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1、机械设计课程设计说明书( 机械设计基础 )设计题目圆锥圆柱齿轮减速器1目录3 33 5 7.16 .38 .42.43 .44.44.44.452设计计算及说明结果一、 设计任务书设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机的工作机输入功率2.2kw, 工作机输入转速75r/min ，输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命5 年（设每年工作300 天），二班制。二、 传动方案的拟订及说明已知驱动卷筒的转速nW75r/min ，输入功率 2.2kw, 经计算选用同步转速为1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为1
2、3。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：nW75r/min图一三、 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 （ IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。3设计计算及说明结果2）电动机容量(1) 卷筒的输出功率 PpWp.2.12kwpW2.12kw(2) 电动机输出功率PdPd传动装置的总效率P231234式中1、2为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由机械设计（机械设计基础）课程设计表2-4 查得：弹性联轴器1 =0.99；滚动轴承2 =0.99 ；圆锥齿轮传动3 =0.96；圆柱齿轮传动4 =0.97；则2334230.960.970.8
3、85120.990.99pw2.120.8852.40kw故pd0.885pd2.40kw(3) 电动机额定功率Ped由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-1 选取电动机额定功率。pe d3kw3）电动机的转速推算电动机转速可选范围，由机械设计（机械设计基础）课程设计表2-1查得单级圆柱齿轮传动比范围i1'3 6 ，圆锥齿轮传动比范围 i1'23，则电动机转速可选范围为：4设计计算及说明结果nd'nW i0'2 i1' i 2'429.6 1288.8r / min初选同步转速分别为1000r/min 和 1500r/min 的两种电动机进行
4、比较，如下表：方额定功率（电动机转速电动机质电动机型号(r/min)案）量 (kg)同步满载1Y132S-631000960632Y100L2-431500142038传动装置的传动比总传动比V 带传动单级减速器10.112.73.7414.9534.98两方案均可行 ,但方案 1 传动比较小 ,传动装置结构尺寸较小,因此采用方案1,选定电动机的型号为Y132S-64）电动机的技术数据和外形,安装尺寸由机械设计（机械设计基础）课程设计表20-1、表 20-2 查得主要数据，并记录备用。四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比inm96012.8I=12.8nw752）分配各级传动比
5、取联轴器传动比 i11，圆锥齿轮减速器传动比i2 3 ，所以圆柱齿轮减速器传动比传动比i3i12.84.3i11i1i 21 3i 23i 34.3设计计算及说明结果53）各轴转速（轴号见图一）电机轴：n0 nw960 / minr高速轴：n0960960/ minn1i11r中速轴：n2n1960320/ mini 23r低速轴：n232074.4/ minn3i34.3r4）各轴输入功率按电动机所需功率Pd 计算各轴输入功率，即低速轴：pw2.52p32.55/ min0.99r1中速轴：p32.552.66/ minp20.97r420.99高速轴：p22.662.80r/ minp10
6、.99230.96电机轴：p12.802.85/ minp00.99r120.995）各轴转矩低速轴：p32.559550327.3/ minT3955074.4rn3中速轴：p22.66955079.38/ minT29550320rn2高速轴：p12.80955027.85/ minT19550960rn1电机轴：p02.85955028.35/ minT09550960rn0n0960r / minn1960r / minn2320r / minn374.4r / minp32.55r / minp22.66r / minp12.80r / minp02.85r / minT3327.3
7、T279.38T127.85T028.356设计计算及说明结果五、传动件的设计计算直齿圆锥齿轮设计已知输入功率p22.85r / min，小齿轮转速960r/min ，齿数比u=3，由电动机驱动，工作寿命5 年（设每年工作300 天），二班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，连续单向运转，载荷较平稳。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1）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(GB10095-88)2） 材料选择由机械设计 （第八版）表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS ，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS 。3） 选
