福建农林大学机械设计课程设计：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计Word格式文档下载.doc

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=/

为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即

=0.833

-滚动轴承传动效率取0.99-圆锥齿轮传动效率取0.95

-圆柱齿轮传动效率取0.97-联轴器效率取0.99

-卷筒效率取0.96

=

（3）确定电动机的额定功率

因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。

所以可以暂定电动机的额定功率为5.5Kw。

3、确定电动机转速

卷筒工作转速

=60×

1000V/πD=60X1000X1.6/3.14X280=109.2r/min

由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15，故电动机的转速的可选范围为

—=（8-15）=873.6—1638r/min。

可见同步转速为1000r/min，1500r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min，1500r/min的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。

所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。

设计计算及说明

F=2500N

V=1.6m/s

=0.833

=5kw

=5.5kw

=109.2

r/min

结果

表2电动机方案比较表（指导书表19-1）

方案

电动机型号

额定功率（kw）

电动机转速（r/min）

电动机质量（kg）

传动装置总传动比

同步

满载

1

Y132M2-6

5.5

1000

960

73

8.79

2

Y132S-4

1500

1440

43

13.19

由表中数据可知，方案1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用方案1，选定电动机型号为Y132M2-6

3.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配

1、传动装置总传动比

=960/109.2=8.79

2、分配各级传动比

高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。

所以可取

=2.2=4

3.3计算传动装置的运动和动力参数

1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）

＝=960r/min

＝=960/202=436.36r/min

＝/=436.36/4=109.2r/min

=109.2r/min

2、各轴输入功率

=4.95kw

.=4.655kw

=4.47kw

=.=4.38kw

3、各轴转矩=49.24N.m

设计计算及说明

选Y132M2-6型电动机

=2.2

=4

=960

=436.36

=109.2r/min

=4.95kw

=4.65kw

=4.47kw

=4.38kw

=101.88N.m

=390.92N.m

=383.04N.M

将计算结果汇总列表如下

表3轴的运动及动力参数

项目

电动机轴

高速级轴I

中间轴II

低速级轴III

工作机轴IV

转速（r/min）

436.36

109.2

功率（kw）

5

4.95

4.655

4.47

4.382

转矩（）

49.76

49.24

101.88

390.92

383.04

传动比

2.2

4.0

效率

0.99

0.94

0.96

0.98

四、传动零件的设计计算

4.1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=4.655kw、小齿轮转速为=436.36r/min、齿数比为4。

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,则大齿轮齿数初选螺旋角。

2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算

设计计算及说明

小齿轮：

40Cr（调质）

280HBS

大齿轮：

45钢（调质）

240HBS

7级精度

（1）确定公式内的各计算数值

1）试选载荷系数=1.6

2）查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.435

3）查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8

4）查教材图表（图10-26）得=0.765=0.88=1.645

5）由教材公式10-13计算应力值环数

N=60nj=60×

436.36×

1×

（3×

8×

300×

10）=1.885×

10h

N=0.471X10h

6）查教材10-19图得：

K=0.9K=0.95

7）查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa550Mpa

8）由教材表10-7查得齿宽系数=1

9）小齿轮传递的转矩=95.5×

10×

=9550X4655/436.36=101.88N.m

10）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）得:

[]==0.9×

650=585

[]==0.95×

550=522.5

许用接触应力为

（2）设计计算

1）按式计算小齿轮分度圆直径

=

2）计算圆周速度1.27m/s

3）计算齿宽b及模数

设计计算及说明

=1.6

=2.435

=189.8

=1.645

650

Mpa550Mpa

=1

T=101.88N.m

=

553.75MPa

V=1.27m/

结果

b==1.5567=55.67mm

=

4）计算齿宽与高之比

齿高h==2.25×

2.455=5.24

==10.62

5）计算纵向重合度=0.318tanβ=0.318X1X22tan=1.744

6）计算载荷系数K

系数=1，根据V=1.27m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.08

查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4

由教材图表（表10-4）查得=1.420

查教材图表（图10-13）得=1.32

所以载荷系数

=2.147

7）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

8）计算模数

=

3、按齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式≥设计

（1）确定公式内各计算数值

1）计算载荷系数=1.99

2）根据纵向重合度=1.744查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.88

3）计算当量齿数

=24.08

设计计算及说明

=2.455

=10.62

=1.744

=1.4

=1.420

=1.32

=61.4mm

=2.7mm

=24.08

=96.33

4）查取齿形系数查教材图表（表10-5）=2.6476，=2.18734

5）查取应力校正系数查教材图表（表10-5）=1.5808，=1.78633

6）查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限=400MPa。

7）查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.85K=0.88

8）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得

[]=

9）计算大、小齿轮的，并加以比较

大齿轮的数值大.选用.

