福建農林大學機械設計課程設計說明書(二級圓柱圓錐齒輪減速器)

1、福建農林大學機械設計課程設計說明書（二級圓柱圓錐齒輪減速器）Last revision on 21 December 20201傳動簡圖的擬定12電動機的選擇23傳動比的分配24傳動參數的計算35圓錐齒輪傳動的設計計算37軸的設計計算118鍵連接的選擇和計算209滾動軸承的設計和計算2110聯軸器的選擇2211箱體的設計22設計總結25參考文獻261傳動簡圖的擬定匕二技術參數：n 二碾輪上的阻力矩為2800N,p尸碾輪軸的轉速n=40 r/min ,n=1500r/min允許有±5%的偏差。電動機型號：工作條件：Y112M4混沙機由交流電動機帶動，單班制工作，工作時經常滿載、有輕微振

2、動，工i總二作年限為五年。（設計時）。產1.3擬定傳動方案b =傳動裝置由電動機，減速器，工作機等組成。減速器為二級圓錐圓柱與二齒輪減速器。外傳動為齒輪傳動。方案簡圖如圖。n,=1470r/min2電動機的選擇n2=min電動機的類型：三相交流異步電動機（Y系列）n3=min功率的確定n4=40r/min工作機所需功率匕（kw）:片二Pw =Tn</9550=2800*40/9550=外二電動機至工作機的總效率r：6 二P廣=x X X X x =（二 N-m為聯軸器的效率，小為軸承的效率，小為圓錐齒輪傳動的效率，小為心二.m圓柱齒輪的傳動效率，小為開式圓錐齒輪傳動的效率）所需電動機的功

3、率丹（kw）：7=-m2=Pw /r=Z產35確定電動機的型號22二107因同步轉速的電動機磁極多的，尺寸小，質量大，價格高，但可使傳動滴油潤滑比和機構尺寸減小，其中匕-4kN,符合要求，但傳動機構電動機容易制造m =3 mm且體積小。4 二 mm由此選擇電動機型號：Y180M4J2=321 mm電動機額定功率匕-,滿載轉速nM-1470r/minZi=24電動機型號額定功率 (kw)滿載轉速 (r/min)起動轉矩/ 額定轉矩最大轉矩/ 額定轉矩Zj=91m=石二30Z2=113a=B=-=90mm4=339, mmB2 =95mmJ12=30mm “23=35 mm 軸全長343mm/45

4、=105mm 軸總長：296mm4L60 mm "x =70mmJ67 =86mm，56=12nun 軸總長：477mmY180M-11470選取B35安裝方式3傳動比的分配總傳動比：i總二%I/n出二1470/40二設局速輪的傳動比為4,低速輪的傳動比為，開式圓錐齒輪傳動比為* 減速器的傳動比為&，開式圓錐齒輪傳動的傳動比推薦3-4,選二, 誠二總/i3=12,選不二，i2 =貝IJ i =11 i2 z3=xx=Z = U F) /%=0符合要求。4傳動參數的計算各軸的轉速n(r/min)高速軸1的轉速：n1 = nm=1470 r/min中間軸 II 的轉速:n2 =

5、n1/z1=1470/= r/min低速軸 III 的轉速：n3=n2/2=490/=min碾輪軸IV的轉速：n4 = n3/3=140/=40 r/min各軸的輸入功率p (kw)小X小小x?14Xs各高速軸1的輸入功率：P：=Ph*7二*二 中間軸II的輸入功率：Po-Pi*r2*7；3 低速軸川的輸入功率：年* /二*二碾輪軸IV的輸入功率：PLP3*%*r2=*=軸的輸入轉矩T(NM高速軸1的輸入轉矩：7； =9550 4/=.m 中間軸II的輸入轉矩：一 =9550瑪/% = m 低速軸川的輸入轉矩：7； =95506/3=皿碾輪軸IV的輸入轉矩：4 =9550巴/% = .5圓錐齒

