开式锥齿轮传动设计实列
第10章-直齿圆锥齿轮传动
第二节 直齿锥齿轮的齿廓曲面、背 锥和当量齿数
1.直齿锥齿轮的齿廓曲面 直齿锥齿轮齿廓的形成如图10一1所示.设一个发生面S与一 个基圆锥相切.该发生面在基圆锥上做纯滚动时.其上任一点K 将在空间展出一条渐开线AK.它上面任一点到锥顶O的距离 都是相等的.故是球面渐开线。在发生面上线段KK′的轨迹即 是直齿圆锥齿轮齿廓曲面—球面渐开面齿廓。
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第四节 直齿圆锥齿轮强度计算
一、直齿圆锥齿轮受力分析
图10一4所示为直齿圆锥齿轮主动轮轮齿受力情况。为简化 起见.忽略摩擦力的影响.并假定载荷集中作用在齿宽中部的 节点上。法向力可以分解为3个互相垂直的分力.即圆周力、 径向力和轴向力。 各力的方向是:圆周力和径向力的方向的确定方法与直齿圆柱 齿轮相同.两齿轮轴向力的方向都是沿着各自的轴线方向并指 向轮齿的大端。
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第四节 直齿圆锥齿轮强度计算
二、齿面接触疲劳强度
直齿锥齿轮的失效形式及强度计算的依据与直齿圆柱齿轮基 本相同.可近似地按齿宽中点的一对当量直齿圆柱齿轮传动 来考虑。将当量齿轮的有关参数代人直齿圆柱齿轮的强度校 核及设计计算公式.得直齿锥齿轮的齿面接触疲劳强度校核 和设计计算公式如下：
H ZEZH
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图10一1 球面渐开线的形成
为 了 认 真 贯彻 落实党 的十六 届六中 全会精 神和中 央《决 定》、 “三级 ”公安 会 议 精 神 ， 深入学 习领会 胡锦涛 总书记 观摩全 国公安 民警大 练兵汇 报演出 时的重 要 讲 话 以 及 中央、 省、市 领导关 于公安 执法工 作和队 伍建设 的重要 指示精 神，切 实 解 决 公 安 队伍中 存在的 突出问 题，教 育引导 广大公 安民警 进一步 解放思 想、与 时 俱 进 、 开 拓创新 ，大力 弘扬求 真务实 精神， 打造一 支作风 过硬的 公安队 伍。上 级 公 安 党 委 决定开 展为期 八个月 的纪律 作风整 顿教育 活动。 本人按 照要求 ，认真 学 习 了 中 共 中央《 中国共 产党纪 律处分 条例》 、《中 国共产 党党内 监督条 例》、 《 中 国 共 产 党纪律 处分条 例》、 《人民 警察法 》、《 国家公 务员条 例》、 《国家 公 务 员 行 为 规范》 等有关 文件精 神，学 习了毛 建东、 肖琳、 桂红林 等先进 典型的 事 迹 。 通 过 学 习 教育 和深入 思考， 我个人 对纪律 作风整 顿教育 有了更 深的理 解 ， 对 自 身 存在的 问题也 有了进 一步的 认识。 现在对 照工作 实际， 作如下 剖析： 一 、存在 的主要 问题 1、在 “纪律 作风整 顿教育 ”活动 初期， 片面地 自我安 慰， 认 为 自 己 既 无参与 赌博， 又无考 试作弊 ，更无 开无牌 无证、 假牌假 证车， 没有什
锥齿轮设计计算
锥齿轮设计计算说明书一：初步设计1，已知条件该齿轮组是用于螺纹安装的，使用转速相当低（手拧一字扳手的速度），主要起变向作用。
初定小齿轮Z1=8（材料40Cr ，精度GB8级）、大齿轮Z2=16（材料45#，精度GB8级），齿数比u=i=Z2÷Z1=16÷8=2。
2，初定力矩设定一字槽扳手手柄处直径为￠20mm 、拧扳手所需要的力为50N 。
根据公式M=FL （图1-1）可得：M=10×10-3×50 N ·m=0.5 N ·m3，载荷系数K=K A ·K V ·K α·K β通过查表得：使用系数：K A =1 、动载系数：K V =1齿间载荷分配系数：K α=1 、齿向载荷分配系数：K β=1则K=1×1×1×1.2=1.24，估算齿轮许用接触应力：''lim 'HH HP s σσ=查图得'lim H σ=900N/mm 2 , 初定安全系数'H S =1.1'HPσ=900÷1.1 N/mm 2 =818.18 N/mm 25，估算 3'1'11951HPe u KT d σ≥ =14.925mm二：几何计算1， 分锥角：211arctan Z Z =δ=26.565°， 12arctan 2Z