二级圆锥圆柱齿轮减速器机械课程设计

机械设计课程设计指南设计主题：二次圆锥-正齿轮减速器类级别：公制设置：学号：指导教师：机械设计课程设计计算指南计算过程和计算说明一、变速器的总体设计1.1确定传输方式二次圆锥-圆柱齿轮减速器设计工作条件：1.扬程，连续单向运行，且相对平稳，在室内工作，灰尘环境最高温度为35；使用折旧期限：8年；3.维修间隔，4年1大修，2年1中修理，6个月1次小修理；4.电源：电源，三相交流，电压380/220v；运输皮带速度容差%；6.制造条件和生产批量：一般机器工厂生产，少量批量生产原始数据：运输机工作主要扭矩：t=2300nm频带速度v=1.10m/s；鼓直径D=300mm选择1.2电动机1、选择电动机类型：y系列三相异步电动机2、选择电动机电源：(1)工作人员所需的电源：=FV/1000=2300x1.1/1000=2.53Kw(2)变速器的总效率：求和=耦合锥齿轮圆柱齿轮卷筒皮带4轴承=0.980.970.970.960.980.99=0.822)马达输出：Pd=P/总计=2.53/0.82=3.09kW3、确定电动机速度：工作轴运行速度计算：Nw=601000V/D=6010001.10/300=70.06r/min根据表14-2中建议的传动比范围，如果获取正齿轮和锥齿轮的单级减速器的传动比范围为23和35，则总传动比范围为Id=6 15。因此，电动机速度的选择范围为nd=I dnw=(6 15)70.06=420.36 1050.9 r/min符合此范围的同步速率为750和1000r/min。4、确定电动机模型如上所示，马达同步速度选项750和1000r/min，表8-2选择电动机模型作为Y132M1-6机。电动机的主要参数如下表所示型号额定功率/千瓦满载速度(r/min)同步速率(r/min)启动扭矩/额定扭矩Y132M1-6496010002.01.3动作参数和动态参数计算总传动比计算和各级传动比分配1)，总传输比：i=nm/nw=960/70.6=13.72)，各级变速比：分配锥度=3，I直线=4.563)计算每个轴的速度(r/min)N1=n=960N2=nI/i1=960/3=320N3=nII/i2=320/4.56=70n卷=nIII=704)计算每个轴的功率(kW)PI=Pd耦合=3.090.97=3P2=PI轴承锥齿轮=30.990.97=2.88P3=P2轴承正齿轮=2.880.970.99=2.77p体积=P3*轴承*耦合=2.770.990.99=2.685)计算每个轴扭矩(Nm)t0=9550 * PD/nm=95503.09/960=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、变速器的设计和计算2.1高速锥齿轮传动的设计计算(1)材料和热处理方法的选择减速器是普通减速器，尺寸锥齿轮材料为45钢淬火回火，大齿轮定热处理，表8-17中齿表面硬度为HBW1=217-255，HBW2=162-217，平均硬度为HBW1=236，HBW2(2)齿面接触疲劳强度设计计算由设计公式计算1)小齿轮的标称扭矩T1=29.84Nm2)选择载荷系数Kt=1.3到1.6相同的小齿轮悬臂设置，Kt=1.33)选取齿宽度系数以4)正齿轮，图9-2中的节点面积系数ZH=2.55)表8-19，弹性模量ZE=189.86)齿数比率u=37)许用应力计算公式：表8-4e、a检查接触放置限制8)大小齿轮的应力循环数分别为图8-5中确定的寿命系数ZN1=0.9，ZN2=1.05在表格中，确认安全系数SH=1.0选择=409.5MPa9)小齿轮的分度圆直径D3=72.4mm(3)确定齿数和模数选择Z1=25、Z2=u* Z1=3x25=75采用Z2=75大端模块m=mm，标准模块m=3大端分度圆直径推拔顶部距离为mm齿宽；需要B=36mm(4)齿根弯曲疲劳强度校核1) K=1.3 b=36 m=3 R=0.32)圆周力：n3)齿系数YF和应力修正系数Ys图8-8所示，y91=2.6 y02=2.12，图8-9；YS1=1.6 YS2=1.91允许的弯曲应力为图8-4f，b检查弯曲疲劳极限应力=210MPa=170MPa。