二级圆锥圆柱齿轮减速器课程设计Word文档格式.docx

1、nd=Id X nw= （815）X =min无法选择合适的电动机，故这时在减速器和电动机之间加以传动比为带，来放大减速器的转速。此时电动机的可选范围-min符合这一范围的同步转速只有1000r/min 。由上可见，电动机同步转速只有 1000r/mi n, 种传动比方案综合各方面因素选择电机方案，即选电动机型号为Y1001L-6 机。型号额定功满载转中心高轴伸尺率/kW速mm寸n m（r/mi n）电动机的主要参数见下表Pd=Ped =nwr/minY80M2-940139060*1404三、运动参数及动力参数计算Y80M2-4 型电动机计算总传动比及分配各级的传动比总传动比：i=nm/nw

2、=68传送带的传送比i=5二级齿轮的减速器的传动比为分配圆柱齿轮的传动比i=锥齿轮传动比i=31.计算各轴转速（r/min是大带轮所连轴ni278 r/minn2278（2）92.6 r/min轴（3）是大圆柱齿轮所连轴ns4.5320.44r / min2、各轴输入的功率轴（1） R Pd 6 10.5600.920.980.505kw轴（2） P2 R 5 10.5050.940.465kw轴（3） R P2 1 40.4650.970.442kw轴是大锥齿轮所连轴3.计算各轴扭矩（N-m）T1轴（1）9550 P9550 0.50517.35N ?mn =278nn -nm=minPi

3、=Pi= kwT2轴（2）9550 F29550 0.46592.647.96T3轴（3）9550 P3 95512442 206.51 N?n3轴的数据转速（r/min ）功率（kw）转矩（N?四、传动零件的设计计算斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为 R|=、小齿轮转速为nn =min、齿数比为。工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1 、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。（GB10095-88）（2）材料选择由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为40Cr （调

4、质），硬度为280HBS大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度相差40HBS（3）选小齿轮齿数Z1 24 ,则大齿轮齿数Z2 33961 95初选螺旋角14 。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算小齿轮:40Cr （调质）280 HBS大齿轮:45钢（调240 HBS7级精度ZhZeZ Z ）2h（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数KHtKHt =查教材图表（图10-30 ）选取区域系数Zh =Zh查教材表10-6选取弹性影响系数 Ze =1MPa2Ze =由式（10-21 ）计算接触疲劳强度用重合度系数 Zt arctan（tan n/cos ） arctan（

5、tan20/cos14 ） 20.562ati arccoszi cos t /（乙 2han cos ）arccos24 cos20.562 /（24 2 1at2 arccosz2 cos t /（z2 2hanarccos|95 cos20.562 /（95 2 1Z1 （tan at1 tan t ）/2MpaHlim2 55095cos14 ） 29.974cos ）cos14） 23.43024 （tan29.974 tan20.562）（tan23.430 tan20.562 ）/2tan（14）/ 1.905dz, ta n / 1 24Ji ）由式（10-23 ）可得螺旋角系

6、数d=1T=1.652（4 1.652（1J（1由教材公式10-13计算应力值环数TcosN1 =60nj Li =60 XX 1 x（ 3x 8X 300xN 2=9查教材10-19图得：K 1查取齿轮的接触疲劳强度极限由教材表10-7查得齿宽系数10）11）Hlim1 600Mpa小齿轮传递的转矩 T1 = X 105 X P2 / n2=侦5）屠 O.667JCOS14 0.98510） =x9 .10 hMPaHlim2550MpaV=齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12 ）K_ =x 600=558 MPa1 S2=Khn2 H|im2= 5

7、50=528 MPaS许用接触应力为两者较小者故:h h2 528MPa（2）设计计算1）按式计算小齿轮分度圆直径 d1tdit3 l2KHtT1 U 1 （ ZH ZEZ Z ）2V （ h）ZhZeZ Z3 4 ；2 1.3 10.8 10 119（2.433 189.8 0.667 0.985）2 48 789mm5282）计算圆周速度Vd1tn1 s60 10003）计算齿宽b及模数mnt4）5）6）7）b=d d1t =mnt 怜 3业 2.221mm24mint =计算齿宽与咼之比齿高 h= 2.25mnt =x =mm% = 48-7%计算纵向重合度计算载荷系数Kd 乙 3 =1