Z =δ=63.435°2， 大端模数：1'1Z d m e e ==1.8656（查表取m e =1.75）3， 大端分度圆直径：d e1=Z 1m e =8×1.75=14mm , d e2=Z 2m e =16×1.75=28mm4， 外锥距：11sin 2/δe e d R ==14÷2sin26.565°=12.516mm5， 齿宽系数：￠R =0.3 (一般取0.25-0.35)6， 齿宽：b=￠R Re=0.3×12.516=3.7548mm ，圆整后取整数4实际齿宽系数￠R =b/Re=4÷12.516=0.327, 中点模数：m m = m e (1-0.5￠R )=1.75(1-0.5×0.32)=1.47mm8, 中点分度圆直径：d m1=d e1(1-0.5￠R )=14(1-0.5×0.32)=11.76mmd m2=d e2(1-0.5￠R )=28(1-0.5×0.32)=23.52mm9, 顶隙：C=C *m e =0.2×1.75=0.35mm (C *查GB12369-1990齿制C *=0.2)10，切向变位系数：x t1=0 , x t2=0图1-111，高变位系数：x 1=0 ,x 2=012，大端齿顶高：h a1=(1+x 1)m e =1.75mm , h a2=(1+x 1) m e =1.75mm13，大端齿根高：h f1=(1+C *- x 1)m e =2.1mm ，h f2=(1+C *- x 2)m e =2.1mm14，全齿高：h=(2+ C *)m e =3.85mm15，齿根高：==e f f R h 11arctan θ9.5°，21f f θθ==9.5°16，齿顶角：θa1=θf2=9.5°, θa2=θf1=9.5°(采用等顶隙收缩齿) 17，顶锥角：δa1=δ1+θa1=36.065°, δa2=δ2+θa2=72.935°18，根锥角：δf1=δ1-θf1=17.065°, δf2=δ2-θf2=53.935°19，大端齿顶圆直径：d ae1=d e1+2h a1cos δ1=17.1304mm , d ae2=d e2+2h a2cos δ2=29.5645mm 20，冠顶距：1121sin 2δa e k h d A -==13.21775mm ，2212sin 2δa e k h d A -==5.4348mm 21，大端分度圆弧齿厚：s 1= m e (π/2+2x 1tan α+x t1)=2.7475mm , s 2=πm e - s 1=2.7475mm22，大端分度圆弦齿厚：=-=)61(212111e d s s s 2.73mm , =-=)61(222222e d s s s 2.743mm 23，大端分度圆弦齿高：=+=1121114cos e a d s h h δ 1.87mm ,=+=2222224cos e a d s h h δ 1.78mm 24，当量齿数：==111cos δz z v 8.9445（小于直齿圆柱齿轮的根切齿数17，但其工作载荷平稳、转速极小、安装空间小，故不做调整。
经典锥齿轮的设计.docx
（2）传动方案本次设计的山地割草机的传动部分主要是长轴带动锥齿轮转动，锥齿轮带动另一锥齿轮转动并且改变方向，最后传到到割刀转动，将苜蓿的根部草割断。
传动部分的设计主要是对齿轮的设计齿轮传动的类型齿轮传动就装置形式分：1）开式、半开式传动在农业机械、建筑机械以及简易的机械设备中，有一些齿轮传动没有防尘罩或机壳，齿轮完全暴露在外边，这叫开式齿轮传动。
这种传动不仅外界杂物极易侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，轮齿也容易磨损，故只宜用于低速传动。
齿轮传动装有简单的防护罩，有时还把大齿轮部分地浸入油池中，则称为半开式齿轮传动。
它工作条件虽有改善，但仍不能做到严密防止外界杂物侵入，润滑条件也不算最好。
2）闭式传动而汽车、机床、航空发动机等所用的齿轮传动，都是装在经过精确加工而且封闭严密的箱体(机匣)的，这称为闭式齿轮传动(齿轮箱)。
它与开式或半开式的相比，润滑及防护等条件最好，多用于重要的场合。
本次设计的推移式割草机割草总成部分尺寸比较小，传动齿轮尺寸和质量比较小，转速比较高，且没有防护罩，如果选用开式容易损坏其寿命，因此齿轮传动选用闭式传动。