6、輪傳動的設計計算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用閉式直齒圓錐齒輪傳動，按齒形制GB/712369-1990齒形角a = 201頂隙系數5=02齒頂高系數4=1,螺旋角色=。，軸夾角 S=90不變位，齒高用頂隙收縮齒。根據課本表10-1,材料選擇，小齒輪材料為40Cr （調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。根據課本表10-8,選擇7級精度。傳動比U=z2/ Z=3節(jié)錐角，& =90, -18.43° =71.57°不產生根切的最小齒數：Zmin = 2ha* cos/sin2 a -選q=35, Z2=uq=35*3= 1

7、05 選取Z2=107按齒面接觸疲勞強度設計試選載荷系數（二2計算小齒輪傳遞的扭矩人會心 nrxloXmm選取齒寬系數四二由課本表10-6查得材料彈性影響系數Zf = I88MR/2由圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=60°何產處 大齒輪的接觸疲勞極限。碣2 =550加外。計算應力循環(huán)次數N2 =N/ = 2.76x108由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數計算接觸疲勞許用應力試算小齒輪的分度圓直徑代入%中的較小值得四(1 0.5% )2 111m計算圓周速度V4M = 4.(1 0.5%) = 88.663 x(10.5 x 0,3) = 75.364 mm=(

8、xx 1470) / (60x1000) s計算載荷系數齒輪的使用系數載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)，查表10-2得K/。由圖10-8查得動載系數Ky二。由表10-3查得齒間載荷分配系數K/Kp/。依據大齒輪兩端支承，小齒輪懸臂布置，查表10T9得軸承系數由公式KK = K即二接觸強度載荷系數K =Ka Kv Klla K“產 xlx =按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 & 二 dulK/Kl =x V2.13/1.3 = mm m- dJ / q=35=取標準值m = 3 mm o計算齒輪的相關參數cl 1 "m 號=3 x 35105 mind, 二in z,尸 3 x 10 /

9、二 321 nun=arctan(l/M)=18.43°=18°6,47" J2=90°-J,=71° 53'13"校核齒根彎曲疲勞強度確定彎曲強度載荷系數K二K八Kv KFa 尸計算當量齒數Z門二 4 /cos =35/cos 18.10 =ZV2 -24COS (52 =107/° -查表 io-5 得 l尸，/h=，2二，丫“二計算彎曲疲勞許用應力由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數KfnKfN2 =取安全系數%二由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa(jFN2 =380Mpa按脈動循環(huán)變應力確

10、定許用彎曲應力校核彎曲強度根據彎曲強度條件公式滿足彎曲強度要求，所選參數合適。柱齒輪傳動的設計計算選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動。根據課本表10T,選擇小齒輪材料40Cr鋼，調質處理，硬度280HBS；大齒輪材料45鋼，調質處理，硬度240HBs ,根據課本表10-8,混沙機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。試選小齒輪齒數4 =26,則與二口號=G Z=24*r91 初選螺旋角懺按齒面接觸疲勞強度設計：2Ktz(±D痣 11試選載荷系數K尸計算小齒輪傳遞的轉矩T =xl()56/r'xloKmm由表10-7選取齒寬系數。，產1由表10-6查

11、得材料的彈性影響系數Z£ = 188MPa1由圖10-30查的區(qū)域系 數 Z=。由圖 10-26 查的%=。.780=0.885 則%+72=4=L72需用接觸應力/=應匕哂 =55:522.5 = 540.25 Mpa由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限11m尸600Mpa,大齒輪的接觸疲勞強度極限b. 11ml =600Mpa。 計算應力循環(huán)次數M =60“2/4=60xxlx (8x250x5) =x10s/V2=,/u=x108/=x108由圖10-19取接觸疲勞壽命系數=0.93 , K2=095。計算接觸疲勞許用應力取安全系數S=1取失效概率1%?二K&

12、#39;v0Hm=x600=576MPa s6/J =勺/."而2 =x600=588MPa s試算試算小齒輪的分度圓直徑，帶入b中的較小值得>Zz2Kz (±1)="一 V b念分 U計算圓周速度研八 3.14x79.08x459,375 ,V =- =m/s=s60 x 100060 x 1000計算齒寬bb = d ,dx=x=計算齒寬與齒高之比9 n模數?,=&：上些小cosl4 /24=齒圖力=2.25/nn/ =x=b =h計算縱向重合度分=0.318 d4 tan/? = 0.318*1*26* tan° = 2.06計算載荷

