机械设计课程设计二级圆锥斜齿圆柱齿轮减速器设计.docx
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机械设计课程设计二级圆锥斜齿圆柱齿轮减速器设计
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二级圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器设计
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二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计
设计计算及说明一、设计任务书传动方案示意图 图一、传动方案简图 结果原始数据传送带拉力F（N）2500传送带速度V（m/s）滚筒直径D280工作条件 三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的5%。
工作量1、传动系统方案的分析；2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；3、传动零件的设计计算；4、轴的设计计算；5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；6、键联接和联轴器的选择及校核；7、减速器箱体，润滑及附件的设计；8、装配图和零件图的设计；9、设计小结；10、
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2）计算圆周速度Vd1tn1/s601000 3）计算齿宽b及模数mnt 设计计算及说明 b=dd1t== mnt=d1tcoscos14Z122hmnt= bh4）计算齿宽与高之比b 齿高h==×=b==）计算纵向重合度 =dZ1tanβ==6）计算载荷系数K== 系数KA=1，根据V=/s，7级精度查图表得动载系数Kv= 查教材图表得齿间载荷分布系数KHKF= 教材图表（表10-4）查得KH1= 查教材图表得KF1= 所以载荷系数 KKAKVKHKH=7）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1 ddt3KHKF =KH1=KF1= K=）计算模数mn1d1=d1coscos14 mn=Z122mn1=mm 3、按齿根弯曲疲劳强度设计32KT1Ycos2YFYS 弯曲强度的设计公式mn≥设计[F]dZ21a确定公式内各计算数值1）计算载荷系数KKAKVKFKF=2）根据纵向重合度=查教材图表查得螺旋影响系数Y=
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二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计3）计算当量齿数3Zv1Z1cos =βZV1= 设计计算及说明 ZV2Z2/cos388/cos314=4）查取齿形系数查教材图表YF1=，YF2=5）查取应力校正系数查教材图表YS1=，YS2=6）查教材图表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=520MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2=400MPa。
7）查教材图表取弯曲疲劳寿命系数KFN1=KFN2=8）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=，式F[F]1=结果ZV2=YF1=YF2=YS1=YS2= KFN1=KFNFE得SKFN2=KFN1520FE1=FE2= KFN2400 [F]2=）计算大、小齿轮的YFYSF，并加以比较 YF1FS1[F]1YF2FS2[F]2大齿轮的数值大.选用. 设计计算1）计算模数3mn2104cos2142122对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，于齿轮模数的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GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度
mn=2mm7
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二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计算得的分度圆直径d1=来计算应有的齿数.2）计算齿数z1=cos14=取z1=30 那么z2=4×30=120mnz2=120z1=30 设计计算及说明4、几何尺寸计算计算中心距 a=结果 a=155mm =143533d1=62mmd2=248mmB167B262（z1z2）mn（30120）2==155mm2cos2cos14按圆整后的中心距修正螺旋角（ΖΖ2）mn（30120）2 =arccos1arccos1435332α2155 因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径 d1=z1mn302=62mmcosz2mn1202=248mmcos d2=计算齿轮宽度 B=d1162mm62mm B262B167结构设计 小齿轮齿顶圆直径为66mm采用实心结构大齿轮齿顶圆直径为252mm采用腹板式结构其零件图如下 8 机械设计课程设计：
二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 图二、斜齿圆柱齿轮 设计计算及说明结果直齿圆锥齿轮传动设计》）已知输入功率为PI=、小齿轮转速为n=/min、齿数比为电动机驱动。
工作寿命10年，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、材料及齿数圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度 材料选择《机械设计》表10-1小齿轮材料可选为40Cr，硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。
、确定公式内的各计算值1）试选载荷系数kt1=2）小齿轮传递的转矩T1=×10×P1/n1=3）取齿宽系数R4）查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1650Mpa大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550Mpa5）查表10-6选取弹性影响系数ZE=MPa6）教材公式10-13计算应力值环数 N1=60n1jLh=60×960×1×
995kt1=R KHN12=12 9
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二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计得:
[H]1=K [H]1=HN1Hlim1=×650=MPaS 设计及设计说明 [H]2=设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入H中的较小值得结果[KHN2Hlim2=×550=495MPaSH]2=495MPa d1t492024951=2）计算圆周速度Vd1tn1/sV=/s V601000 3）计算载荷系数 系数KA=1，根据V=/s，7级精度查图表得动载系数Kv= 查图表得齿间载荷分布系数KHKF=1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得KHββb=的KHβKFβ== 得载荷系数KKAKVKHKH=K=4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 ddt3=5）计算模数M mMt=z125 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式：
3YFaYSa4KT1 m≥222R（1R）z1u1F确定公式内各计算数值1）计算载荷系数KKAKVKFKF==K=2）计算当量齿数
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二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 Zv1Z1= cos1 设计及设计说明 Zv2Z23）教材表10-5查得齿形系数cos2结果=YF12 YF1YF2YS1应力校正系数YS1YS2YS2）教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1520MPa，大齿轮的FE1520MPa弯曲疲劳强度极限FE2400MPaFE2400MPa5）《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1= KFN2=KFN1=6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S，得KFN2= [F]1=KFN2400 [F]2=YFaFSa7）计算大小齿轮的,并加以比较[F] [F] [F] 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 设计计算3449240= mmm211 取M= 对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，于齿轮模数的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。
