二级圆锥圆柱齿轮减速器设计(就这个)

机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器设计内容：（1）设计说明书（一份）（2）减速器装配图（1张）（3）减速器零件图（不低于3张系统简图：联轴器联轴器输送带减速器电动机滚筒原始数据：运输带拉力F=2100N，运输带速度sm6.1，滚筒直径D=400mm工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，两班制。环境最高温度350C；允许运输带速度误差为±5%，小批量生产。设计步骤：一、选择电动机和计算运动参数(一)电动机的选择1.计算带式运输机所需的功率：Pw=1000FV=10006.12100=3.36kw2.各机械传动效率的参数选择：1=0.99（弹性联轴器），2=0.98（圆锥滚子轴承），3=0.96（圆锥齿轮传动），4=0.97（圆柱齿轮传动），5=0.96（卷筒）.所以总传动效率：=2142345=96.097.096.098.099.042=0.8083.计算电动机的输出功率：dP=wP=808.036.3kw4.16kw4.确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围'i=8~25（华南理工大学出版社《机械设计课程设计》第二版朱文坚黄平主编），工作机卷筒的转速wn=40014.36.1100060dv100060=76.43r/min，所以电动机转速范围为min/r75.1910~44.61143.7625~8ninwd）（）（’。则电动机同步转速选择可选为750r/min，1000r/min，1500r/min。考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、及结构紧凑和满足锥齿轮传动比关系（3ii25.0i且），故首先选择750r/min，电动机选择如表所示表1型号额定功率/kw满载转速r/min轴径D/mm伸出长E/mm启动转矩最大转矩额定转矩额定转矩Y160M2-85.5720421102.02.0(二)计算传动比：1.总传动比：420.943.76720nniwm2.传动比的分配：iii，i25.0i=355.2420.925.03，成立355.2420.9iii=4(三)计算各轴的转速：Ⅰ轴r/min720nnmⅡ轴r/min73.305355.2720innⅢ轴r/min43.76473.305inn(四)计算各轴的输入功率：Ⅰ轴kw118.499.016.41dPPⅡ轴kw874.396.098.0118.432PPⅢ轴42PP=3.874×0.98×0.97=3.683kw卷筒轴kw573.399.098.0683.312PP卷(五)各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩mm1052.572016.41055.9n1055.946md6dNPT故Ⅰ轴99.051778.51dTT5.462mm104NⅡ轴mm102103.110355.296.098.046260.5i5432NTTⅢ轴mm10602.410497.098.021028.1i5542NTT卷筒轴mm10465.41099.098.0602.45512NTT卷二、高速轴齿轮传动的设计(一)选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按传动方案选用直齿圆锥齿轮传动2.输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。3.材料选择由《机械设计》第八版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著的教材表10—1选择小齿轮材料和大齿轮材料如下：表2齿轮型号材料牌号热处理方法强度极限屈服极限硬度（HBS）平均硬度Pa/MBa/MPS齿芯部齿面部（HBS）小齿轮45调质处理650360217~255236大齿轮45正火处理580290162~217189.5二者硬度差约为45HBS。4.选择小齿轮齿数1z25，则：875.5825355.2ziz12，取59z2。实际齿比36.22559zzu125.确定当量齿数36.2tancotu21036.67964.2221，14.27921.025coszz11v1，28.151390.059coszz22v2。(二)按齿面接触疲劳强度设计32121u5.0192.2dRRHEKTZ1.确定公式内的数值1)试选载荷系数8.1tK2)教材表10—6查得材料弹性系数a8.189MPZE（大小齿轮均采用锻钢）3)小齿轮传递转矩T5.462mm104N4)锥齿轮传动齿宽系数33.035.0b25.0RRR，取。5)教材10—21d图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a570lim1MPH；10—21c图按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限a390lim2MPH。6)按式(10—13)计算应力循环次数9h1110074.21030082172060jn60LN；891210788.836.210074.2uNN7)查教材10—19图接触疲劳寿命系数01.11HNK，05.12HNK。8)计算接触疲劳许用应力H取失效概率为1%，安全系数为S=1，则1H=a7.57557001.1lim11MPSKHHNa5.40939005.1lim222MPSKHHNHH=a6.49225.4097.575221MPHH1.232Ha6.492MPH取2.