齿轮的设计准则齿轮传动是靠齿与齿的啮合进行工作的，轮齿是齿轮直接参与工作的部分，所以齿轮的失效主要发生在轮齿上。
主要的失效形式有轮齿折断、齿面点蚀、齿面磨损、齿面胶合以及塑性变形等。
齿轮传动的失效形式不大可能同时发生，但却是互相影响的。
例如齿面的点蚀会加剧齿面的磨损，而严重的磨损又会导致轮齿折断。
在一定条件下，由于上述第一、二种失效形式是主要的，因此设计齿轮传动时，应根据实际工作条件分析其可能发生的主要失效形式，以确定相应的设计准则。
齿轮传动的强度计算是根据齿轮可能出现的失效形式进行的。
对一般齿轮传动，目前广泛采用的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度两种计算方法足以确定其承载能力。
1）、闭式齿轮传动软齿面（HB≤350）闭式齿轮传动：一般失效形式是点面点蚀，故通常先按接触疲劳强度设计几何尺寸，然后用弯曲疲劳强度验算其承载能力。
锥齿轮的设计说明
（2）传动方案本次设计的山地割草机的传动部分主要是长轴带动锥齿轮转动，锥齿轮带动另一锥齿轮转动并且改变方向，最后传到到割刀转动，将苜蓿的根部草割断。
传动部分的设计主要是对齿轮的设计齿轮传动的类型齿轮传动就装置形式分：1）开式、半开式传动在农业机械、建筑机械以及简易的机械设备中，有一些齿轮传动没有防尘罩或机壳，齿轮完全暴露在外边，这叫开式齿轮传动。
这种传动不仅外界杂物极易侵入，而且润滑不良，因此工作条件不好，轮齿也容易磨损，故只宜用于低速传动。
齿轮传动装有简单的防护罩，有时还把大齿轮部分地浸入油池中，则称为半开式齿轮传动。
它工作条件虽有改善，但仍不能做到严密防止外界杂物侵入，润滑条件也不算最好。
2）闭式传动而汽车、机床、航空发动机等所用的齿轮传动，都是装在经过精确加工而且封闭严密的箱体(机匣)的，这称为闭式齿轮传动(齿轮箱)。
它与开式或半开式的相比，润滑及防护等条件最好，多用于重要的场合。
本次设计的推移式割草机割草总成部分尺寸比较小，传动齿轮尺寸和质量比较小，转速比较高，且没有防护罩，如果选用开式容易损坏其寿命，因此齿轮传动选用闭式传动。
齿轮的设计准则齿轮传动是靠齿与齿的啮合进行工作的，轮齿是齿轮直接参与工作的部分，所以齿轮的失效主要发生在轮齿上。
主要的失效形式有轮齿折断、齿面点蚀、齿面磨损、齿面胶合以及塑性变形等。
齿轮传动的失效形式不大可能同时发生，但却是互相影响的。
例如齿面的点蚀会加剧齿面的磨损，而严重的磨损又会导致轮齿折断。
在一定条件下，由于上述第一、二种失效形式是主要的，因此设计齿轮传动时，应根据实际工作条件分析其可能发生的主要失效形式，以确定相应的设计准则。
齿轮传动的强度计算是根据齿轮可能出现的失效形式进行的。
对一般齿轮传动，目前广泛采用的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度两种计算方法足以确定其承载能力。
1）、闭式齿轮传动软齿面（HB≤350）闭式齿轮传动：一般失效形式是点面点蚀，故通常先按接触疲劳强度设计几何尺寸，然后用弯曲疲劳强度验算其承载能力。
齿轮传动机械设计
选择齿宽系数d
确定主要参数： 中心距a——圆整 模数m——取标准值 反求齿数z1、z2
根据材料硬度确定设计准则 （按？设计；按？校核）
计算小、大齿轮的各许用应力 [σH1]、 [σH2]、 [σF1] 、[σF2]
计算主要尺寸：d1=mz1 （满足设计条件）d2=mz2 …
机械设计 （8）
第八章 齿轮传动
概述 齿轮传动的失效形式和设计准则 标准直齿圆柱齿轮的强度计算 齿轮的材料和许用应力 斜齿圆柱齿轮传动 圆锥齿轮传动
齿轮的结构设计
§8.1 概 述
一、齿轮传动的主要特点：
传动效率高 可达99％。在常用的机械传动中，齿轮传动的效率最高；
结构紧凑 与带传动、链传动相比，在同样的使用条件下，齿轮传动所需
Fn
αF
F2 hF
弯曲力矩： M K Fn cosF hF
30˚ 30˚
危险截面的弯曲截面系数：W
bS
2 F
6
SF rb
弯曲应力：
F
M W
6KFnhF cos F
bS
2 F
O
∵ Fn
Ft
cos
F
6KFt hF cos F
bS
2 F
cos
§8.3 标准直齿圆柱齿轮强度计算
弯曲应力： F
6KFt hF cos F
径向力：Fr
Ft
tan
2T1 d1
tan
d1——小齿轮节圆直径
径向力方向：指向各自轮心
法向力：Fn
Ft
cos
2T1