按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=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
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KFN1520 机械设计课程设计：
二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计度圆直径d1=来计算应有的齿数. 结果z1=33 设计及设计说明 计算齿数z1=4、计算几何尺寸d1=z1m33=d2=z2m73=1arccotd133取z1=33 那么z2=×33=73mz2=33d1=d2=12419302654030d1=241930d22901654030Rd121212bRR=圆整取B2=36mmB1=41mm机构设计小锥齿轮大端齿顶圆直径为采用实心结构其零件图如下大锥齿轮大端齿顶圆直径为203mm采用腹板式结构
R=B1=41mmB2=36mm12
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二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 图三、直齿锥齿轮设计计算及说明五、轴的设计计算输入轴 则Ft2Tdm12结果 Ft=Fr=Fa= 13
Frcos1 Fsin1圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图二所示 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，根据《机械设计
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二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计》表15-3，取A0112，得结果 设计计算及说明 dminA03PI1123nI960 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩TcaKAT2，查《机械设计》表14-1，于转矩变化很小，故取KA，则 TcaKAT2== 查《机械设计课程设计》表14-4，选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。
取d12=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。
d12=30mm 4、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案 图五、输入轴轴上零件的装配 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，故取23段的直径d2337mm。
左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取L12=58mm2）初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2337mm，《机械设计课程设计》表13-1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30308，其尺寸为
d2337mmL12=58mmd3440mm14
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二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 dDT40mm90mm所以d3440mm而L34=L34= 设计计算及说明结果d4549mmd6735mmL56=24mm，这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，《机械设计课程设计》表13-1查得30308型轴承的定位轴肩高度da49mm，因此取d4549mm3）取安装齿轮处的轴段67的直径d6735mm；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取L56=24mm，d5640mm4）轴承端盖的总宽度为20mm。
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l30mm，取L23=50mm。
5）锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取L6761mm于d5640mmL23=50mmL6761mmLb2La，故取L98mm45轴上的周向定位L4598mm圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d6735mm《机械设计》表6-1查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保H7证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半n6H7联轴器处平键截面为bhl10mm8mm50mm与轴的配合为；滚动k6轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。
确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，轴肩处的倒角可按适当选取。
5、求轴上的载荷载荷水平面H垂直面VFNH1FNV1支反力FFNH21967NFNV2Mv1弯矩MMHMv2
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总弯矩M=TⅠ=22扭矩T结果 设计计算及说明 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为 M=143533Ft=Fr=Fa= dminca2M2（TI）2=40前已选定轴的材料为45钢，《机械设计》表15-1查得160MPa,ca1，故安全。
输出轴的设计 1、求输出轴上的功率PIII、转速nⅢ和转矩TIII PIII=kwnⅢ=/minTIII= 2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 dmz248mm 而Ft2Td2390920248 Frcos F 圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图六所示 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，根据《机械设计》表15-3，取A0112，得 dminA03PIII1123 16
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孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩TcaKAT，查《机输出轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的结果 T MH Ma MVMVMM T 图六、输出轴的载荷图 TcaKAT=13=查《机械设计课程设计》表14-4选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为械设计》表14-1，于转矩变化很小，故取KA，则半联轴器的孔径d140mm，所以取d1240mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。
4、轴的结构设计
d1240mm 17
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二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计图七、输出轴轴上零件的装配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，1段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的 设计计算及说明直径d2347mm，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长 度L184mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1略短些，现取l1282mm。
2）初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2347mm，《机械设计课程设计》表13-1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30310，其尺寸为 结果d2347mml1282mm d3450mmd7850mmdDT50mm110mm，d34d7850mm，因而可以取l34。
右端轴承采用轴肩进行轴向定位，《机械设计课程》表13-1查得30310型轴承的定位轴肩高度da60mm，因此取d4560mm。
3）齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为62mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67轮的轮毂直径取为55mm所以d67l34d4560mml6758mm58mm齿d6755mmd5663mm55mm。
齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高l568mm 度h，故取h4mm，则轴环处的直径为d5663mm。
轴环宽度b，取l568mm。