13、系數根據v=s,由圖10-8查得動載荷系數二；直齒輪，由標10-3查的K產KFa = 由表10-2查得使用系數K由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時 K/力二。由，-，K即-查圖10-13得K/-;故載荷系數K =Ka Kv Kna "lxxx二按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑45腎79.082、 =計算模數m ：mn = 4"* =xcosM，/24= 出按齒根彎曲強度設計公式為韶由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限6的 =450MRj大齒輪彎曲疲勞強度bg=45OM&據縱向重合度分 =2.06,從圖10-28查的螺旋角影響系數

14、 =0.88計算當量齒數和齒形系數當量齒數計算彎曲疲勞許用應力由圖10-20C查的小齒輪彎曲疲勞強度b陽=550Mpa小齒輪彎曲疲勞強度b歸=600 Mpa由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數長網尸，Kfn廣取彎曲疲勞安全系數s二,則=二刖。一二x500/=325 Mpa scrj2 = Knv4上二X380/= Mpa s計算載荷系數KK =Ka Kv KFa K/二lxxx二查取齒形系數由表10-5查得小廣，YFa2 =查取應力校正系數由表10-5查得4廣，Y =計算大、小齒輪的午午并加以比較大齒輪的數值大。設計計算x0.0145 = 2.374mm2xL3x2.98xlOxO.686 lx2

15、42對比計算結果.由齒面接觸疲勞強度計算的模數叱大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，取也，已可滿足彎曲強度,但為同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是由芍二空吆二瞅79-14： = "597 .30 /3大齒輪齒數：Z2=30x=,即取6=113這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎 曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費，幾何尺寸計算計算中心距(z. +z,)mn (38 + 133)x3_a 二= = 214.5 nun2cos/7 2xcosl4°圓整 a=265mm按圓整后的中心距修正螺旋角因B值改變不多，

16、故參數分、Kp、z等不必修正計算分度圓直徑和齒輪寬度4 二哥叫/ cos夕二30x3/，=90mm4= 111ft/ cos夕二113x3/ =339nun b二電 4=lx90mm=90mm取華=95mm,100mm7軸的設計計算 輸入軸設計求輸入軸上的功率Pi、轉速小和轉矩7；Pi =n1 =1470r/minT= N-m求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為d,n = J|(l-O.50r) = 102 x(l-0.5x0.3) = 86.7nin mm 工=4 tana cosg = 2491xtan20cxeosl6.38° = 869.9 XFn = Ft

17、- tan a - sin = 2491x tan 20s xsin 16.38° = 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼(調質)，根據課 本表15-3,取A)= U5,得因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%,取力2=35 mm左右。輸入 軸的最小直徑為安裝聯軸器的直徑42，為了使所選的軸直徑42與聯 軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Q=K,Z，查課本表14-1,由于轉矩變化較大， 故取K/1.3,則Q = K J = L3xlO813O = 140569 N - mm = 140.569 Nm,因輸入軸與電 動機相連，轉速

18、高，轉矩小，選擇彈性套柱銷聯軸器。電動機型號為 Y200L4,由指導書表12-4查得，電動機的軸伸直徑D=48 mm。查 指導書表8-5,選LT8型彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩為 25QN-m,半聯軸器長度4= 112恤,半聯軸器與軸配合的轂孔長度 為 84mmc擬定軸上零件的裝配方案為了滿足半聯軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3m6o確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,全部倒角為2x45。根據軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結構圖，以及彎矩和 扭矩圖，確定軸的危險截面。計算軸危險截面處的M及M的值列于下表：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T7；=10

19、8000N-mm聯軸器附加徑向載荷Fc計算 Fc作用下的受力分析如圖f 由受力平衡的K 作彎矩圖Me,如圖g所示 A/總=M +M,.，如圖 h綜上可知：危險截面在靠近聯軸器的軸承支點處 M二206778N/mm, T=108000N/mm按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取c = 0.6,軸的計算應力。前已選定軸的材料為45鋼，調質處理,由課本表15T查得許用彎曲 應力b_= 60MP“，因此. <%,故安全。中間軸設計求輸入軸上的功率外、轉速%和轉矩與求作用在齒輪上的力已知小圓柱直齒輪的分度圓半徑4二90 mm外二 2Z幽= 749