d1 cos
§8.3 标准直齿圆柱齿轮强度计算
二、轮齿的计算载荷
机械设计实验-齿轮传动
1选择电动机(1)类型(2)确定电动机功率(3)确定电动机转速2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比(1)总传动比(2)分配各级传动比3计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速(2)各轴输出的功率(3)各轴输出转矩一.选择电动机并分配速比按已知要求和条件,选用Y系列一般用途的全封闭自扇型三相异步电动机运输机工作轴上的功率P=4.50KW电动机到工作轴上的总效率η齿式联轴器η3=0.99滚动轴承η4=0.9958级精度的一般齿轮传动(稀油润滑) η1=0.97加工齿的开式传动8级精度的一般传动η2=0.94(设计表2-4)则η=η1×η2×η32×η43=0.97×0.94×0.992×0.9553=0.88电动机输出的功率:p0=P/η=4.50/0.88=5.11kw因载荷有轻微振动,电动机的额定功率P m只需略大于p0即可,按Y系列电动机技术参数选P m=5.50kw(表8-184)工作轴转速n w=60r/min单级圆柱直齿轮传动比范围i1=3~5圆锥齿轮的传动比i2=2~3(设计表2-1)总传动比范围i= i1×i2=6~15电动机转速的可选范围n= i×n w=360~900r/min符合这一范围的同步转速只有750r/min，为减少电动机的重量和价格,选用同步转速750r/min的Y系列Y132M2-6型满载转速n m=960r/min二、计算传动装置总传动比及各级传动比分配I’=n m/n w=960/60=16取圆柱齿轮的传动比i1’= I’/ i2’=5.3则圆锥齿轮传动比i2’= 3Ⅰ轴: n i=n m=960r/minⅡ轴:nⅡ= nⅠ/i1’=960/5.3=181r/minⅢ轴:nⅢ=nⅡ=181r/min工作轴:n w= nⅢ/i2’=60r/minⅠ轴:pⅠ=p0×η3=5.11×0.99=5.06kwⅡ轴:pⅡ= pⅠ×η1×η4=5.06×0.97×0.995=4.88kwⅢ轴:pⅢ=pⅡ×η3×η4=4.88×0.99×0.995=4.81 kw工作轴:p w= pⅢ×η2×η4 =4.50kwⅠ轴:TⅠ=9550000×pⅠ/ n i=95500000×5.06/ 960=50.34NmⅡ轴:TⅡ=9550000×pⅡ/ nⅡ=9550000×4.88/181=257.48NmⅢ轴:TⅢ=9550000×pⅢ/ nⅢ= 253.79Nm工作轴:T w=9550×p w/ n w=716.25Nm电动机输出转矩T0=9550×p0/n m=50.83 Nm表2-4P0=4.50kw查表8-184电动机选Y132M2-6i g’=3(1)选择材料及确定许用应力(2)按齿面接触强度设计(3)按齿轮弯曲强度校核(4)齿轮的圆周速度三、设计齿轮传动因减速器功率不变,传动稳定小齿轮用45钢调质, 齿面硬度197~286HBS(表11-1)大齿轮用45正火, 齿面硬度156~217HBS(表11-1)因бHlim1=580MPa бHlim2=380MPa(表11-1)S H=1.0表11-5)［бH1］=бHlim1/ S H=580/1=580MPa［бH2］=бHlim2/ S H=380/1=380MPa因бFim1=450MPa бFim2=300MPa(表11-1)S F=1.25 (表11-5)［бF1］=бFim1/ S F=450/1.25=360MPa［бF2］=бFim2/ S F=300/1.25=240MPa设齿轮按8级精度制造,轻微冲击,取载荷系数K=1.1 齿宽系数фd=0.8 转矩T1= TⅠ=9550000×pⅠ/ n i=50340Nm计算中心矩d1≥=63.14齿宽b=фa×d1=0.8×63.14=50.5 取b1=60mm, b2=55mm齿数取Z1=43 则Z2=i1 Z1=227.9 取z=228模数m= d1/ Z1=1.48mm 取m=1.5mm小轮直径d1=m Z1=64.5mm大轮直径d2=mZ2=342mm确定中心距a=m( Z1+ Z2)/2=203.25mm齿形系数Y F1=2.45 Y F2=2.15бF1=2kTⅠY F1/bm2Z1=85MPa＜［бF1］бF2=бF1 