=45mm，而l3-4=26mm此两对轴承均系采用轴肩定位，查表18-4，3030轴承轴肩定位高度h=4.5mm
因此取d4-5=54mm。
取安装齿轮处的直径d67=42mm，使套筒可靠的压在轴承上，故l56<
T=27.25mm，l56=26mm。
轴承端盖总宽度为20mm，由于装拆及添加润滑油的要求，轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=30mm，故l23=20+30=50mm。
取l45=120mm.
圆锥齿轮的轮毂宽度lh=（1.2~1.5）ds，取lh=63mm，齿轮端面与箱壁间距取15mm，故l67=78mm。
轴上零件的周向定位
半联轴器与轴、齿轮与轴采用平键连接，即过盈配合。
由设计手册，并考虑便于加工，取半联轴器与齿轮处的键剖面尺寸
齿轮键长L=B-（5~10）=57.5mm
配合均用H7/K6，滚动轴承采用轴肩及套筒定位。
轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6
轴圆角：
5.轴强度的计算及校核
①求平均节圆直径:
已知d1=28mm
dm1=d1（1-0.5
R）=4
②锥齿轮受力：
已知T1=196N·
m,则
圆周力：
Ft1=2000T1/dm1=
=4117.6N
径向力：
Fr1=Ft1·
=1404.1N
轴向力：
Fa1=Ft1·
tanα
=524.1N
轴承的支反力
（1）绘制轴受力简
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