8、 小 齿 轮 齿 数 ， z128 大 齿 轮 齿 数 z2z1 i 28 3 84 。 则 z128z284z284u3z1282、 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即3d1t2K H t T1(ZH ZE)2R (1 0.5 R )2 u H （1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数kt1 =1.32） 查教材图表（图10-30 ）选取区域系数Z H =2.53） 计算小齿轮的转矩7T2 9550 10 6p12.80 9550 1062.785 10 4 N mmR =0.3n19604） 选齿宽系数R =0.3设计计算及说明结果4）由机械设计（第八版）图 10-21d
9、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1600 MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2550MPaH lim 1600MPa5）由机械设计（第八版）表10-6 查得材料的弹性影响系数H lim 2550MPaZE 189.8MPa 0.5ZE 189.8MPa 0.56） 计算应力循环次数N1=60n 1 j Lh=60 × 960× 1×（ 2× 8× 300× 4） =11.059 × 10 9 h9N 1=11.059x10N 2 =N/u=11.059X10 9 /3=3.686x10 9 h9
10、N 2=3.686x107) 由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数K1 =0.91 K2 =0.958) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数 S=1，得H 1KHN10.91600H lim 1546MPaH 1=S1H 2H 2=KHN2H lim 2=0.95550523MPaS1符合要求（2）计算5465231） 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H 中较小的值32K H tT1ZHZE)2d1t2 u(R(1 0.5 R) H 83104( 2.5 189.8 )241.3 2.7853(10.50.3)20.352358.68mmd1t58.68mm2）
11、 计算圆周速度vdm1 d1t (1 0.5 R ) 58.68(10.5 0.3) 49.87V 2.51m/sVd1t n149.879602.51m / s601000601000设计计算及说明结果3） 计算当量齿宽系数db=R d1tu 2 1 / 20.358.689 1 / 2 27.83mmd = b / dm127.83/ 58.860.4734） 计算载荷系数根据 V2.51m/s，7 级精度，由机械设计（第八版）图 10-8 查得动载系数Kv =1.09直齿锥齿轮精度较低，取齿间分布载荷分配系数，K H1由机械设计（第八版）表 10-2 查得使用系数K A =1根据大齿轮两
12、端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数 K H 1 =1.240接触强度载荷系数 K H K A KV K H K H 1 1.09 1 1.24 1.3516K H 1.35165） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1 d1t 3K H58.6831.3516d1 59.44mmK Ht1.359.44mm6） 计算模数mmd1/ z159.44 / 282.122m3mm9取标准值 m37） 按齿根弯曲疲劳强度设计32K Ft T1(YF YS )试算模数 : mtR(1 0.5 R ) 2 Z12 u21F试确定各参数值：K Ft 1.3(YF YS )计
13、算F由分锥角1arctan(1/ u)arctan(1/ 3)18.4329018.4371.57当量齿数 zv1z1 / cos 128 / cos(18.43 )29.5zv2z2 / cos 284 / cos(71.57 )265.7查齿形系数： YFa12.56YFa 22.13Ysa11.63Ysa21.868） 查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：F lim 1500MPaF lim 2380MPa查的弯曲疲劳寿命系数：KFN10.88 K FN 1 0.93取弯曲疲劳强安全系数S=1.7 得F KFN 1F lim 10.88 5001 =258.82MPaS1.7F
14、2KFN2F lim 20.93 380S207.88MPa 符合要求1.7计算大小齿轮的YFa FSa , 并加以比较F YFa 1FSa12.561 1.630.016F 1258.82K Ft1.31 18.432 71.57zv 129.5zv 2265.7YFa12.56YFa 22.13Ysa11.63Ysa21.86F 1258.82MpaF 2207.88MPa10YFa 2 FSa22.13 1.860.019 F2207.88大齿轮的数值大 , 选用大齿轮的尺寸设计计算 .32K Ft T1(YF YS )21FR (1 0.5 R )2 Z1 u2试算模数： mt31.3