Y F2/ Y F1=81.5MPa＜［бF2］，安全V=πd1 n i/60×1000=3.267m/s<=6m/s对照表11-2可知选用8级精度是合适的d1=65mmd2=342mmd a1=68mmd a2=345mmd f 1=61.25 mmd f2= 338.25 mm四、圆锥齿轮传动设计（1）选定材料及确定许用应力Ⅰ轴的设计1初定d12确定轴各段直径(1)第一段(2)第二段(3)第三段(4)第四段小锥齿轮用45钢表面淬火，齿面硬度40-50HRC大锥齿轮用45钢表面淬火，齿面硬度40-50HRC五:设计联轴器1)电动机与圆柱齿轮之间的联轴器，为缓和冲击和减轻振动,选用弹性柱套销联轴器转矩T=T电动机轴=50.83Nm, 工作系数K A=1.5计算转矩T C=K A T=50.83 1.5=76.24Nm≤250Nm(表8-178)选择弹性套柱销联轴器TL6,许用转矩250Nm 半联轴器材料为钢时,许用转速3800r/min,允许的轴孔直径(32 35 38)mm ,轴孔长度L=55mm2)圆柱齿轮与圆锥齿轮之间的联轴器，为缓和冲击和减轻振动,选用弹性柱套销联轴器转矩T=T电动机轴=257.48Nm, 工作系数K A=1.5计算转矩T C=K A T=257.48 1.5=386.22Nm≤500Nm(表8-178)选择弹性套柱销联轴器TL7,许用转矩500Nm 半联轴器材料为钢时,许用转速3600r/min,允许的轴孔直径(40~48)mm ,轴孔长度L=65 mm六、轴的设计计算与校核45钢调质用扭转强度初定位于联轴器内的d1 ,c=118~107(表14-2)d1≥c= =20.5 ~18.6mm初定d1=38mm轴径变化处为轴肩,轴肩为a≥(0.07~0.1) d1=2.66~3.8mm取a=4mm 则d2=46mm轴颈d3=d2+(1~3)×2,与深沟球轴承配合,取d3=50mm轴承型号初定6210齿轮d4,轴径与齿轮配合,小齿轮齿顶圆直径da168mmd4, =da1=68mm与第3段相同,d5=d3=50mm因选取TL6型联轴器,L=82mm B=20mmL1略短于L 取L1=80mmδ=0.025a+Δ≥8 取δ=10mm(表4-6)齿轮端面到箱体内壁的距离б2≥δ,取б2=12mm箱体内壁到轴承端面的距离,轴承用脂润滑取б3=4mm初定轴承为深沟球轴承6210,取T=20mm螺栓取M10 C1=16mm, C2=14mm则L=δ+ C1+ C2+(5~8)=10+16+14+(5~8)=45~48mm(5)第五段3确定轴各段长度(1)第一段2)计算各参数a 箱座壁厚bб2cб 3d 轴承座宽度(3)第二段(4)第三段(5)第四段(6)第五段(7)Ⅰ轴轴承盖的结构尺寸，由表4-7查得1选择材料2初定d13确定各段直径(1)第一段(2)第二段取L=47mme =1.2 d3=1.2×10=12mm(表4-6)m=L－б3－T=23mm>e 合适L2=L`+e+m=45mm 毡圈尺寸L3=T+б3+б2+(2-3)=20+12+6=36mmL4=60mm,即小齿轮齿宽L5=L3=36mm轴承盖结构D=90mm, D0=D+2.5d3=115mm.D2=D0+2.5d3=140mmD0=d3+1=11mm D’=D-(10~15)=80~75mm取D’=80mm e=1.2d3=12mme1=13mm 取m=23mm. D4=D-(10~15)取D4=80mmL1=80mm L2=45mm L3=36mm L4=60mm L5=36mmd1=38mm d2=46mm d3=50mm d4=68mm d5=50mm(二)Ⅱ轴的设计45钢正火d≥c=32.1 ~35.4mm若考虑键槽,轴径加4%初定d=45mmd1=d=45mm轴肩高为h≥(0.07~0.1) d1=3.36~4.8mm 若考虑与毡圈配合,取h=5mm,d2=55mm轴颈与深沟球轴承配合,取d3=d2+(1~3)×2，故取d3 =60mm初定轴承6212,B=22mm,d=110mmd4= d3+(1~3) ×2 取d4=66mm为了使挡圈不与齿轮相接触，设计一个轴肩hh=(0.07~0.1) d4=4.6~6.6mm取h=8mm则d5=d4+2ha=82mmd6=d3=60mm初定L1=110mm，取L1=110mm＞8.9mmδ=0.025a+Δ≥8 