20、0.9N90已知大圓錐齒輪的平均分度圓半徑clin2 = d2l (1- 0.5四)=339 X (1 - 0.5 x 0.33) = 288.15 mmFrl = Ftl tanacosb = 2443.8x tan 20° xcos69.1T =316.3 N 初步確定軸翦最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據課本表15-3,取4=114,得中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%,故4nhi =40擬定軸上零件的裝配方案如圖初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子 軸承，參照工作要求并根據

21、九二46>40加，由指導書表6-7中初步 選取03系列，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308,其尺寸為 4x0x7 = 40x90x25.25,所以這對軸承均采用套筒 進行軸向定位，由表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此 取套筒外直徑55mli1,內直徑50mll1。取安裝圓錐齒輪的軸段由3 =5。 ,錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定 位，已知錐齒輪輪轂長L = 60，為了使套筒端面可靠地壓緊端 面.此軸段應略短于輪轂長，故取G=58"，齒輪的右端采用軸肩 定位，軸環(huán)處的直徑為24 = 60削。已知圓柱直齒輪齒寬4=106mm,為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸

22、段 應略短于輪轂長，故取/石二105噸。箱體以小圓錐齒輪中心線為對稱軸，由圓錐齒輪的嚙合幾何關系，推 算出，箱體對稱則：取軸肩& = 14“ /56 = 64, /r= 55 mm軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按，自由課本表6-1查得平鍵截面bxh = 4x9mni,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為51mm,同時為保證齒輪與軸配 合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為生；圓柱齒輪的周向定 位采用平鍵連接，按，5由課本表6-1查得平鍵截面。x/? = 16xio?"鍵槽 用鍵槽銃刀加工，長為97mm,同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為

23、坦；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6o確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角為2x45。根據軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結構圖，以及彎矩和 扭矩圖，確定軸的危險危險截面，計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的用、及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T7； =370800NmmT 二370800Nm綜上可知:危險截面在按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取 2 = 0.6,軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼,調質處理，由課本表15-1查得許用彎曲 應力b_= 60MP

24、a ,因此故安全。輸出軸的設計求輸入軸上的功率Pi、轉速和轉矩（R =n3=min 7=m求作用在齒輪上的力已知大圓柱直齒輪的分度圓半徑c/,=339mm三二 2,136。= 76儆'd, 339F taim 7619tan20e =2773,3cas/3初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據課本表15-3,取4=112,得中間軸的最小值顯然是安裝滾動軸承的直徑。因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大10%15%,故4nhi =60擬定軸上零件的裝配方案如圖。由圖可得為整個軸直徑最小處選&2=60 mm。為了滿足齒輪的軸向定位，取出3 =65。根據

25、鏈輪寬度及鏈輪距 相體的距離綜合考慮取In - 104，G - 55/加。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸 承，參照工作要求并根據九二48>70"，由指導書表6-7中初步選 取03基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30314,其尺寸 為4x0x7 = 70x150x38,所以4M=4羽二70mm。這對軸承均采用套筒 進行軸向定位，由表6-7查得30214型軸承的定位軸肩高度.因此取 d45= 82mm。去安裝支持圓柱齒輪處直徑九=86加？。已知圓柱直齒輪齒寬B2=96mm,為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段 應略短于輪轂長，故取4廣93m

26、m0由于輸出軸在箱體內部長為235mm,軸承30214寬為38mm,可以得出 /34 = 36 nun , /45 = 94, /78 = S3 mm。至此，已經初步確定了軸的各段直徑和長度。軸上的周向定位圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按47由課本表6-1 查得平鍵截面/"/? = 25x14，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為88nlm,同時為 保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為與；鏈 mo輪的周向定位采用平鍵連接，按（由課本表6-1查得平鍵截面0x/? = 18xll"，鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為92mm,同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪

27、轂與軸的配合為斗；滾動軸承與軸的 mo周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15 2,取軸端倒角為2x45。求軸上的載荷根據軸的結構圖，做出軸的計算簡圖，支承從軸的結構圖，以及彎矩和 扭矩圖中可以看出圓柱齒輪位置的中點截面是軸的危險截面。計算出的圓柱齒輪位置的中點截面處的及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T4 二 1360000Nmm聯軸器附加徑向載荷Fc計算 Fc作用下的受力分析如圖（5）由受力平衡的&=13738.6N62=4672.6%作彎矩圖如上圖所示 加總=M + M,.,如上圖所示 綜上可知：危險截面在

