機械設計減速器課程設計斜齒硬齒面8

1、傳動方案：電動機通過帶傳動輸入到雙級圓柱齒輪減速器，高速級齒輪與低速級齒輪都采用圓柱斜齒輪。低速級通過聯(lián)軸器與滾筒連接。2.2電動機選擇1. 計算滾筒的轉(zhuǎn)速工作機的轉(zhuǎn)速：n=65r/min 設計題目給定：滾筒直徑D= 380mm輸送帶速度V(m/s)= 1.3m/s 確定電動機的轉(zhuǎn)速二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為ni×n（8140）×655203900/min。3帶式輸送機所需的功率符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min、1500r/min。由參考文獻1中表h11查出有三種使用的電動機型號：表2-1 電動機性

2、能方案電動機型號額定功率（KW）電動機轉(zhuǎn)速n/(r/min)額定轉(zhuǎn)矩參考重量（Kg）同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132M-47.5150014402.2682Y160M-67.510009702.0119因此選擇電動機2。2.3傳動比分配1）總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為n/n970/6514.9232）分配傳動裝置傳動比×式中分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取4，則減速器傳動比為3.39根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為4，則3.392.4傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)的計算1） 各軸轉(zhuǎn)速n970r/min &

3、#160;970/4.4220r/min / 220/3.39=65r/min  （2）各軸輸入功率×7.5×0.967.425kW  ×2×7.425×0.98×0.957.13kW  ×2×2.97×0.98×0.956.85kW（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩×× =21.55×2.3×0.96=73.1 N·m×××=47.58×3

4、.24×0.98×0.95=309N·m×××=143.53×2.33×0.98×0.95=1006N·m3傳動零件的設計計算3.1齒輪傳動的主要參數(shù)和幾何參數(shù)計算3.1.1 高速級齒輪計算按照已經(jīng)選定的傳動方案，高速級齒輪選擇如下：1. 齒輪類型 選用斜齒圓柱齒輪傳動2. 齒輪精度等級 帶式輸送機為一般機器速度不高，按照2中表10-8，選擇7級精度（GB10095-88）3. 材料 由2中表10-1選擇：兩者材料硬度差為40HBS 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度280HBS大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)

5、硬度240HBS4. 試選擇小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) Z=i×Z=4.4×24=105.6 取Z=105 按齒面接觸強度設計：1. 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.6小齒輪轉(zhuǎn)矩 由文獻2中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)齒寬系數(shù)：由文獻2中表107知齒寬系數(shù)由文獻2中圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限；大齒輪接觸疲勞強度極限。計算應力循環(huán)次數(shù)由文獻2中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 計算接觸疲勞許應力取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1由文獻2中式10-12計算 試算小齒輪分度圓直徑 由文獻【2】中公式（10-9a）=41.08mm計算圓周速度 v=3.

6、096m/s計算齒寬b b=41.08mm計算齒寬與齒高比模數(shù)=1.66mm齒高h=2.25=3.74mm齒高比 b/h=10.98 計算載荷系數(shù)已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=3.096/s,7級精度，由圖108查得動載系數(shù)=1.11；由表104查的的計算公式和直齒輪的相同。用插入法查得7級精度、小齒輪相對非對稱布置時：=1.42 =1.35 = =1.4K=2.10計算當量齒數(shù) =/cos=26.27 =/cos=128.57查取齒型系數(shù)由表105查得=2.592；=2.161查取應力校正系數(shù)由表105查得=1.596；=1.811=0.0136 =0.01638=2.355 按齒根彎

7、曲強度計算 由文獻2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限。 由文獻2中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞安全系數(shù) 由2中式10-12 計算載荷系數(shù)K 查取齒形系數(shù)由2中表10-5查得：，。 查取應力校正系數(shù)由2中表10-5查得：，。計算大小齒輪的 大齒輪的數(shù)值大2. 設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積有關(guān)，可取由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)1.7136并根據(jù)GB13

8、57-87就近圓整為標準值，按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑。算出小齒輪的齒數(shù)： 圓整取27大齒輪的齒數(shù)Z2=Z1X4.4=119.03 高速級齒輪幾何尺寸計算分度圓直徑=55.5mm=244.3mm 中心距a=150 齒輪寬度b=55.5mm圓整后取，=55mm =60mm3.1.2低速級齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑 中心距 齒輪寬度 3.2軸的設計計算3.2.1初步設計輸出軸的結(jié)構(gòu) 1、確定軸的材料輸出軸材料選定為45號鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)。2求作用在齒輪上的力根據(jù)輸出軸運動和動力參數(shù)、低速級齒輪設計幾何尺寸及參數(shù)，計算作用在輸出軸的齒輪上的力：.初步確定軸的最小直徑 輸出軸最小直徑顯然是安裝

