圆锥圆柱齿轮二级减速器CAD装配图和零件图Word格式.docx
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1.1电动机的选择5
1.2计算传动比：
6
1.3计算各轴的转速：
6
1.4计算各轴的输入功率：
1.5各轴的输入转矩7
第2章齿轮设计7
2.1高速锥齿轮传动的设计7
22低速级斜齿轮传动的设计15
第3章设计轴的尺寸并校核。
21
3.1轴材料选择和最小直径估算21
3.2轴的结构设计22
3.3轴的校核27
3.3.1高速轴27
3.3.2中间轴29
3.3.3低速轴32
第4章滚动轴承的选择及计算36
4.1.1输入轴滚动轴承计算36
4.1.2中间轴滚动轴承计算38
4.1.3输出轴滚动轴承计算39
第5章键联接的选择及校核计算41
5.1输入轴键计算41
5.2中间轴键计算41
5.3输出轴键计算41
第6章联轴器的选择及校核42
6.1在轴的计算中已选定联轴器型号。
42
6.2联轴器的校核42
第7章润滑与密封42
第8章设计主要尺寸及数据43
第9章设计小结44
第10章参考文献：
45
机械设计课程设计任务书
设计题目：
带式运输机圆锥一圆柱齿轮减速器
设计内容：
（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
系统简图:
原始数据：
运输带拉力F=2900N,滚筒转速60r/min，滚筒直径D=340mm,使用年限
10年
工作条件：
连续单向运转，载荷较平稳，两班制。
常温下连续工作，空载启动，工作载荷平移，三相交流电源，电压源380v220v。
设计步骤：
传动方案拟定
由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带型运输设备减速器为两级展开式圆锥一圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。
联轴器2、8选用弹性柱销联轴器。
第1章选择电动机和计算运动参数
1.1电动机的选择
1计算带式运输机所需的功率：
Pw=FwVw=3.09749kw
1000
2各机械传动效率的参数选择：
一对滚轴承n1=0.99,锥齿轮传动效率n2=0.96，圆柱
齿轮传动效率n3=0.97,联轴器效率n4=0.99
所以总传动效率：
z=n1?
n2n3n42
=0.86
P
1.计算电动机的输出功率：
Pd=-=3.56kw
2.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
iI=8~40nd二iynw（8~40）60（480~2400）r/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
第5页共46页
装置的尺寸、价格、及结构紧凑和满足锥齿轮传动比关系
（ij=0.25i出i［兰3），故首先选择1000r/min，电动机选择如表所示
表1
型号
额定功率
满载转速
轴径
伸出长
启动转矩
最大转矩
/kw
r/min
D/mm
E/mm
额定转矩
Y132M1-6
960
42
110
2.0
1.2计算传动比:
2.总传动比：
i「二血=960^60：
16
nw
3.传动比的分配：
i=0.25iz=0.2516=4，i…=5
I轴n=nm=960r/min
U轴n|T=—=960=240r/min
iI4
m轴n-n-=240=48r/minW轴n4=n3=48r/min打5
1.4计算各轴的输入功率:
I轴
P-:
3.06kw
II轴
P[：
3.01kw
m轴
Piii2.88kw
w轴
P4:
2.83kw
1.5各轴的输入转矩
T=30.50N.mm
U轴
T[=119.58N*mm
川轴
T=574.21N*mm
W轴
T=562.79N*mm
轴的运动动力参数
项目
电动机
咼速转轴1
中间转轴2
低速转轴3
工作轴4
转速（r/min）
240
48
实际功率
（kw）
3.63
3.06
3.01
2.88
2.83
转矩（N.M）
31.44
30.50
119.58
574.21
562.79
传动比
第2章齿轮设计
2.1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
1.按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动
2.