15、2.7851040.0190.3)22820.3(10.5101.0859） 调整齿轮模数（1）圆周速度 v： d1 = z1 m 281.08530.38mmdmd1(10.5 R)30.38(10.15) 25.82mm1vmdm1n125.82 9601.298m / s10006000060齿宽 b: b= R du2 1 / 2 0.330.3891 / 2 14.410mm1th=2.44mmb/h=5.91根据 V1.298m/s， 7 级精度，由机械设计（第八版）图 10-8 查得动载系数 Kv =1.04直齿锥齿轮精度较低，取齿间分布载荷分配系数，K F1由机械设计（第八版）
16、表 10-2 查得使用系数K A =1根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数 K H 1 =1.235 于是查表得 K F1.25接触强度载荷系数 KF K AKV KF K F1 1.04 1 1.25 1.3设计计算及说明结果7）实际载荷系数算的齿轮模数：11m mt 3K F1.0853 1.31.085K Ft1.3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,
17、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算得的分度圆直径d 1 =59.44 mm来计算应有的齿数.故选相近模数，m=2按接触疲劳强度得分度圆直径d1=59.44mm小齿轮齿数 z1d159.44 / 2 29.72m取 z1=30 ，则大齿为 z2=90 ，为使得互为质数取 z2=91（ 8）计算分度圆直径：d1z1m30260mmd2z2 m91 2182mm计算分锥角：1arctan(1/ u)arctan(30/ 91)18.2429018.2471.76计算齿轮宽度：b= R d1t u2 1/ 20.360(91/ 30)21 / 218.07mm取 b1=
18、b2=18mm得 Z1=30 Z2=91模数 m=2压力角20变位系数X1=X2=0分锥角118.24271.76齿宽 b1=b2=18mm12设计计算及说明结果圆柱斜齿轮设计已知输入功率 p2.66r / min，小齿轮转速 320r/min ，齿数比 u=4.5 ，由电动2机驱动，工作寿命5 年（设每年工作300 天），二班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1）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(GB10095-88)2） 材料选择由机械设计（第八版）表 10-1 选择小齿轮材料为40Cr 大齿轮材料均为45
19、 钢（调质），小齿轮齿面硬度为280HBS ，大齿轮齿面硬度为 240HBS 。3） 选 小齿 轮 齿 数 ， z124大 齿 轮 齿 数 z2z1 i 24 4.3 108。 则z2108 4.520u取压力角z1244） 选取螺旋角。初选螺旋角142、按齿面接触强度设计13设计计算及说明结果由设计计算公式进行试算，即3u 1 ( ZH Z E Z Zd1t2K Ht T1) 2du H (1) 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数kt1 =1.35） 查教材图表（图10-30 ）选取区域系数Z H =2.4336） 计算小齿轮的转矩T1 9550 106p17.938 104 N mm
20、n12） 选齿宽系数d13）由机械设计（第八版）表 10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa 0.54） 计算z：tarctan(tan/ cos)arctan(tan 20 / cos14 )20.562at1arccos z1 cost /( z12han*cos)29.974at 2arccosz2cost/(z22 *cos )23.073han z1 (tanat 1tant )z2 (tanat 2tant ) / 21.644dz1tan /1.905z4(1)0.6693可得螺旋角系数：zcos0.985147） 计算应力循环次数N1 =60n 1 j Lh =60
21、× 320× 1×（ 2× 8× 300× 10） =0.922 × 109 hN2=N/u=0.922X10 9/4.5=0.204x1098） 由机械设计（第八版）图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 极 限H lim 1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2570MPa9）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数KHN 10.95, KHN 20.98设计计算及说明10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得KHN1H lim 1600570MPaH10.95S
22、KHN 2H lim 2570558.6MPaH20.98S取较小者为该齿轮副的接触疲劳许用应力（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得3ZH ZEZ Z2K Ht T1u 1)2d1tu(H d31042 1.3 7.9384.51( 2.433 189.8 0.669 0.985)214.553952.22mm2） 计算圆周速度v结果H1570MPaH2558.6MPa15Vd1t n152.22 32010000.87m / s60600003） 计算齿宽b 及模数bd d1t152.2252.22mm5）计算载荷系数根据 V 0.87m/s，7 级精度，由机械设计（第八版
