江西农业大学工学院。
机械设计》课程设计。
题目：圆锥—斜齿圆柱齿轮二级减速器。
专业：机械设计制造及其自动化。
姓名： 程振涛
学号： 20085009
班级： 机制081
指导老师： 蔡金平
题目：设计带式运输机上的圆锥——斜齿圆柱齿轮减速器。工作有轻微振动。
经常满载、空载启动、不反转、单班制工作，运输机得允许速度误差位5%，小批量生产，使用年限10年，传动见图如下图所示：
运输拉力f=2.6kn 卷筒直径d=360mm 带速v=1m/s
设计过程。一、 选择电动机，确定传动方案及计算运动参数。
1.综合考虑后选用y系三相异步电动机。
带式运输机所需功率pw=fv/1000=2600*1/1000=2.6kw
2.初估电动机得额定功率p
查表后取：p=4kw n=1440r/min
电动机轴伸出端安装直径 28mm
电动机轴伸出端安装长度 60mm
电动机型号：y1112m—4
3.各轴转速的计算。
电动机满载转速nm=n=1440 r/min
工作机转速nw=60*1000*v/=60*1000*1/3.14*360
53.079r/min
总传动比i总=nm/nw=1440/53.079=27.129
4.传动比的分配及转速校核。
通常取ih=(1.2~1.3)il 取ih =1.25il 得il=4.6587 ih=5.8233
取z1=22 z2=z1ih=22*5.8233=128.1126 取为 128
u1=z2/z1=5.8181
取z3=28 z4=z3*il=28*4.6587=130.4436 取为130
u2=z4/z3=130/28=4.6429
卷筒实际转速nw=nw/i总=53.309
转速误差△nw=|（nw- nw）/ nw|*100%=0.43%<5% 合乎要求。
5.各轴功率计算。
高速轴输入功率 pⅰ=pη1kw=4*0.95=3.8kw
中间轴输入功率pⅱ= pη1η2kw=3.572kw
低速轴输入功率pⅲ= pη1η2kw=3.35768kw
卷筒输入功率 pw= pη1η2η3=3。06220416kw
η1——联轴器的效率，取0.95
η2——一对齿轮传动效率（含轴承效率），取0.94
η3——一对轴承的效率，取0.96
6.各输入轴转矩得计算。
高速轴输入转矩 t1=9550 pⅰ/n1=9550 pη1/nm=25.2014nm
中间轴输入转矩t2=9550 pⅱ/n2= t1ihη2=137.95nm
低速级输入转矩t3=9550 pⅲ/n3= t1ihilη2=604.1076nm
二．齿轮传动设计。
1.高速级齿轮传动设计
1.1查资料大小齿轮40cr 调质 270hb
疲劳极限应力σhlim=720mpa
齿轮估算使用应力[σh]0.9σhlim=648mpa
按经验公式取模数 m=2r/z1(u1+1)1/2=2.48mm
取m=2.5mm
分度圆直径 d1=mz1=55 d2=mz2=320
分锥角 δ1=arctan（z1/z2）=9.75 δ2=90-δ1=80.25
锥距r=m(z1+z2)1/2/2=164.6625mm
尺宽b=φrr=57.6319mm 取b=58mm
当量齿数zv1=z1/cosδ1=22.312 zv2= z2/cosδ2=757.4
端面重合度 αa1=arccos zv1cosα/(zv1+2ha*)=44.28
a2=arccos zv2cosα/(zv2+2ha*)=23.29
α=[zv1(tanαa1- tanα)+zv2(tanαa2- tanα)]2=8.8
尺宽中点圆周速度vm=（1-0.5φr）d1n1/60*1000=3.42m/s
中点分度圆直径dm1=（1-0.5φr）d1=45.375mm
中点分度圆模数mm=（1-0.5φr）m=2.0625mm
1.2校核接触疲劳强度。
(1)查资料得 zn=1.6 zlvr=1 zx1=1
失效率低于1% 取shmin=1
许用应力 [σh1]= h1=2]= hlimznzlvrzwzx/ shmin==1152mpa
(2)齿面接触疲劳应力ftm=2000t1/dm1=1110.8n
查表得 ka=1.25 kv=1.1 kα=1 kβ=1.2 ze=189.8 zh=2.5
zε=[4-εα3]1/2=0.862 未修缘所以zk=1
齿面接触疲劳应力。
h=zezhzεzk[1.18kakvkαkβft(u1+1)/bdm1u1]=396.905mpa