8级精度
输送机为一般工作机械，速度不高，故选用
3.材料选择由《机械设计》第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材表10—1选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：
表2
齿轮型号
材料牌号
热处理方法
强度极限
cB/MPa
屈服极限
<
iS/MPa
硬度（HBS）
平均硬度（HBS）
jlK-h-齿芯、部
齿面部
小齿轮
45
调质处理
650
360
2仃~255
大齿轮
正火处理
580
290
162~217
200
二者硬度差约为40HBS
4.选择小齿轮齿数z1=佃，贝U:
Z2二i北！
=2.6419=50.1，取z2=50。
实际齿
Z2
50二2.63
Zi
19
5.确定当量齿数
u=coL：
^=tan『2=2.63
「=20.822,、2=69.178
Zv1
乙
cos
19z250
20.30,zv2-140.70
0.9347cos20.3554
（三）按齿面接触疲劳强度设计
1.确定公式内的数值
1）试选载荷系数心=1.3
2）教材表10—6查得材料弹性系数ZE=189.8MPa2（大小齿轮均采用锻钢）
3）小齿轮传递转矩T=4.387104N*mm
4）锥齿轮传动齿宽系数0.25乞门r二一乞0.35,取门r=0.3。
R
5）教材10—21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限匚Hlim1=570MPa;
10—21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限
Hlim2=390MPa。
6）按式（10—13）计算应力循环次数
2=60n1jLh=609601283655=1.682109;
9
Ni1.682108
16.410
2.63
7）查教材10—佃图接触疲劳寿命系数Khni=0・91，Khn2=0・96。
8）计算接触疲劳许用应力J取失效概率为1%，安全系数为S=1,
贝yl_h1=Khn1'
Hlim1=o.9i570=518.7MPa
"
^^"
9639O3"
MPa
.取JH】=374.4MPa
2.计算
1）计算小齿轮分度圆直径di（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）
KT1
：
」r1-05：
」ru
=2.92
3『彈「一1.竺处陀10_
Y1374.4丿0.3汇（1—0.5汇0.3f汉2.63
=86.183mm
2）计算圆周速度
d1mt=d1t1一0.5R=73.256mm
V血=FR8m/s
3）计算齿宽b及模数m
b「"
rR二dit「r
•u2
=85.1300.33
、2.6421
二39.654mm
mnt
dit
85.130
25
=3.4052nm
4）齿高h=2.25mnt=2.253.4052=7.6617mm
b39.654「，
5.1h7.6617
5）计算载荷系数
K由教材10—2表查得：
使用系数使用系数
Ka=1;
根据
v=3.68m/s、8级精度按第一级精度，由10—8图查得：
动载系数Kv=1.22;
由10—3表查得：
齿间载荷分配系数K.=Kh：
.二K「.=1;
取轴承系数KH>
e
=1.25，齿向载荷分布系数K■：
=K「二K—=Khte1.5=1.875
所以：
K=KaKvKh-Kh2=11.2211.875=2.2875
6）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径
3"
K3,22875
d1=d1t86.183104.046mm
1[Kt.1.3
7）就算模数：
mn
d1
Z1
104.046
二5.476mm
（四）按齿根弯曲疲劳强度设计
34K「YFaYsa
m_2|]
:
Gr1-0.5GrZ_u2TI；
7fj
1.确定计算参数
1）计算载荷K=KaKvKf：
.Kf1=11.2211.875=2.2875
2）查取齿数系数及应了校正系数
由教材10—5表得：
Yf/=2.788，
YS31=1.553；
YFa2=2.148，Y$a2=1.822。
3）教材10—20图c按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限匚fe1=400MPa；
教材10—20图b按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限-■fe2二320MPao
4）教材10—18图查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85,Kfn2=0.88
5）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4
KFN1、FE1
S
0.85400
1.4
=243MPa
KFN2'
-FN2
0.88320
=201.14MPa
YY
6）计算大小齿轮的壬予并加以比较,
YFaiYai=2.78^1.553
tF1243
=0.01783
YFa2Ysa2
2148吗0.01946
201.14
，大齿
轮的数值大。
2.计算（按大齿轮）
J4KTYFaYsa
mtM22「—-
_Gr1-0.5GrZ1.u21-fJ
34x2.2875x4.387x10c
i2,x0.01946
Y0.3汉（1—0.5汉0.3）汉192汉J2.632+1
=3.286mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。
所以可取弯曲强度算得的模数2.698mm并就近圆整为标准值
mn=5mm（摘自《机械原理教程》第二版清华大学出版社4.11锥齿轮模数（摘自GB/T12368—佃90）），
而按接触强度算得分度圆直径d1=104.046mm重新修正齿轮齿数，
Z1=鱼=104・046=20.92,取整Z1=21，则z?