图8-11检查寿命系数YN1=YN2=1，在表8-20中确定安全系数SF=1.25，因此：(5)计算锥齿轮传动的其他几何尺寸2.2低速螺旋圆柱齿轮的设计计算(1)材料选择、热处理方法大小齿轮均为45钢、小齿轮淬火和回火、大齿轮精火处理、表8-1中的齿面HBW1=217-255、HBW2=162-217。平均经度HBW1=236，HBW2=190。选择级别8精度。(2)驱动器主要尺寸的初步计算因为是软齿表面封闭传递，所以可以计算齿表面接触疲劳强度。1)小齿轮的传递扭矩为T3=85.95 Nm2)初步选取负载系数Kt=1.43)表8-18，齿宽系数4)表8-19所调查的弹性系数ZE=189.85)图9-2确定的初始螺旋角节点面积系数6)齿数比率u=4.567)选择；端面匹配度：图8-3中确定匹配系数图11-2中检查螺旋角系数8)许用应力计算公式：表8-4e、a检查接触放置限制9)大小齿轮的应力循环数分别为如果在图8-5中找到的寿命系数在表中确定为安全系数SH=1.0，则导入=429MPa初始小齿轮分度圆直径D3=60.49mm(3)确定驱动器大小1)计算载荷系数可在表8-21中确定为使用系数KA=1.0。在图8-6中发现的动态载荷系数Kv=1.15表示，如果在图8-7中确定了齿形载荷分布系数，则齿之间的载荷分布系数为：2)修改D3的mm3)确定系数导入Mn=34)以mm计算滚动尺寸中心距离。舍入a=215mm螺旋角由于值与选定值大不相同，因此修改了。图9-2中确定的节点面积系数ZH=2.43，结束匹配度为匹配系数可在图8-3和图11-2中确定M/s确定的载荷系数Kv=1.1，因此载荷系数k值保持不变导入Mn=3中心距离为：需要A=215mm螺旋角修改完成(4)牙根疲劳强度检查齿根弯曲疲劳强度条件为：1)，T3=85950 Nmm，d3=77.4mm2)齿宽b=b4=95mm3)齿系数YF和应力修正系数YS，等效齿数为：图8-8显示在图8-9中(4)在图8-10中，匹配度系数在图11-3中查找螺旋角系数5)允许的弯曲应力可以在图8-4f、b检查弯曲疲劳极限应力图8-11检查寿命系数YN3=YN4=1、表8-20中确定为安全系数SF=1.25。(5)齿轮传动的其他几何尺寸计算端面系数齿高齿根高度=(1 0.25)x3=3.75mm全齿高h=ha hf=6.75mm塔间隙齿圆直径齿根圆直径三、齿轮的力计算(1)高速齿轮传动中的力1)已知条件下高速轴传递的转矩T1=29840 Nmm，速度n1=960r/min，小齿轮节圆直径d1=75mm，2)锥齿轮1的作用力主力是径向力：垂直力：4)锥齿轮2的作用力锥齿轮2的圆周力、径向力和轴向力与锥齿轮1的圆周力、径向力和轴向力大小相同，方向相反。(2)高速齿轮传动中的力(1)已知条件中间轴的传递转矩T2=85950Nmm，速度n2=320r/min，低速锥齿轮圆柱齿轮的螺旋角，锥齿轮3的轴向力和锥齿轮2的轴向力为低速齿轮的右侧旋转，以相互抵消部分，大齿轮左撇子，小齿轮的分度圆直径D3=770(2)齿轮3的力原主力包括：径向力：轴向力：垂直力：(3)齿轮4上的力：从动轮齿轮4上的每个力与驱动齿轮3上的力大小相同，作用方向相反四、轴的设计和计算高速轴的设计计算1.