8、4 =系数Ka=1,根据V=s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数 Kv =查教材图表由教材图表KhKf（表10-3 ）得齿间载荷分布系数 Kh Kf（表10-4）查得Kh 1（图 10-13 ）得 Kf 1所以载荷系数K KaKvKh Kh按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1氓 5 厝 54.94mmmn1 = mm8）计算模数mn1mn = d1 54.94 COS14 2.221mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式mn 22KFtT1YY cos ,诈 YsdZ21（F S ）设计fZvi =2 ）根据纵向重合度 =查教材图表（图10-28 ）查得螺旋影响系数 丫

9、 =3）计算当量齿数Zv1 Zf/cosW3 3Zv2 Z2/cOS 88/cos 14查取齿形系数 查教材图表（表10-5）Yf 1=，Yf 2查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）Ys 1=，Ys 2查教材图表（图10-20C）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限Fiim1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限F lim 2 =380MPa。ZV 2YfYs（1）确定公式内各计算数值 1）试取载荷系数 KFt 1.3计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=,由式 FKfn fe 得S 得KFN1K FN 2_ KfN1 Flim1 0.9 500F1 = 321.4FE1 -1.4F2=K

10、fn2 FF2 0.94 380 255.149）计算大、小齿轮的Yf Ys，并加以比较fYf1Fs1f12.6216 0.0130Yf2Fs2f22.18 1.82 0.0156 大齿轮的数值大.选用.255.141 ）计算模数3 72 1.3 10.8 104彳 1 24* 22）由式（10-13 ），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数:2O.681 O.778 cos 14 0.0156mm 1.56mmmn彳Kt 1.56 iR? 1.613对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳乙=27Z2=106GB/T1357-1987强度计算的法面模数，由于齿轮模数的

11、大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按圆整为标准模数,取mn =2mn但为了同时满足接触疲劳强度， 需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 = mm来计算应有的齿数.2 ）计算齿数 z54.94 COS141=取 z1 =27那么 z2=X 27=取 z =106a=137mm2 COS14= 13.879=arccos （Z Z）mn arccos（27 106） 2 13.8792 137因值改变不多，故参数 ，k ,Zh等不必修正.d1=56mm（3）计算大.小齿轮的分度圆直径d2=218mmd 1=込cos27 2 =mm COS1

12、3.879取整为56B1 62B2 56d 2COS106 2 =mm COS13.879取整为218（4）计算齿轮宽度B=d1 162mm 62mmBi62（5）结构设计小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为60mm采用实心结构大齿轮（齿轮2）222mm采用腹板式结构其零件图如下图二、斜齿圆柱齿轮直齿圆锥齿轮传动设计 （主要参照教材机械设计（第八版） 已知输入功率为 P =、小齿轮转速为n =min、齿数比为由电动机驱动。工作寿命10年（设每年工作300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。（1）圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用Z1 25（2）材料选择 由机械设计（第九版）表1

13、0-1小齿轮材料可选为 40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度相差40HBSZ275（3）选小齿轮齿数Z1 24,则大齿轮齿数Z2 3.125Z12、按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式:Zh Ze 2dit t；（r?（厅kt1 =（1）、确定公式内的各计算值1）试选载荷系数KHt =2）小齿轮传递的转矩 T1 = X 105 X p/n 1 =取齿宽系数R 0.30.33）查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限Hliml 600M pa大齿轮的接触疲劳极限 Hiim2 550Mpa4）查表10-6选取弹性影响系数 ZE= MP

14、a25）由教材公式10-13计算应力值环数N 1 =60nL, =60 XX 1 X（ 3X 8X 300x 10）=X I09hKhN10.91h 1N 2 = X 109h546 MPa7）查教材10-19图得：K 1= K 28）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为 1%,安全系数S=1,应用公式（10-12 ）h 2 =506H, = KHNHlim1 =x 600=546 MPa设计及设计说明h2=KS = 550=506M Pa1）试算小齿轮的分度圆直径，带入H中的较小值得d J 189.8 2.5 21.3 4 36600dm1 d1t（1 0.5506 0.3 1 0.50.3

15、 23.125整 小 齿 轮分度）62.78 （1 0.3 0.5）53.363mm调R圆 直 径62.78mmdit =计算圆周速度V dm1n1 s计算载荷系数系数Ka =1，根据V=s,7级精度查图表（图 10-8）得动载系数Kv =查图表（表10-3 ）得齿间载荷分布系数Kh Kf=1K=根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置得Kh卩 Kfb=得载荷系数 k kakvkh kh按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得dt 舟= 62.78懵 64.135mmMt =计算模数d1 64.1352.67mmZ1、按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式:4KT1R（1 0.5 R）2zj后YFaYsa（