门厶=2.6421=55.44，为了使各个相mn5
啮合齿对磨损均匀，传动平稳，Z2与Z1一般应互为质数。
故取整Z2=56。
则实际传动比J二空二兰=2.677,与原传动比相差1.2%，且在一5%误差范围内。
z121
（五）计算大小齿轮的基本几何尺寸
1.
分度圆锥角：
1）小齿轮「=arccot空=20.556Z1
2）大齿轮、2=90=90-20.556=69.444
分度圆直径：
1）小齿轮d^mnZ^521=105mm
2）大齿轮d2二mnz2=556=280mm
3.
齿顶咼ha=hamn=15mm=5mm
4.
齿根高hf=hacmn=10.25mm二6mm
5.
齿顶圆直径：
1）
da1=d.
2）
da2=d2
齿根圆直径：
df1=d1
df2=d2
锥距
R-
mzr
6.
7.
2sin、2
2hacos^=105250.9363=114.363mm
2hacos、.2=280250.3511=283.511mm
「ZhfCOS,=105「260.9363=93.764mm
22
誇M5「149.520mm
-2hfCOS、2=80-260.3511=275.787mm
齿宽b—：
，rR=0.3149.520=44.856mm,（取整）b=45mm。
贝U:
圆整后小齿宽B1=45mm，大齿宽B2=45mm。
9.当量齿数Zv1勺2122.429,Zv2—256159499
cos®
0.9363coS>
20.3511
10.分度圆齿厚=3.145二7.85mm
22
11■修正计算结果：
1）由教材10—5表查得：
丫尸/=2.708，丫$/=1.572；
丫卩玄2=2.138
Ysa2=1.837
2）vd1n3.14105960=5.27m/s，再根据8级精度按教材10—8
60"
00060000
图查得：
动载系数Kv=1.25；
由10—3表查得：
齿间载荷分配系数
K：
.=K^=K^=1；
取轴承系数Khbe=1.25，齿向载荷分布系数
K|.=Kh1=Kh=Khbe1.5=1.875
3）K二KaKvKh：
.Kh，11.2511.875=2.344
4）
校核分度圆直径
（189.8丫
I
1374.4丿
2.3444.387104
0.31-0.50.32.677
=98.780
5）
YFaiYai=2.70^1.572
=0.017518
YFa2YSa2
士叱0.019526
大齿轮的数值大，按大齿轮校核。
…34KTYFaYSa
6）mn_22—2，
YQr（1—0.5①R）z1寸u2+1蛤FJ
342.3444.387104
=2x0.019526
0.31-0.50.32122.67721
=3.08mm
实际d1=105mm,mn=5mm，均大于计算的要求值，故齿轮的强度足够。
（六）齿轮结构设计小齿轮1由于直径小，米用实体结构；
大齿轮2米用孔板式结构，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
大锥齿轮结构草图
表3大锥齿轮结构尺寸
名称
结构尺寸及经验公式
计算值
锥角6
右=arctanZ2
69.444=
149.520mm
轮缘厚度
e=（3~4mn^10mm
16mm
大端齿顶圆直径
da
283.511mm
穀空直径D
由轴设计而定
50mm
轮毂直径D1
D1=1.6D
80mm
轮毂宽度L
L=（1~1.2D
取55mm
腹板最大直径D0
由结构确定
188mm
板孔分布圆直径
D2
厂Do+Di
D2—
134mm
板孔直径do
24mm
腹板厚度C
C=（0.1~0.17只KiOmm
18mm
表4咼速级锥齿轮传动尺寸
计算公式
法面模数
5mm
锥角
也
20.556=
69.444
齿数
21
56
i1
2.667
105mm
分度圆直径
d2
280mm
齿顶圆直径
da1=dj+2haC0S&
114.363mm
da2=d2+2haCOS§
齿根圆直径
df1=dj-2hfC0sd
93.764mm
df2=d2-2hfcos62
275.787mm
Rmzm/z22
R—c•主一c、Z1+Z2
2si2
齿宽
B1
45mm
B2
2.2低速级斜齿轮传动的设计
（七）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1.按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。