1）计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由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m=2mm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d=61.4来计算应有的齿数.

2）计算齿数z==29.78取z=30那么z=4×

30=120

设计计算及说明

=96.33

=2.6474

=2.187

=1.5808

=1.7863

=0.85

=0.88

=315.7

=251.4

m=2mm

z=30

z=120

4、几何尺寸计算

（1）计算中心距

a===155

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

=arccos

因值改变不多,故参数,,等不必修正.

（3）计算大.小齿轮的分度圆直径

d==62

d==248

（4）计算齿轮宽度

B=

（5）结构设计

小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为66mm采用实心结构

大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为252mm采用腹板式结构其零件图如下

图二、斜齿圆柱齿轮

设计计算及说明

a=155mm

d=62

d=248

4.2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=4.95kw、小齿轮转速为=436.36r/min、齿数比为2.2由电动机驱动。

（1）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（GB10095-88）

（2）材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1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40HBS。

（3）选小齿轮齿数,则大齿轮齿数

2、按齿面接触疲劳强度设计

设计计算公式：

≥

（1）、确定公式内的各计算值

1）试选载荷系数=1.8

2）小齿轮传递的转矩=95.5×

=49.24KN.Mm

3）取齿宽系数

4）查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa大齿轮的接触疲劳极限550Mpa

5）查表10-6选取弹性影响系数=189.8

6）由教材公式10-13计算应力值环数

N=60nj=60×

960×

10=4.1472×

N=0.471×

7）查教材10-19图得：

K=0.89K=0.9

8）齿轮的接触疲劳强度极限：

[]==0.89×

650=578.5

设计及设计说明

=1.8

K=0.9

[]=

578.5

[]==0.9×

550=495

1）试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得

2）计算圆周速度V

4.28m/s

3）计算载荷系数

系数=1，根据V=4.28m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.15

查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1

根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.875

得载荷系数=2.156

4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得

=

5）计算模数M

设计公式：

m≥

1）计算载荷系数=1X1.15X1X1.875=2.159

2）计算当量齿数

=27.4

设计及设计说明

[]=495

=85.22mm

V=4.28m/s

K=2.156

=3.62mm

K=2.159

=133.5

3）由教材表10-5查得齿形系数

应力校正系数

4）由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限

5）由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.83K=0.85

6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得

[]=

7）计算大小齿轮的,并加以比较

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.

取M=2.75mm

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=2.75mm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d=90.50来计算应有的齿数.

设计及设计说明

K=0.83

K=0.85

M=2.75mm

计算齿数z=33取z=33那么z=2.2×

33=73

4、计算几何尺寸

（1）d==90.75

（2）d==200.75

（3）=24.

（4）

（5）mm

（6）=38.37圆整取=36mm=41mm

（7）机构设计

小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆直径为95.76mm采用实心结构其零件图如下

大锥齿轮（齿轮2）大端齿顶圆直径为203mm采用腹板式结构

图三、直齿锥齿轮

z=33

=33

d=90.75

d=200.75

R=109.65mm

=41mm

=36mm

设计计算及说明

五、轴的设计计算

5.1输入轴（I轴）的设计

1、求输入轴上的功率、转速和转矩

=4.95kw=960r/min=49.24N.M

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

则

圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示

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（调质），根据《机械设计（第八版）》表15-3，取，得

Ft=1315.35N

Fr=436.25N

Fa=197.19N

mm

输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径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，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取，则

=1.3X49.24=64012N.Mm

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1250N.m，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。

取=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。

4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五）

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，故取23段的直径。

左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=58mm

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，由《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

40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm

=30mm

=58mm

=25.25mm结果

这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计课程设计》表13-1查得30308型轴承的定位轴肩高度，因此取

3）取安装齿轮处的轴段67的直径；

为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=24mm，

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，取=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由于，故取

（3）轴上的周向定位

圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由《机械设计（第八版）》表6-1

查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，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；

同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选