二级圆锥圆柱齿轮减速器机械课程设计

机械设计课程设计说明书设计题目：二级圆锥-圆柱齿轮减速器班级：设计者：学号：指导教师：2机械设计课程设计计算说明书计算过程及计算说明一、传动装置总体设计1.1传动方案确定设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器工作条件：1．两班制，连续单向运行，在和较平稳，室内工作，有粉尘环境最高温度为35C；2．使用折旧期：8年；3．检修间隔期，四年一大修，两年一中修，半年一次小修；4．动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5．运输带速度允许误差5%；6．制造条件及生产批量：一般机械厂生产，小批量生产原始数据：运输机工作周转矩：T=2300N·m；带速V=1.10m/s；滚筒直径D=300mm1.2电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机注释及说明T=2300N·mV=1.10m/sD=300mm32、电动机功率选择：（1）工作机所需功率：wP=FV/1000=2300x1.1/1000=2.53Kw(2)传动装置的总效率：η总=η2联轴器×η圆锥齿轮×η圆柱齿轮×η卷筒×η皮带×η4轴承=0.982×0.97×0.97×0.96×0.98×0.994=0.822)电动机的输出功率：Pd=PW/η总=2.53/0.82=3.09kW3、确定电动机转速：计算工作机轴工作转速：nw=60×1000V/πD=60×1000×1.10/π×300=70.06r/min按表14-2推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动的一级减速器传动比范围为2~3和3~5，则总传动比范围为I’d=6~15。故电动机转速的可选范围为nd=I’d×nw=（6~15）×70.06=420.36~1050.9r/min符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。4、确定电动机型号由上可见，电动机同步转速可选750和1000r/min,查表8-2选取电动机型号为Y132M1-6机。电动机的主要参数见下表PW=2.53kWη总=0.82Pd=3.09kWnw=70.06r/min电动机型号132M1-64型号额定功率/kW满载转速(r/min)同步转速（r/min)启动转矩/额定转矩Y132M1-6496010002.01.3运动参数及动力参数计算计算总传动比及分配各级的传动比1)、总传动比：i=nm/nw=960/70.6=13.72)、分配各级传动比:取i锥=3，i直=4.563）计算各轴转速（r/min）n1=nm=960n2=nI/i1=960/3=320n3=nII/i2=320/4.56=70n卷=nIII=704）计算各轴的功率（kW）PI=Pd·η联轴器=3.09×0.97=3P2=PI·η轴承·η圆锥齿轮=3×0.99×0.97=2.88P3=P2·η轴承·η圆柱齿轮=2.88×0.97×0.99=2.77P卷=P3*η轴承*η联轴器=2.77×0.99×0.99=2.685）计算各轴扭矩（N·m）T0=9550*Pd/nm=9550×3.09/960=30.73TI=9550*PI/nI=29.84T2=9550*P2/n2=85.95T3=9550*P3/n3=377.9T卷=9550*P卷/nW=365.63二、传动件的设计计算2.1高速级锥齿轮传动的设计计算i总=13.7i1=3i2=4.56nI=960r/minn2=320r/minn3=70r/minn卷=n3=70PI=3KwP2=2.88kWP3=2.77kWP卷=2.68kWTd=30.73N·mTI=29.84N·mT2=85.85N·mT3=377.9N·mT卷=365.6N·m5（1）选择材料和热处理方式该减速器为通用减速器，选择大小锥齿轮材料为45钢调质，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度为HBW1=217-255，HBW2=162-217，平均硬度HBW1=236，HBW2=190，选用8级精度。（2）齿面接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算即32211)()15.01(u85.04HHERRtZZKTd1)小齿轮的名义转矩T1=29.84N·m2）选取载荷系数Kt=1.3~1.6同小齿轮悬臂设置，取Kt=1.33)选取齿宽系数，取1.1d4)直齿轮，由图9-2查的节点区域系数ZH=2.55)由表8-19，查的弹性系数ZE=189.8MPa6）齿数比u=37）许用应力计算公式:HHNHSZlim；由表8-4e，a查得接触批量极限MPaH5801limMPaH3902lim8)大小齿轮的应力循环次数分别为911108.18250820.19606060xxxxxxxaLnNh891121063108.1xxuNN由图8-5查得寿命系数ZN1=0.9，ZN2=1.05;由表查得安全系数SH=1.0则有MPaMPaxSZHHNH52215809.01lim1MPaMPaxSZHHNH5.409139005.122limT1=29.84N·mKt=1.31.1dZH=2.5ZE=189.8MPaH=409.5MPa6取H=409.5MPa9)初算小齿轮的分度圆直径d3得32211)()15.01(u85.04HHERRtZZKTd=322)5.4095.28.189()3.05.01(33.085.0298403.1x4xxxxxxx=72.4mm（3）.