2.经一级减速后二级速度不高，故用8级精度。
3.齿轮材料及热处理
小齿轮选用45钢调质，平均硬度为240HBS大齿轮材料为45刚正火，平均硬度
为200HBS二者材料硬度差为40HBS
4.齿数选择
选小齿轮齿数Z3=19，根据传动比i2=4，则大齿轮齿数z4=z3i2=194=76，取z2=76。
实际传动比U2=4
5.选取螺旋角。
初选螺旋角B=14
（二）按齿面接触强度设计
2KtT1u-1（ZhZe）2
d；
.u[匚h]
1.确定各参数的值
1）试选载荷系数Kt=1.3
2）计算小齿轮传递的扭矩。
T2=1.09105Nmm
3）查课本F2°
5表10-7选取齿宽系数d=1
4）查课本F201表10-6得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa2
5）教材10—21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限匚Him1=570MPa；
10—21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限匚屮呢=390MPa。
6）按式（10—13）计算应力循环次数
7）弘=60n1jLh=60363.61283655=6.3710;
N2
N1
8
6.3710
=1.59108;
KHN1'
-Hlim1
二0.97570二552.9MPa
［险严“9839038辺辄人「H［!
“L552.9_382.2=467.55MPa<
1.23匕h
10）查课本B17图10-30选取区域系数ZH=2.433。
11）查课本F2i5图10-26得；
.i=0.754,；
.2=0.886,则
；
v亠+=0.754+0.886=1.64。
1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得
2QT21U21/ZhZe、2
（）
U2［叭］
11.64
32「3「0910541（2・433189・8）2
4467.55
=59.506mm
兀d3tn23.14汉59.506汉363.6d“/
1.13m/s
601000601000
3）计算齿宽b和模数mnt
b==159.506=59.506mm
d1tcosP59.506yos14—
mnt=3.04mm
Z119
4）齿高h=2.25mnt=2.253.04mm=6.84mm
%=59.50%.84=8.7
5）计算纵向重合度
=0.318dz-itan：
=0.318119tan14=1.506
6）计算载荷系数K
已知使用系数Ka=1，根据v=1.13m/s,8级精度，查课本R94图10-8得动载系数心=1.08；
查课本R96表10-4得©
0=1.454;
查课本Rg*图10-13得心沪1.388;
查课本R93表10-3得Km=Kp=1.2。
故载荷系数
K=KaKvKh：
.Kh2=11.081.21.454=1.884
7）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
K=59.506:
1.884二67.340mm
V1.3
d3叫Kt
8）
d3cos:
mn=—
67.340cos14
3.44mm
计算模数mn
按齿根弯曲强度设计
cos?
：
YfYs
[6]
1）计算载荷系数
K=KAKvK^.K^=11.081.21.388=1.789
2）小齿轮传递的扭矩T2=1.0910Nmm
3）根据纵向重合度…=1.506，查课本P217图10-28得螺旋角影响系数丫1=0.88
4）计算当量齿数
Z3
Zv^cosrT
cos314
=20.80
Zv4
Z4
cos3厂co冷二83.20
取弯曲疲劳安全系数
S=1.4，则
|_|KfN3；
「FE3
0.92400=262.857MPa
|._|KfN4'
-FE4
F4
095汉320
0.95320=217.143MPa
7）计算大、小齿轮的丫海并加以比较
YFa3Ysa3
2.7681.558
262.857
-0.01641
-F
丫Fa4YSa4
2.2141.773
217.143
-0.01808
大齿轮的数值大，选用大齿轮
设计计算
352
2^789「09100.88cos140.01808=2.145mm
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