取δ=10mm(表4-6)(3)第三段(4)第四段(5)第五段(6)第六段4确定轴的各段长度(1)第一段(2)计算各参数a 箱座壁厚bб2cб3d 轴承座宽度(3)第二段(4)第三段(5)第四段(6)第五段(7)第六段(8)Ⅱ轴轴承盖的结构尺寸(表4-7)(9)轴上大齿轮的结构尺寸（表3-1）б2≥8 取б2=10mm取б3=4mm 轴承为6212L=δ+ C1+ C2+(3~8)=10+16+14+(3~8)=43~48取螺栓M12 C1=16mm, C2=14mm 取L=45mme=1.2d3=1.2×12=14mmm=L-б3-T=45-4-22=19mmL2=L`+e+m=10+14+19=43mm.L3=T+б2+б3+(2~3)=22+4+12+(2~3) 取L3=43mmL4=b2-2=50-2=48mmL5=1.4h=1.4×8=12mm. 取L5 =12mmL6=T+б2+б3-13=22+4+2~3=29mm轴承盖结构D=110mm d3=12mm d0=d3+1=11mm D0≈D+2.5d3=135mm D2≈D0+2.5d3=160mm取D2=160mm e=1.2d3=12mmD4=D-15=95d1=45mm d2=55mm d3=60mm d4=66mm d5=82mm d6=66mm L1=110mm L2 =43mm L3=43mm L4=53mm L5=12mm L6=29mm 七、轴的校核（一）Ⅰ轴的校核L=L3+L4 +L5 -B=107mm45钢调质标准б-1b=60MPa(表14-3)圆周力F t=2T1/d4=6904NF r=F t tg20 =2485.44NF AV=F BV=1/2Fr=1242.72N1 l3和l5两轴之间的距离中心2 许用弯曲应力3Ⅰ轴所受的外载荷4 求垂直面支承反力及弯矩5 求水平支承反力及弯矩6 合成弯矩M CV=L/2×F AV=90718,56F AH=F BH=1/2Ft=3852NMCH=FAH×L/2=281.196NmMCH=22CHCV MM+=90824.85NmTⅠ=18.50Nmα=0.3由合成弯矩图可知,C为危险截面M e=2)(22T=αCM=19.06Nmd≥31][1.0bEM-δ=14.7mmd4=64mm>18.05mm,故安全，确定d4 =64mm 初定轴承为深沟球轴承6207F r=22AHAV FF+=222845.103+=302.3N P=302.3N7 Ⅰ轴传递的转矩8 求危险截面的当量弯矩9 计算危险截面外的轴直径10 轴承的校核(1)径向载荷(2)额定动载荷(3)温度载荷系数及寿命1 d3和d6两轴承中心间距2 许用弯曲应力3Ⅱ轴所受外载荷C r=20.10KN (表8-140)f t=1(表16-9) f p=1.2(表16-10) 球轴承i=3=ξL h =()ξ=3)3.3022.1100050.251(⨯⨯⨯=1.95×106h要求寿命L h`=29200h L h>L h`安全,确定轴承取6207（二）Ⅱ轴的校核L=L3+L4+L5+L6-T=46+57+10+30-20=144mm取L4中点的横截面为C,C距d3上的轴承中心A为65mmC距d6轴承B为59mm45钢调质б-1b=60MPa(表14-3)F t==54100079.652⨯⨯=2436.6NF r= F t =2436.670=791.7N链传动对L1的压力F=F Q≈1.2=1783.2NF作用点D到A的距离AD=l1+l2+=92mmF AV=376.7NF BV=F r- F AV=791.7-376.7=415.0NM CV=F AV AC=24.49N mF AH=BCACCBFt+*=49524967.2436+⨯=1159.35NF BH=F t– F AH=1277.25NM CH= F AH AC=1159.35×65×10-3=75.36N mM AF=F *AD==1783.2×92×10-3= 164.05N m4 垂直面支承反力及弯矩5 水平支承反力及弯矩6 F力产生的弯矩7 合成弯矩8 求危险截面的当量弯矩9 计算危险截面的轴直径10 轴承的校核(1)径向载荷（2）额定动载荷（3）寿命(1)键的设计初定d3=50≥30.02mm 故d3=50mm安全Fr=22BHBV FF++F=2252.125461.456++1783.2=4325.2NP=Fr=4325.2NCr=27.50KN (表8-140)L h =()ξ=6.51×105 h要求寿命L h`=29000h L h>L h`安全,确定轴承取6210八、键联接设计选用A型普通平键（表10-10）（表10-9）d1=38mm,l1=80mm.