计算1)计算小齿轮分度圆直径1d（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）32121tu5.0192.2dRRHEKTZ=324236.233.05.0133.010462.58.16.4928.18992.2=87.470mm2)计算圆周速度m/s296.360000720470.8714.3100060ndvt13)计算齿宽b及模数m2136.233.0470.8721udb22t1RRR36.992mm4988.325470.87zdm1t1ntmm4)齿高mm8723.74988.325.2m25.2hnt699.48723.7992.36hb5)计算载荷系数K由教材10—2表查得：使用系数使用系数AK=1；根据v=3.296m/s、8级精度，由10—8图查得：动载系数VK=1.18；由10—3表查得：齿间载荷分配系数K=1FHKK；取轴承系数beHK=1.25，齿向载荷分布系数K=HHKK=875.15.1beHK所以：213.2875.1118.11HHVAKKKKK6)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径mm705.938.1213.2470.87dd33tt11KK7)就算模数：748.325705.93zdm11nmm(三)按齿根弯曲疲劳强度设计m3aa21211uz5.014FSFRRYYKT1.确定计算参数1)计算载荷213.2875.1118.11FFVAKKKKK2)查取齿数系数及应了校正系数由教材10—5表得：568.2a1FY，601.1a1SY；14.22FaY，83.12SaY。3)教材10—20图c按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳极限a4001MPFE；教材10—20图b按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限a3202MPFE。4)教材10—18图查得弯曲疲劳寿命系数92.091.021FNFNKK，。5)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4。a2604.140091.0111MPSKFEFNFa29.2104.132092.0222MPSKFNFNF6)计算大小齿轮的FSFYYaa并加以比较，1a1a1FSFYY=01581.0260601.1568.2，01862.029.21083.114.22a2a2FSFYY，大齿轮的数值大。2.计算（按大齿轮）3aa22121t1uz5.014mFSFRRYYKT=3222401862.0136.22533.05.0133.010462.5213.24=2.901mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模m大于由齿根弯曲疲劳强度的模数，又有齿轮模数m的大小要有弯曲强度觉定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。所以可取弯曲强度算得的模数2.901mm并就近圆整为标准值3mnmm（摘自《机械原理教程》第二版清华大学出版社4.11锥齿轮模数（摘自GB/T12368—1990）），而按接触强度算得分度圆直径1d=93.705mm重新修正齿轮齿数，235.313705.93mdzn11,取整33z1，则715.7733355.2ziz112，为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，12zz与一般应互为质数。故取整77z2。则实际传动比333.23377zzi121，与原传动比相差2.2%，且在%5误差范围内。(四)计算大小齿轮的基本几何尺寸1.分度圆锥角：1)小齿轮199.23zzarccot1212)大齿轮801.66199.239090122.分度圆直径：1)小齿轮mm99333zmd1n12)大齿轮mm231773zmd2n23.齿顶高mm3mm31mhhnaa4.齿根高mm6.3mm32.01mchhnaf5.齿顶圆直径：1)小齿轮mm515.1049191.03299cosh2dd1a11a2)大齿轮mm363.2333939.032231cosh2dd2a2a26.齿根圆直径：1)小齿轮mm382.929191.06.3299cosh2dd1f11f2)大齿轮mm164.2283939.06.32231cosh2dd2f2f27.锥距mm660.125773323zz2msin2mz222221R8.齿宽mm845.41660.125333.0bRR，（取整）b=41mm。则：圆整后小齿宽mm451B，大齿宽mm402B。9.当量齿数905.359191.033coszz11v1，481.1953939.077coszz22v210.分度圆齿厚mm71.42314.32ms11.修正计算结果：1)由教材10—5表查得：441.2a1FY，654.1a1SY；122.22FaY，862.12SaY。2)m/s730.3600007209914.3100060ndv1，再根据8级精度按教材10—8图查得：动载系数VK=1.18；由10—3表查得：齿间载荷分配系数K=1FHKK；取轴承系数beHK=1.25，齿向载荷分布系数K=HHKK=875.15.1beHK3)213.2875.1118.11HHVAKKKKK4)校核分度圆直径32121tu5.0192.2dRRHEKTZ=3242333.233.05.0133.010462.5213.26.4928.18992.2=94.0655)1a1a1FSFYY=01553.0260654.1441.2，01879.029.210