23、）图 10-8 查得动载系数Kv =1.05齿轮圆周力 Ft12T1 / d1t 2 7.938104 /52.223.04 104 NK A K t1 / b 13.04 104 / 52.2258.22100N / mm取齿间分布载荷分配系数，KH1.4由机械设计（第八版）表 10-2 查得使用系数K A =1根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数 K H 1 =1.4206）接触强度载荷系数K HK AKV K H K H1 1.05 1 1.422.078设计计算及说明结果16按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1 d1t 3k2.08752.2
24、261.51mmkt1.3计算模数mmd 1/ z161.51/ 242.486取标准值 m310）按齿根弯曲疲劳强度设计3cos22K FtT1Y Y试算模数 : mt(YF YS )d z12 F 试确定各参数值：K Ft1.3计算弯曲疲劳强度重合度系数Y ：barctan(tancos t )arctan(tan14 cos20.562 ) 13.14v/ cos2b )1.644/ cos2 13.141.728Y0.25 0.75 / v0.250.75/ 1.7280.684可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY 11 1.905140.778120120(YFYS )计算 F 当量齿
25、数 zv1z1 / cos328/ cos3 (14 )26.27zv2z2 / cos3108 / cos3 (14 )115.51查齿形系数： YFa1 2.62YFa 2 2.20Ysa11.63Ysa 2 1.8611）查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：17F lim 1 500MPaF lim 2 380MPa查的弯曲疲劳寿命系数：KFN10.88 K FN 10.92取弯曲疲劳强安全系数S=1.4 得F 1KFN 1F lim 10.88500314.29MPa=1.4S F2KFN2F lim 20.92 380249.71MPa 符合要求S1.4计算大小齿轮的YFa
26、FSa , 并加以比较F YFa 1FSa12.591.630.0135F 1314.29YFa 2 FSa22.211.770.0156F 2249.71大齿轮的数值大 , 选用大齿轮的尺寸设计计算 .试算模数：32K Ft T1Y Y cos2(YF YS )d z12F 32 1.37.983 1040.6840.778 cos2 14mt0.015612421.435mm12）调整齿轮模数（2）圆周速度 v： d1 = z1 m / cos24 1.435 / cos14 35.494mmvmdm1n135.4943200.594m / s60100060000齿宽 b: b= d1t
27、d135.494 35.494mmh=3.228mmb/h=10.99根据 V0.594m/s， 7 级精度，由机械设计（第八版）图 10-8查得动载系数 Kv =1.0318齿轮圆周力 Ft12T1 / d1t2 7.938104 / 35.494 4.498 103 NK A K t1 / b 14.498103 / 35.494126.73 100N / mm直齿锥齿轮精度较低，取齿间分布载荷分配系数，KF1.2由机械设计（第八版）表 10-2 查得使用系数K A =1根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数 K H 1 =1.415 于是查表得 K F1.
28、3接触强度载荷系数 K FKAKV KF KF1 1.031 1.3 1.61m mt 3K F1.4353 1.611.541K Ft1.3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 mn =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 1 =61.51mm来计算应有的齿数 .d1cos61.51cos14 / 229.8小齿轮齿数 z1m取 z1=30 ，则大齿为
29、 z2=135几何尺寸计算（1）计算中心距(z1 z2 )m(30 135) 2a170.05mm2 cos2cos14考虑到模数有所增加，故将中心距减小至170mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角19=arccos(12 )mnarccos(30 135) 2214.062170因值改变不多，故参数、 ZH 等不必修正（3）计算大小齿轮的分度圆直径d= z1mn302mm1coscos14.0661.83d= z2 mn1352mm2coscos14.06278.33设计计算及说明结果（4）计算齿轮宽度b=d1 161.83mm 61.83mm圆整后取b262 b1 672、齿面接触疲劳强度
30、校核2K Ht T1u1Hd d13uZ H ZE Z ZVd1t n161.83 32010001.03m / s6060000根据 V1.03m/s，7 级精度，由机械设计 （第八版）图 10-8 查得动载系数 K v =1.0720齿轮圆周力 Ft12T1 / d1t2 7.938104 / 61.83 2.582 103 NK A K t1 / b 12.582103 / 61.8341.7 100N / mm取齿间分布载荷分配系数，KH1.4由机械设计（第八版）表 10-2 查得使用系数K A =1根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数KH 1 =1.