4）轴承端盖的总宽度为20mm，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l30mm故l2350mml2350mml78l4586mm5）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。
可求得l78 l4586mm轴上的周向定位
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齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按d67《机械设计》表6-1查得平键截面bh16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 结果 设计计算及说明H7；同样半联轴器与轴的连接，选用平键12mm8mm70mm，半联轴器与n6轴的配合为H7，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的k6尺寸公差为m5。
确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为245，轴肩处的倒角可按适当选取。
5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=23mm。
所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=，L2=。
做出弯矩和扭矩图。
图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：
载荷支反力F弯矩M总弯矩扭矩T 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取水平面H垂直面VFNH1FNH2FNV1FNV2MHMv1Mv2M1316552818972=TIII=，轴的计算应力ca15505022M2（TIII）2=553 19
前已选定轴的材料为45钢，《机械设计》表15-1查得160MPa,ca1，故安全。
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二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 7、精确校核轴的疲劳强度判断危险截面 设计计算及说明结果弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。
但是左截面不受扭矩作用故不用校核。
中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。
其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。
截面右侧校核 抗弯截面系数W633 抗扭截面系数Wt633 截面右侧弯矩MMH2MV2 截面上的扭矩TIII= 截面上的弯曲应力b截面上的扭转切应力M102713TT3909201轴的材料为45钢，调质处理。
表15-1查得b640MPa275MPa 截面上于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计》附表3-2查取。
因r，D63，经插值后查得d63d551155MPa 又《机械设计》附图3-2可得轴的材料敏感系数为q q 故有效应力集中系数为k1q
（1）1
（1）1q
（1）1
（1）
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《机械设计》附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，《机械设计》附图3-4得表面质量系数为设计计算及说明轴未经表面强化处理，即q1，则综合系数为 结果111K1又取碳钢的特性系数为k1计算安全系数Sca值275a01155Sa22SSS^2S^^2^2S1故可知安全。
截面左侧 抗弯截面系数W553 抗扭截面系数Wt55333275mm3 截面右侧弯矩MMH2MV2 截面上的扭矩TIII= 截面上的弯曲应力21
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b截面上的扭转切应力M102713TT390920WT33275结果 设计计算及说明过盈配合处取 kkk 则故有效应力集中系数为11又取碳钢的特性系数为k11K111计算安全系数Sca值k1275a1155 SaSS^2S^^2^2S1故可知安全。
中间轴的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T Pkw n=/minT= 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 dmz62mmdmz62mm143533
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2T221018803286Nd162tanntan20 Fr1Ft132861236Ncoscos1435'33''Fa1Ft1tan3286tan1435'33''Ft11236NFa1 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 设计计算及说明 结果dm2d2（1R）mZt2（1R）73
（1）2T32Ft2tancos2tan20cos6540'30''Ft2Fa2Ft2tansin2tan20sin6540'30''408N圆周力Ft1、Ft2，径向力Fr1、Fr2及轴向力Fa1、Fa2的方向如图八所示Fr2408N 23
图八、中间轴受载荷图
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二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 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40Cr，根据《机械设计》表15-3，取A0110，得dminA03间 dmin，中 结果 计计算及说明轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d56 4、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案 图九、中间轴上零件的装配根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d12d56，《机械设计课程设计》表中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为dDT30mm72mm，d12d5630mm。
这对轴承均采用套筒进行轴向定位，《机械设计课程设计》表查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。
d1230mmd5630mmd2335mm2）取安装齿轮的轴段d23d4535mm，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒d4535mm定位，已知锥齿轮轮毂长L42mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取l2338mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度l2338mmh，故取h4mm，则轴环处的直径为d3443mm。
3）已知圆柱直齿轮齿宽B167mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴
d3443mml4563mm24
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二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计段应略短于轮毂长，故取l4563mm。
4）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。
则取l12l12l3420mml3420mml56轴上的周向定位l56 结果 设计计算及说明 bh10mm8mm查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保H7证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为m6；圆柱齿轮d45的周向定位采用平键连接，按《机械设计》表6-1查得平键截bh10mm8mm面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴H7配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为m6；滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。
确定轴上圆角和倒角尺寸245 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按适当选取 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=。
所以轴承跨距分别为L1=，L2=。
L3=做出弯矩和扭矩图。
图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：
载荷水平面H垂直面VFNH1FNV1支反力FFNH2FNV2Mv1MH1Mv2弯矩MMH2Mv3Mv4总弯矩M1581402672702=扭矩TT=圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按d23《机械设计》表6-1
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