28、靠近聯軸器的軸承支點處M=m, T=1360N/m按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力,2=06,軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由課本表15T查得許用彎曲 應力口_=60MP”，因此a a < * .故安全。8 鍵連接的選擇和計算輸入軸與聯軸器的鏈接軸徑"12 =30，選取的平鍵界面為/"/ylOxS""* 長L=70mmo由指 導書表4-1得，鍵在軸的深度t二，輪轂深度t1=Q圓角半徑尸。查課本表 6-2得，鍵的許用應力qJ=110MPa。有k二，/二L-b。滿足強度要求。2Txl

29、O3 2x108863”一“<Jn = 30.24Mpa < crnp dx/xk 30x60x4pJ輸入軸與小圓錐齒輪的鏈接軸徑467 =35?？，選取的平鍵界面為x/? = 10x8?，長L=42mm。由指 導書表4-1得，鍵在軸的深度L,輪轂深度圓角半徑尸。查課本表 6-2 得，鍵的許用應力bp=110MPa0 有 k=，1 二L-b。2Txl03 2x108000r一口一喉說文% =三 - = 48.29/Wpa 4bp湎足強度要求。dx/xk 35 x 32 x 4中間軸與大圓錐齒輪的鏈接軸徑“23 = 5。?？，選取的平鍵界面為x/? = 14x9，長L=51mm。由指

30、 導書4-1得，鍵在軸的深度輪轂深度1=。圓角半徑片。查課本表6-2 得，鍵的許用應力hJ=110MPa。有k=, 1=L-b。冊一-71.42Mpa< p 滿足強度要求。1 dx/xk 50x37 x4.5'中間軸與小圓柱齒輪的鏈接軸徑“45 = 55?，選取的平鍵界面為。x/? = 16x10"，長L=97mm。由 指導書表4-1得，鍵在軸的深度L,輪轂深度L=。圓角半徑廠。查課本 表6-2得，鍵的許用應力hJ=110MPa0有kq 1=L-b。2Txl03 2x370800 w, j 1 -上bp 一乂 7 1 一R <一35.02Mpa"b 澗足

31、強度要求。dx/xk 55x77x51輸出軸與大圓柱齒輪的鏈接軸徑467 = 82?，選取的平鍵界面為x = 25x14，長L=88mm。由 指導書表4-1得，鍵在軸的深度L,輪轂深度L=°圓角半徑尸。查課本 表6-2得.鍵的許用應力匕J=110MPa0有kq 1=L-b。=答辭 = 7521"pa"k滿足強度要求。輸出軸與滾子鏈輪的鏈接軸徑選取的平鍵界面為x/? = 18x11"明 長L=92mm。由指 導書表4-1得，鍵在軸的深度L,輪轂深度=。圓角半徑片。查課本表 6-2得，鍵的許用應力qJ=110MPa。有k=，1二L-b。2Txi()32x13

32、60000 1外 /1 一 口呼喉說文4=力=l°21MpaK %湎足強度要求。dx/xk 60 x 74 x 5.59滾動軸承的設計和計算輸入軸上的軸承計算(30308圓錐軸承)由已知可得：n|=1470r/min,Fr = 1662 TV , Ft 2 = 4295 N ,%=300N C0= 108/CN Cr = 90.8 KN求兩軸承的軸向力 “ = Frl /(2K) = 1662 /(2x L7)N = 4883NFd2 =耳2«2Y) = 4295 /(2xl.7)AT = 1263 2V, Fa=Fd2 + Fn= 1518.6 N&=1263N 求軸承當量動載荷R和P, 區(qū)=更%=0.9> 耳 I1662由指導書表 6-7 查的 R=0.4F“+L7%= ,P2=Fr2=4295N驗算軸的壽命106 (c106108000x 10/3-6017； 60x1470k 4295= 5.9xl05/>14600h故可以選用。中間軸上的軸承計算（30308圓錐軸承）由已知可得：叫二432”加11,廣“=亞；+死” =4698N%=Jr3+&2 =5295