σh<[σh] 满足齿面接触疲劳强度要求。
1.3校核齿根弯曲疲劳强度
取yst＝2 yn＝１ yδrelt＝1 yx＝1 sfmin＝1
flim＝250mpa
σf1］＝［f2］＝σflimynyδreltyrreltyxyst／sfmin＝500mpａ
齿根疲劳应力查表得 yfa1ysa1＝4.3
yfa2ysa2＝3.95 yε＝0.68
ｆ１＝1.18kａkｖkαkβfｔｍyｆａ１yｓａ１yε／bmm
58.963mpa
ｆ2＝σｆyfa2ysa2/yfa1ysa1＝54.164mpa
ｆ１<2<[σ2] 满足齿根弯曲疲劳强度要求。
1.4高速级齿轮传动得几何尺寸归于下表。
1.4齿轮得结构设计。
小锥齿轮由于直径较小，所以采用整体锥齿轮轴结构。
大锥齿轮得机构及尺寸如下图。
2.低速级齿轮传动设计。
2.1 小齿轮45 钢调质硬度 250hbs σhlim3=6000mpa
flim3=220mpa
大齿轮45钢正火硬度 195hbsσhlim4=550mpa
flim4=210mpa
尺宽系数 φa=0.4 载荷系数k=1.6 许用应力σhmin=1.1
znzlvrzwzx=1.0
σh3]=σhmin3znzlvrzwzx/shmin=545.45mpa
σh4]=σhmin4znzlvrzwzx/shmin=500mpa
[σh1]> h2],∴以[σh2]代入计算：
a≧476(u2+1)1/3=194.878mm 取 a=195mm
按经验公式选模数 mn=(0.007~0.02)a=1.365~3.9 取mn=2mm
螺旋角β=arccos[mn(z3+z4)/2a]=39.89
d3=mnz3/cosβ=69.139mm d4=mnz4/cosβ=320.99mm
da3=d3+2ha*mn=73.139mm da4=d4+2ha*mn=324.99mm
齿宽 b=φaa=0.4*195=78mm
取b3=b+(5~10)=85 b4=b=78
当量齿数 zv3=z3/cosβ=52.73
zv4=z4/cosβ=244.61
t=arctan(tanαn/cosβ)=24.2237
at3=arccos[z3cosαt/(z3+2ha*)]30.4189
at4=arccos[z4cosαt/(z4+2ha*)]22.7181
α=[z3*(tanαat3-tanαt)+z4*( tanαat4-tanαt)]=1.507
β=bsinβ/mn=8.157
2.2 校核齿面接触疲强度。
应力循环次数nl3=60an2t=60*190*0=2.704*1011
nl4=60an3t=60*190**63.662*87600=6.358*1010
查表得 zn3=1 zn4=1 取zlvr=0.91 zx=1 zw=1 shmin=1
σh3]=σhlim3zn3zlvrzwzx/shmin=546mpa
σh4]=σhlim4zn3zlvrzwzx/shmin=500.5mpa
齿面接触疲劳应力 ft=2000t2/d3=3391.478n
ka=1.25 kv=1.1 kα=1 kβ=1.2 ze=189.8 zh=2.5 zεzβ=0.74
h=zezh zεzβ[kakvkαkβft(u2+1)/bd3u2]=383.523mpa
h<[σh3] σh<[σh4] 满足齿面疲劳强度要求。
2.3校核齿根弯曲疲劳强度。
yst3=yst4=2 yn3=yn4=1 查表得：yδrelt3=1 yδrelt4=0.95
取yrrelt3=yrrelt4=0.9 yx3=yx4=1 sfmin=1
许用应力[σh3]=σflim3yn3yδrelt3yrrelt3yx3yst3=396mpa
h4]=σflim4yn4yδrelt3yrrelt4yx4yst4=359.1mpa
齿根弯曲应力查得yfa3ysa3=4.22 yfa4ysa4=4.0 yαyβ=0.53
f3=kakvkαkβftyfa3ysa3 yαyβ/bmn=80.23mpa
f4=kakvkαkβftyfa4ysa4 yαyβ/bmn=76.047mpa
f3<[σh3] σf4<[σh4] 满足齿根弯曲强度要求。
低速级齿轮传动的尺寸归于下表。
小齿轮3由于直径较小，采用齿轮轴结构。
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