机械课程设计—圆锥圆柱齿轮减速器

机械课程设计—圆锥-圆柱齿轮减速器一、设计任务1.总体任务布置图：2.设计要求：连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带允许误差为5％。

使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。

3.原始数据：运输机工作拉力：2400N运输带工作速度：1.5m/s卷筒直径：260mm4.设计内容；1）电动机的选择与参数计算2）斜齿轮传动设计计算3） 轴的设计4） 滚动轴承的选择与校核 5） 键和联轴器的选择与校核 6） 转配图、零件图的绘制 7）设计说明书的编号5. 设计任务减速器总装配图一张 齿轮、轴零件图各一个 设计计算一份二、选择电动机1. 电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压喂380V 。

2. 电动机容量电动机所需工作功率为： ηwd P P =工作及所需功率为：1000FvP w =传动装置的总效率： 5243241ηηηηηη=按《课程设计》表2-5确定各部分的效率为：滚动轴承效率（一对）98.01=η，圆柱齿轮传动效率98.02=η；圆锥齿轮传动效率97.03=η；弹性联轴器效率99.04=η；卷筒轴滑动轴承效率96.05=η；则83.096.099.097.098.098.024=⨯⨯⨯⨯=ηkW Fv P d 33.483.010005.124001000=⨯⨯==η由第六章，U 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率ed P 为5.5kW 。

3. 确定电动机转速查表2-4得二级圆锥-圆柱齿轮减速器的传动比为8~15，而滚筒轴工作转速min /r 18.1102605.1100060100060=⨯⨯⨯=⨯=ππD v n w故电动机转速的可选范围为min /7.1652~47.881min /18.110)15~8(r r in n w d =⨯==4. 选择电动机的型号，由表6-164得方案电机类型 额定功率 同步转速 满载转速 传动比 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 13.06 2Y132M2-65.510009608.71由表可知，方案2传动比较小，传动装置结构尺寸较小,因此采用方案2，即选定电动机型号为Y132M2-6。

三、分配传动比总传动比：71.818.110960===w m a n n i 分配各级传动比。

因为是圆锥圆柱齿轮减速器，所以27.225.01==i i 84.327.271.82==i 四、运动和动力参数计算 电动机轴：mN n P T r n n kWP P m d ⋅=⨯=====07.439550min /96033.40000高速轴：mN n PT r n n kWP P ⋅=⨯=====64.429550min /96029.411101401η中间轴：m N n P T r i n n kW P P ⋅=⨯=====11.929550min /42308.42221123112ηη低速轴：mN n P T r i n n kW P P ⋅=⨯=====73.3399550min /15.11092.33332232123ηη滚筒轴：mN n PT r n n kWP P ⋅=⨯=====74.3299550min/15.11018.3444344134ηη 运动和动力参数的计算结果汇总如下表：五、圆锥直齿轮设计已知设计要求为连续单项向运转，载荷平稳，空载起动，运输带允许误差为5％。

使用期限为10年，小批量生产，两班制工作。

1、选定齿轮精度等级、材料及齿数圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度。

因所选方案转速较低，故采用直齿轮。

由《机械设计》附表8-1，选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为180HBS 。

大齿轮材料为45号钢（调质），硬度为240HBS 。

选小齿轮齿数z 1=25，大齿轮齿数错误！未找到引用源。

2=25×2.27=56.75，取整572、按齿面接触强度设计由《机械设计》式（8-26）进行齿轮尺寸的初步确定即[]mm Z u KT d H E R R 22131)5.01(92.2⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-≥σφφ 确定公式内的各计算数值试选载荷系数K=1.8由上表可知，小齿轮传递的转矩T 1=42640N ·mm齿宽系数R φ,根据《机械设计》表8-2，R φ=0.25~0.33，又因悬臂布置，故选R φ=0.25. 应力循环次数为：9111036.3)1036582(19606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N991121046.127.21036.3⨯=⨯==i N N接触疲劳寿命系数K HN ，根据N 1，N 2由附图8-6查得K HN1=0.90，K HN2=0.93。

接触疲劳强度极限lim H σ，由附图8-7（f ）查得MPa H 5501lim =σ，MPa H 5002lim =σ接触疲劳许用应力[]H σ,由表8-4，按一般可靠度，查得最小安全系数1min =H S ，则[]MPa S K H H HN H 4951lim 11==σσ，[]MPa S K HH HN H 4652lim 22==σσ取许用接触疲劳强度[]H σ=[]H σ1=495MPa 为计算许用应力。

则()mm d t 4.864958.18927.225.05.0125.064.428.192.22231=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯-⨯⨯≥ 计算圆周速度：s m n d v t /34.410006011=⨯=π计算载荷系数K根据v=4.34m/s ，7级精度，由《机械设计》附图8-1，查得动载系数K V =1.15。

附表8-2，查得使用系数K A =1。

附表8-3，查得齿间载荷分配系数1.1==ααF H K K .根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，由附表8-4得14.110)7.61(322=⨯+++=-b C B A K R R H φφβ。