16、1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数 kKaKvKf Kf2） 1 arcta nQ/u）2 90 17.74arcta n（24/75）72.26Zv117.74ZV2 % 24 ）由教材表10-5查得齿形系数Yf 1 2.65Yf 2 2.15应力校正系数Ys1 1.58 YS 2 1.884）由教材图20-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 380 MPa由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KfN1= K fN2Yf 12.65YF 22.15Ys 11.58Ys 21.88FE1500MFE2380MPa计算弯曲疲劳许用应

17、力取弯曲疲劳安全系数 S 1.7，得KFN1 FE1 O.91 500f1=TKFN 21.7267.65MPaf2=KfN2 FF2 0.92 380 205.65MPaF 2 S 1.7计算大小齿轮的 YFaFsa,并加以比较2.65 匸58 0.0156F1 267.65YFa2Fsa2 2.15 1.880.020205.65大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算1.3 36600m j 2 * 0.02mm 1.325mmV0.3 1 0.5 0.3 242j3.1252 1取 M=2mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的

18、大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。GB/T1357-1987圆整为标准M=模数,取m=2mmi为了同时满足接触疲劳强度， 需要按接触疲劳强度算得的分度圆 直径d 1 = mm来计算应有的齿数.计算齿数z 1=d1 33 取1z=33那么 z2 =x 33=104z1=33Z2=104计算几何尺寸d1 = z,m 233=66mmd1=66d 2 = z2m 2104=208mmarccot17 3616 d90 ! 72 2343d1 rJ1 d1 rJ 1 32.733 mm 圆整取II 4 * 4B2d2=2081 17 36162 7

19、2 2343B1 =33mmr/-Bi =33mmIKwith. NJB 2 =33mm机构设计i圆直径为米用实心结构其零件图203mm采用腹板式结构小锥齿轮大锥齿轮（齿轮一 大端齿顶圆一亠k社 L .严?图三、直齿锥齿轮五、轴的设计计算输入轴（I轴）的设计1、求输入轴上的功率 p、转速n和转矩TiP = kwn =min T： = 2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为dmi di（1 0.5 R） 66 （1 0.5 0.3） 56.1mm则 Ft 2Tdm1 2 366%6 1 1304.81NFr Ft.tan20 cos 1 452.67NF Ft.ta n20

20、s in 1 143.65N一 一 f圆周力Ft、径向力冃及轴向力Fa的方向如图二所示L Ft=Fr=Fa=图四、输入轴载荷图3 、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第九版）表15-3，取A ，得Tea KAT 2dl2 =28mm4 、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五）98Lb图五、输入轴轴上零件的装配（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位， 12段轴右端需制出一轴肩，查机械设计书，故2）初步同时受有径向力和轴向力，故 I选d23 32mm。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当d23

21、32mm小于L所以取.圆锥滚子表 T3-i:轴承，参照工作要求并根据蠹d! 32mm，由机械设计课程设- Li L2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 30307,其尺寸所以 d34 35mm 而 l34这对轴承均采用轴肩进行轴向定位,型轴承的定位轴肩高度 da 44mm，3）取安装齿轮处的轴段 67的直径段应略短于轴承宽度，故取Li2=58mmd34 35 mmL34=结果由机械设计课程设计表13-1查得30307因此取d45 44 mmd67 33mm ；为使套筒可靠地压紧轴承,56d45d6744 mm33mmL56=21mm d56 35mm4）轴承端盖的总宽度为 2

22、0mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离I 30mm，取 L23=50mmL56d56=21mm，35 mmL23 =50mm5 ）有机械设计手册得锥齿轮轮毂宽度为 d67 =40mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 L67 56mm由于 Lb 2La故取 L45 109mmL67 56mmL45 109mmLa 60mm, Lb 120mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接,按 d67 33mm由机械设计（第九版）表6-1查得平键截面键宽x键高b h10mm 8mm，键槽用键槽铳刀加工，长为45mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的

23、对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H 7 ;同样,n6半联轴器处平键截面为 b h l 8mm 7mm 36mm与轴的配合为h 7 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45，轴肩处的倒角可按适当选取。5、求轴上的载荷（30307型的a=。所以俩轴承间支点距离为 120mm右轴承与齿载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 652405NFnv1 192.76NFnh2 1957.215NFnv2 645.43 N弯矩MMh 78288.6N.mmMv1 23131.2N.mmMv2 4029.38 N.mm总弯矩M1 J7828862 （ 23131.22） 816343N?M2 J78288.62 4029.382 783922N ?扭矩TTi =轮间的距离为60mm）（见图四）6 、按弯扭合成应力校核轴的强