键取b=14mm h=8mm c=0.4mm L=70mmd1=45mm,l1=110mm键取b=16mm h=8mm c=0.5mm L=93mmd4=66mm,L4=53mm 键取b=20mm h= 8mm c=0.5mm L=38mm轻微冲击［δP］=100~120MPaδP1==3.415 MPa<［δP］δP2==7.86MPa<［δP］δP4==13.116 MPa<［δP］故安全九:箱体的设计（一）减速器箱体的结构尺寸箱体用灰铸铁HT200制造,采用上下部分式结构,轴承座两旁设置凸台结构大齿轮d a=342mm箱体壁厚δ=10mm箱盖壁厚δ1=10mm上箱内顶壁与大齿轮齿顶圆间距△1=15mm小箱体内底壁与大齿轮齿顶圆间距为30~50mm,取30mm箱体外壁高415mm内壁高405mm箱体内侧壁与小齿轮两端间距△2=15mm小齿轮厚度b1=65mm箱体外壁厚=105mm箱体内宽度=95mm两齿中心距a=203mm,大齿轮da/2=171mm，小齿轮da/2=32.25mm 箱体外壁长=490mm①Ⅰ轴d1段②Ⅱ轴d1段③Ⅱ轴d4段(2)键的校核①Ⅰ轴d1段②Ⅱ轴d1段③Ⅱ轴d4段(1)箱体的结构型号(2) 铸造箱体的结构尺寸①δδ 1△ 1（2）△2（3）D2SC1C2L1(4)bb1内壁长=470mm轴承座外径D2=D+(5~5.5)d3=140~146mm取D2=144,D`=164轴承座旁联接螺栓距离S=113mmC1=16mmC2=14mm螺栓直径M10箱体外壁至轴承座端面的距离L1= C1+ C2+（5~8）=16+14+（5~8）取L1=38mm箱底凸缘厚度b=1.5δ1=15mm箱盖凸缘厚度b1=1.5δ=15mm箱底座凸缘厚度b2=2.5δ=25mm地脚螺栓直径a=100~200 ,d f=0.04a+δ=0.04142+δ=13.68mm取d f=14mm地脚螺栓数目n=6轴承座联接螺栓直径d1=0.75d f=10.5 取d1=10mm箱盖箱座联接螺栓直径d2=(0.5~0.6) d f=7~8.4 取d2=8mm轴承盖螺栓直径d3=6,n=4检查孔盖螺钉直径d4=6mm轴承盖凸台半径R1=C2=14mm轴承盖凸台高度h=50mm箱盖筋厚m1>0.85δ1=8.5.取m1=10mm箱座筋厚m≥0.85δ1=8.58。
锥齿轮减速器开式齿轮课程设计
锥齿轮减速器开式齿轮课程设计锥齿轮减速器是一种常见的减速器形式，广泛应用于工业生产和机械设备领域。
本文将以锥齿轮减速器开式齿轮课程设计为标题，介绍锥齿轮减速器的原理、结构和应用。
一、锥齿轮减速器的原理锥齿轮减速器是一种通过齿轮传动实现减速的装置。
其原理是利用齿轮齿面的啮合来传递动力和实现速度的转换。
锥齿轮减速器由两个或多个齿轮组成，其中一个齿轮为主动齿轮，另一个或其他齿轮为从动齿轮。
主动齿轮通过电机等动力源提供动力，从动齿轮则根据齿轮齿比的关系，实现速度的降低和扭矩的增加。
二、锥齿轮减速器的结构锥齿轮减速器的基本结构包括主动齿轮、从动齿轮、轴、壳体等组成。
主动齿轮和从动齿轮的齿轮啮合面呈锥面状，因此称为锥齿轮。
主动齿轮和从动齿轮通过轴连接，固定在壳体内。
壳体起到保护齿轮和润滑齿轮的作用。
三、锥齿轮减速器的应用锥齿轮减速器广泛应用于各个领域的机械设备中。
其主要作用是将高速低扭矩的动力转换成低速高扭矩的动力，满足不同设备对动力传递的需求。
锥齿轮减速器常见的应用有：1. 工程机械：如挖掘机、装载机等工程机械设备中的旋挖钻机、油泵等设备都需要锥齿轮减速器来提供动力传递和扭矩输出。
2. 冶金设备：在钢铁冶炼等生产过程中，需要锥齿轮减速器来提供转动动力，如炼钢转炉、连铸机、轧机等设备都需要减速器来实现动力传递。
3. 化工设备：在化工生产过程中，如搅拌机、搅拌缸、搅拌罐等设备需要锥齿轮减速器来提供稳定的动力输出。
4. 矿山设备：在矿山生产过程中，如破碎机、筛分机等设备需要锥齿轮减速器来提供高扭矩的动力输出。
5. 粮食机械：在粮食加工过程中，如破碎机、搅拌机、输送机等设备都需要锥齿轮减速器来提供动力传递和扭矩输出。