已知条件：在高速轴上传输的功率P1=3KW，T1=29840 Nmm，n1=960r/min，小齿轮大分度圆直径d1=75mm，齿宽度中点处分也是圆直径，齿轮宽度b=36mm2.传递功率不大，对重量级结构没有特殊要求，选择材料为45钢，调制处理3.首次计算轴直径，将表9-8计算为C=106-135，将曲线C=118轴和皮带轮连接、键槽、轴直径增加3%-5%，轴端最细的直径：4.结构设计(1)在联轴器和轴段1轴段1上安装联轴器。此段必须根据联接轴选择进行同步。在表8-37中，使用载荷系数Ka=1.5计算转矩，如下所示：表8-38中确定的GB/t5014-2003 lx11以12-24mm范围内的轴为基准，d=22mm，耦合直径22mm轴长度y-孔轴a-键，耦合起始代码LX1 22x52GB/T 5014(2)轴承和轴段2和4设计。耦合凸肩设计，使用凸肩高度，轴段2的轴直径：其值小于3m/s的轴圆周速度，毛皮环油封、检查表格8-27备用35JB/ZQ4606-1997、轴承段直径为28mm、推拔滚子轴承30207(从表格9-9取得的内部轴承直径d=25mm外径D=52mm)D=25mm，轴段长度应略短于轴承内圈宽度，使用L2=15mm通常，一个轴上的两个轴承的型号为d4=25mm，L4=15mm(3)轴段3为轴承提供定位功能，指定段直径为轴承定位轴肩直径d3=31mm(4)齿轮和轴段5的设计，在轴段5上安装齿轮，在小齿轮的轴段上使用悬臂结构，d5=25mm。锥齿轮大端半径端面和轴承杯端面距离、轴承杯肩套c=6mm、齿轮大端半径端面的距离、根据齿轮结构，40mm、轴和齿轮连接段比齿轮毂孔短一些，差异为0.75mm，则为：L5=40 8 6 16.5-16-0.75=53.5mm(5)轴段1和6的长度由表4-1表示。底盒壁厚具有端盖和轴承之间的调整垫片厚度，轴承盖法兰厚度Bd=10mm，轴承端盖表面上联接轮毂孔端距离K=10mm，轴承法兰安全面与轴承左侧的距离l4=25.5mm，轴段1端面与联接器左端的距离1.75等于L1=52 10 12 25.5在“值范围”下，选择“L3=120mm”合格了。中间轴的设计和计算1.已知条件p2=2.88kw，速度n2=320r/min，锥齿轮大端分度圆直径d2=225mm，相应齿宽中点处置也是圆直径d3=104.38mm，齿轮宽度b3=120mm2.如果传递功率不大，则C=106到135mm，如果C=110mm:3.结构设计(1)作用于轴段1和轴段5的设计齿轮上的较大轴向力和圆周、可选圆锥滚子轴承、临时轴承30207、表9-9中轴承内径d1=30mm、外径D=62mm、T=17.25mm、17.25mm内环位置直径da=36mm外环位置直径Da=53mm，轴承力对轴线的作用点和外环大面的距离a3=13.8，d1=30mm。一个轴上的两个相同轴承使用相同的型号(d5=30mm)(2)齿轮轴段2和4旨在方便齿轮安装，D2和D4必须分别在D1和D5处d2=d4=38mm，齿轮毂宽度范围(1.2到1.5)d4=45.6到57mm，l4=52mm略微超出若要使套筒端面向上指向齿轮端面，轴段2和轴段4的长度必须略短于相应齿轮的轮毂，并且b3=104mm、L2=115mm、L4=50mm(3)轴段3旨在为计数器轴的两个齿轮提供定位，轴肩高度范围(0.070.1)d2=2.663.8mm为h=3mm，因此使用d3=d2 2h=42mm，长方体的两个内侧壁绕高速轴镜像，测量宽度为196mm的Bx(4)轴段1和轴段5的长度是轴段1的长度，因为内部轴承端面远离长方体的内壁。轴段5的长度低速轴的设计计算1.已知：P3=2.77kw，n3=70r/min，t1=377.