31、422接触强度载荷系数K HKAKVKHK H11.071 1.4222.135） 计算 z： tarctan(tan/ cos )arctan(tan 20 / cos14.06 ) 20.30at1arccosz1 cost /( z12han*cos)28.35at 2arccosz2cost/(z22 *cos)23.07han z1 (tanat 1tant )z2 (tanat 2tant ) / 22.013dz1tan/2.39z4(1)0.5163可得螺旋角系数： zcos0.985H2K Ht T1u 1ZH ZEZ Z310.81539MPa所以d d13u所以满足要求3
32、、 校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数2K Ft T1Y YYF YS cos2Fd m3 z12计算弯曲疲劳强度重合度系数Y ：21barctan(tancost )arctan(tan14.06cos20.30 ) 12.31v/ cos2b )2.013/ cos2 13.212.123Y0.25 0.75 /v0.250.75/ 2.1230.603可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 YY1114.060.7192.39120120当量齿数 zv1z1 / cos330 / cos3 (14.06 )32.86zv2z2 / cos3135/ cos3 (14.06 )147.
33、89查齿形系数： YFa12.53YFa 22.18Ysa11.64Ysa21.83（3） 圆周速度 v： d 1 = z1m / cos302 / cos14.06 61.85mmvmdm1n161.85 3201.04m / s60100060000齿宽 b: b=d1td161.8561.85mm根据 V 1.04m/s，7 级精度，由机械设计（第八版）图 10-8查得动载系数 Kv =1.05齿轮圆周力 Ft12T1 / d1t27.938104 / 61.852.582103 NK AK t1 / b 12.582 103 / 61.8541.75100N / mm直齿锥齿轮精度较低
34、，取齿间分布载荷分配系数，KF1.4由机械设计（第八版）表 10-2 查得使用系数K A =1根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表得轴承系数KH1 =1.422 于是查表得 K F1.422接触强度载荷系数K FK AKV KF KF 1 1.05 1.4 1.422 2.09所以F178.45F1满足F 278.45F2满足22得 Z1=30 Z2=135模数m=2压力角20螺旋角14.06变位系数X1=X2=0 中心距 a=170齿宽 b1=67mm b2=62mm分锥角118.24271.76齿宽 b1=b2=18mm设计计算及说明六、轴的设计计算输入轴设计1、求
35、输入轴上的功率2T 2P2 、转速 n和转矩P23.29 kw n2960r / min T 2 32.73N m2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为结果F1276.57 MPaF2279.29MPaF 168.94MPaF 1F 164.58MPaF 223设计计算及说明结果dm1d (10.5 )mZ (10.5 )3 25(1 0.5 0.33)62.625 mm1Rt1R而Ft2T 232.73103 21045NFt1045Ndm162.625Fr116NFrFttancos11045tan 20cos 72 13'42''116NFa36
36、2NFaFttansin11045tan 20sin 72 13'42''362N圆周力 Ft 、径向力Fr 及轴向力Fa 的方向如图二所示24图二设计计算及说明结果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d min A0 33.2916.89mm版）表 15-3，取 A0960112 ，得，输入轴的最小直径d min 16.89mm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。25联轴器的计算转矩TcaKAT 2 ，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变化很小，故取 KA 1.3 ，则Tca K AT 2 1.3 3273042549 Nmm查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4 ，选 HL1 型弹性柱销联轴器，其Tca42549 N mm公称转矩为 160000 N mm ，半联轴器的孔径d1 20mm，故取 d1 220mm ，半联轴器长度 L 52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。d1 220mm4、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图三）图三设计计算及说明结果（2）根据轴向定位的要求确定轴的