故44.114.11.115.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K按实际的载荷系数校正小齿轮直径d 1，21.80311==TtK Kd d计算模数：mm z d m 2.311==,故取模数m=3 计算齿轮相关系数d 1=mz 1=3×25=75mm d 2=mz 2=3×57=171mm77.231arccos21≈+=u u δ22.669012=-=δδmm d d R 36.93222221=⎪⎭⎫⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛=mm R b R 34.2336.9325.0=⨯==φ圆整取b 1=24，b 2=19。

3、按齿轮玩去疲劳强度计算 计算当量齿数2777.23cos 25cos 111≈==δz z v 14122.66cos 57cos 222≈==δz z v查附图8-4得齿形系数Y FS1=4.16，Y FS2=3.95弯曲疲劳强度寿命系数K FN ，由N 1，N 2查附图8-5，得K FN1=0.88，K FN2=0.90。

弯曲疲劳强度极限lim F σ，由附图8-7（f ）查得MPa F 4501lim =σ，MPa F 4002lim =σ。

弯曲疲劳许用应力[]F σ,由表8-4，按一般可靠度，查得最小安全系数25.1min =F S ，则[]MPa S K F F FN F 8.3161lim 11==σσ []MPa SFK F FN F 2882lim 22==σσ4、校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式[]F R R FSF uzm Y KT σφφσ≤+-=2213211)5.01(4进行校核[]12213211182.231)5.01(4F R R FS F MPa uzm Y KT σφφσ≤=+-=[]22213221261.221)5.01(4F R R FS F MPa uz m Y KT σφφσ≤=+-=满足弯曲强度，所选参数合适。

六、圆柱斜齿轮设计已知输入功率错误！未找到引用源。

2=4.08kW ，小齿轮转速423r/min 1、选定齿轮精度等级、材料及齿数圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度。

由《机械设计》附表8-1选择大小齿轮材料均为45钢（调质），小齿轮齿面硬度为250HBS ，大齿轮齿面硬度为220HBS 。

选小齿轮齿数错误！未找到引用源。

1=23，大齿轮齿数错误！未找到引用源。

2=3.84×23=88.32，取88。

选取螺旋角。

初选螺旋角错误！未找到引用源。

2、按齿面接触强度设计由《机械设计》式（8-26）进行齿轮尺寸的初步确定即[]()uu KT d H d 17662131+≥σφ 确定公式内的各计算数值试选载荷系数K t =1.6由上表可知，小齿轮传递的转矩T 2=92.11N ·m 齿宽系数d φ,根据《机械设计》表8-3，d φ=1， 应力循环次数为：9211048.1)1036582(14236060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N892121075.884.31036.3⨯=⨯==i N N接触疲劳寿命系数K HN ，根据N 1，N 2由附图8-6查得K HN1=0.90，K HN2=0.93。

接触疲劳强度极限lim H σ，由附图8-7（f ）查得MPa H 5201lim =σ，MPa H 4802lim =σ接触疲劳许用应力[]H σ,由表8-4，按一般可靠度，查得最小安全系数1min =H S ，则[]MPa S K H H HN H 4681lim 11==σσ，[]MPa S K HH HN H 4.4462lim 22==σσ取许用接触疲劳强度[]H σ=[]H σ2=446.4MPa 为计算许用应力。

则mm d 83.7484.3184.34.446111.926.1766231=⎪⎭⎫⎝⎛+⨯⨯≥ 计算圆周速度：s m n d v t /66.110006022=⨯=π计算齿宽b 及模数m ntmm d b t d 83.742==φ 15.3cos 12==z d m t nt β齿宽与齿高之比：59.1025.2==ntm bh b 根据v=1.66m/s ，7级精度，由《机械设计》附图8-1，查得动载系数K V =1.06；附表8-2，查得使用系数K A =1；附表8-3，查得齿间载荷分配系数1.1==ααF H K K ；由附表8-4得43.110)6.01(322=⨯+++=-b C B A K d d H φφβ。

故67.143.11.106.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K按实际的载荷系数校正小齿轮直径d 2，mm KtKd d t91.75311== 计算模数：2.3cos 11==z d m n β取m=3 计算 ：()mm m z z a n60.171cos 221=+=β按圆整好的中心距修正螺旋角：()142arccos 21=+=am z z nβ°计算大小齿轮的分度圆直径：mm mz d 11.71cos 11==βmm m z d 272cos 22==β 计算齿轮宽度mm d b d 711==φ 圆整后取b 1=71mm,b 2=66mm校核齿根弯曲疲劳强度由附图8-2根据βH K 查得βF K =1.35，故57.135.11.106.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K纵向重合度：92.1sin ==nm b πβεβ，取1=βε 螺旋角系数88.01201=-=βεββY计算当量齿数18.25cos 311==βz z v 33.96cos 322==βz z v 由《机械设计》附图8-4查得齿形系数Y FS1=4.22，Y FS2=3.95 由附图8-8查得小齿轮MPa F 4201lim =σ，MPa F 4002lim =σ 由附图8-5查得K FN1=0.85，K FN2=0.90 按表8-4按一般可靠度，取S Fmin =1.25 计算弯曲疲劳许用应力：[]MPa S K FF FN F 6.2851lim 11==σσ []MPa S K FF FN F 2882lim 22==σσ校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式[]1111191.702F FS nF MPa Y Y m bd KT σσεβ≤== []2211138.662F FS nF MPa Y Y m bd KT σσεβ≤==满足弯曲强度，所选参数合适。