总结：锥齿轮减速器是一种常见的减速器形式，通过齿轮的啮合传递动力和实现速度的转换。
它具有结构简单、传动效率高、承载能力强等优点，在各个领域的机械设备中有着广泛的应用。
通过本文的介绍，相信读者对锥齿轮减速器的原理、结构和应用有了更深入的了解。
锥齿轮设计
摘要锥齿换向器广泛应用于现代机械产品之中，如航空、航天和工程机械传动系统，具有传动平稳，承载能力强等优点，有着非常可观的发展前景。
利用锥齿换向器传动机构的特点实现在电渣炉执行机构的换向，通过对电渣炉执行机构的结构设计和对其分析，是本课题主要学习和研究的内容。
该机构的原理主要是由一对轴交角为90°的锥齿轮通过相互啮合，实现传动角度的改变以及进给换向的目的。
为了满足该机构所体现出来的直观性，深入学习UG软件CAD/CAE，实现对锥齿换向器传动部件的三维参数化建模。
本课题的主要研究工作与成果：首先，从建立平面渐开线入手，建模锥齿轮，实现参数化造型。
再将轴、轴承以及箱体等部件依次建模，同时进行结构和强度设计计算；其次，在CAD装配模块中，将换向器各零部件自下而上完成装配；最后，利用CAE模块进行对该机构的分析。
关键词：换向器；锥齿轮；CAD参数化建模；CAE分析目录摘要 ............................................................错误!未定义书签。
目录 ............................................................错误!未定义书签。
第一章绪论 .......................................................错误!未定义书签。
UG/CAD .......................................................错误!未定义书签。
锥齿轮传动及应用...............................................错误!未定义书签。
第二章标准直齿锥齿轮及轴的相关计算................................错误!未定义书签。
标准直齿锥齿轮的几何参数相关计算..............................错误!未定义书签。
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开式锥齿轮传动设计实列（图表均参考《机械设计基础》第五版）
题目：某开式直齿锥齿轮传动载荷均匀，用电动机驱动，输入功率1.9KW ，输入转速10r/min ，传动比3.2，试设计此齿轮传动。
解：（1）选择材料确定许用应力
小齿轮用40MnB 调质处理，齿面硬度为241~286HBS,6001=FE σMPa （表11-1） 大齿轮用ZG35SiMn 调质处理，齿面硬度为241~269HBS,5102=FE σMPa （表11-1） 取25.1=F S （表11-5）
所以，[]4801
1==F FE F S σσMPa ，[]40822==F FE F S σσMPa
（2）因为是开式传动，所以按齿根弯曲应力进行设计
设齿轮按8级精度制造；取K=1.2(表11-3)；3.0~25.0=R φ，取0.25； 小齿轮上转矩661108145.11055.9⨯=⨯=n
P T N ·mm. 初选4.54,17121===iZ Z Z ，取54。
所以实际传动比176.317/54==μ
因为2tan δμ=（P70表4-5），所以954.0sin cos 21==δδ，298.0cos 2=δ 则81.17cos 1
11==δz z v ，54.1,02.311==ααS F Y Y （图11-8,11-9）； 04.181cos 2
22==δz z v ，85.1,16.222==ααS F Y Y []009689.0111=F S F Y Y σαα，[]
009794.0222=F S F Y Y σαα 所以，[]719.71)5.01(43222222
11
=∙+-≥F S F R R Y Y Z KT m σμφφαα
考虑磨损49.8%)101(*719.7=+=m 。
标准化为m=9
(3)尺寸计算略（P70表4-5）
主要计算分度圆直径，齿顶圆直径，齿根圆直径，锥距，齿宽（与直径相关尺寸保留小数点后三位）
（4）结构设计略（P183图11-18）。