确定齿数和模数选取Z1=25,Z2=u*Z1=3x25=75取Z2=75大端模数m=88.2257211Zdmm，取标准模数m=3大端分度圆直径mmxmxZ7275253d11mmxd2257532锥顶距为5.118132751222xudRimm齿宽55.355.1183.0xRbR；取b=36mm（4）校核齿根弯曲疲劳强度psbmFFR1FYY)5.01(85.0KFt1)K=1.3b=36m=3R=0.32)圆周力：16.936)3.05.01(752984002)5.01(211txxxdTFRN3)齿形系数YF和应力修正系数Ystd172.4mmZ1=25Z2=75M=2.88mmd1=75mmd2=225mmR=118.5mmb=36mmTtF=936.16N734.237cos32.26cos单量齿数316.013111cos95.01331cos222111222221ZZZZuuuVV由图8-8得YF1=2.6YF2=2.12,由图8-9；YS1=1.6YS2=1.91许用弯曲应力FFNFSYlim由图8-4f,b查得弯曲疲劳极限应力为1limF=210MPa2limF=170MPa.由图8-11查得寿命系数YN1=YN2=1，由表8-20查得安全系数SF=1.25，故：122211112lim221lim1116.63)5.01(85.0896.646.16.2)3.05.01(33685.016.9363.1)5.01(85.013625.1170116825.12101FSFRFFSFRFFNFFNFMPaYYbmKFtxxxxxxYYbmKFtMPaxSFYMPaxSFY（5）计算锥齿轮传动其他几何尺寸mmmddmmmddmmmddmmmddmmmcmmmhmmmhffaafa72.222cos4.216.68cos4.2896.226cos269.80cos26.02.06.32.1322211122211111FF22FF满足齿根弯曲疲劳强度ha=3mm82.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算（1）选择材料，热处理方式大小齿轮均使用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-1得齿面HBW1=217-255，HBW2=162-217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190,.选用8级精度。（2）初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，齿面接触疲劳强度可以计算：3233)(1.2HBHEdZZZZuuKTd1)小齿轮的传递转矩为T3=85.95N·m2)初选载荷系数Kt=1.43)由表8-18，取齿宽系数1.1d4)由表8-19查得弹性系数ZE=189.8MPa5)初选螺旋角12，由图9-2查的节点区域系数46.2HZ6)齿数比u=4.567)选11456.425u，25343xxZZZ；端面重合度：69.112cos11412312.388.1cos1z12.388.143az由图8-3查得重合度系数775.0EZ由图11-2查得螺旋角系数99.0BZ8)许用应力计算公式:HHNHSZlim；由表8-4e，a查得接触批量极限MPaH5801limMPaH3902lim9）大小齿轮的应力循环次数分别为hf=3.6mmc=0.6mmda1=80.69mmda2=226.896mmdf1=86.16mmdf2=222.72mmT3=85.95N·mKt=1.41.1dZE=189.8MPa46.2HZu=4.56253Z1144Za=1.6998231014.68250820.13206060xxxxxxxaLnNh882341035.156.41014.6xxiNN由图8-5查得寿命系数1.1，03.143NNZZ由表查得安全系数SH=1.0，则有a42913901.14.597158003.14lim443lim33MPMPaxSZMPaMPaxSZHHNHHHNH取H=429MPa初算小齿轮分度圆直径d3得323233)42999.0775.046.28.18956.4156.41.1859504.12()][(12xxxxxxxZZZuuTKdHHEdtt=60.49mm（3）确定传动尺寸1)计算载荷系数由表8-21查得使用系数KA=1.0,01.1/10006032049.6014,310006021smxxxxnxdv由图8-6查得动载荷系数Kv=1.15由图8-7查得齿向载荷分配系数11.1K由表8-22查得齿间载荷分配系数2.1aK，则载荷系数为：53.1vaAKKKKK2）对d3修正3.624.153.149.6033xKKdxdtmm3)确定模数43.22512cos3.62cos33xzdmn775.0EZ99.0BZ3H=597.4MPa4H=429MPammdt49.603V=1.01m/s10取mn=34）计算传动尺寸中心距为19.21312cos2)11425(3cos2)(43xxzzmanmm.取圆整a=215mm螺旋角3.14215213932)(arccos43xxazzmn因值与所选值相差较大，对进行修正。由图9-2查得节点区域系数ZH=2.43，端面重合度为67.13.14cos)1141251(2.388.1cos)11(2.388.143zza由图8-3查得重合系数78.0Z，由图11-2查得螺旋角系数98.0ZmmxxxxxxxZZZuuKTdHHEdt3.6242998.078.046.28.18956.4156.41.18595053.12)][(1233233因04.11000603203.6214.310006023xxxxndvtm/s由图8-6查得载荷系数Kv=1.1，载荷系数K值不变mmxzdmn4.225969.03.62cos33取mn=3中心距为：19.2