9、聯(lián)軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小故取，則：。初選聯(lián)軸器按照計算應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB 5014-85,選用型號為HL3的Y型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，孔徑，。3軸的結(jié)構(gòu)設計（1）根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度根據(jù)已確定的，由于g段軸長與半聯(lián)軸器的軸轂長相同，。為了使聯(lián)軸器以軸肩定位，故取f段直徑為。初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，故選用深溝球軸承（采用深溝球軸承的雙支點各單向固定）。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸

10、承6310（參考文獻1），其尺寸為，50mm。根據(jù)需要在軸承的一端制出一軸肩，同時考慮齒輪的軸向定位，故。選擇軸承端蓋，e=12mm，m=7mm，則端蓋厚度為e+m=19mm。由于軸承厚度為27mm，根據(jù)兩齒輪中心定位，且中速軸上的小齒輪端面與箱體內(nèi)壁為12mm，而軸承厚度為27mm，則。B段裝齒輪，則。C段用于齒輪的軸向定位，?？紤]到減速器箱體內(nèi)部空間寬度為151.5mm，則。A段安裝軸承，則。B段安裝齒輪，則。3.3滾動軸承選擇和壽命計算1）滾動軸承的選擇因軸承同時受朋徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根低速軸：據(jù)d=62查閱軸承目錄。因此選圓錐滾子軸承30313

11、。中間軸：選30308。高速軸：選30307。軸承壽命計算。三對軸承均為深溝球軸承，不會產(chǎn)生附加軸向力，軸向力由圓柱斜齒輪嚙合產(chǎn)生，經(jīng)過計算發(fā)現(xiàn)軸向力Fa/Fr均小于e，所以對三對深溝球軸承都有X=0,Y=1,即軸承當量動載荷就是其所承受的徑向力。左邊軸承壽命：當量動載P=Fr=4645.79N，接近6.46年，滿足要求。3.4鍵連接選擇和校核所有的鍵均采用45鋼，=130MPa軸：按軸徑=24選用A型平鍵，截面尺寸為b×h=8×7mm，鍵長70mm，選用一般鍵聯(lián)接，軸H9，轂JS9。強度校核：< ，故合格。對右邊的齒輪處：按軸徑=48選用A型平鍵，截面尺寸為b

12、15;h=14×9mm，鍵長40mm，選用一般鍵聯(lián)接，軸H9，轂JS9。強度校核：<，故合格。軸：對左邊齒輪處：按軸徑=50選用A型平鍵，截面尺寸為b×h=14×9mm，鍵長32mm，選用一般鍵聯(lián)接，軸H9，轂JS9。強度校核：<，故合格。對右邊齒輪處：按軸徑=50選用A型平鍵，截面尺寸為b×h=14×9mm，鍵長56mm，選用一般鍵聯(lián)接，軸H9，轂JS9。強度校核：<，故合格。軸：對左邊齒輪處：按軸徑=70選用B型平鍵，截面尺寸為b×h=20×12mm，鍵長50mm，選用一般鍵聯(lián)接，軸H9，轂JS9。強度

13、校核：<，故合格。對右邊聯(lián)軸器處：按軸徑=50選用B型平鍵，截面尺寸為b×h=14×9mm，鍵長63mm，選用一般鍵聯(lián)接，軸H9，轂JS9。強度校核：<，故合格。3.5聯(lián)軸器的選擇和計算1.類型選擇.為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器.2.載荷計算.公稱轉(zhuǎn)矩：T=95501763N.m查課本,選擇YL10型聯(lián)軸器，公稱扭矩Tn=1763N·m，J型軸孔，孔徑d1=50mm,d2=24mm。與軸配合為H7/r6，聯(lián)軸器軸孔長107mm，用8個M12普通螺栓固定。根據(jù)以上的計算選擇HL1和HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器3.6潤滑和密封形式的選擇當浸油齒輪圓周

14、速度v12m/s,軸承內(nèi)徑和轉(zhuǎn)速乘積時，宜采用油潤滑。為了使軸和齒輪能能夠被潤滑油潤滑。4 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設計和選擇4.1箱體附件的設計1）吊環(huán)螺釘、吊耳及吊鉤為便于拆卸及搬運，應在箱蓋上鑄出吊耳，并在箱座上鑄出吊鉤。2）啟蓋螺釘啟蓋螺釘?shù)闹睆揭话愕扔谕咕壜?lián)接螺栓的直徑，螺紋有效長度大于凸緣厚度。螺桿端部要做成圓柱形或大倒角、半圓形，以免啟蓋時頂壞螺紋。3）定位銷定位銷有圓柱形和圓錐形兩種結(jié)構(gòu)，一般取圓錐銷。高度為204）油標油標用來指示油面高度，常見的有油尺、圓形油標、長形油標等。一般采用帶有螺紋部分的油尺。油尺安裝位置不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出，不能太高以免與吊耳相干涉，箱座油尺座孔的傾斜位置應便于加工和使用。 5） 放油孔及螺塞在油池最低位置設置放油孔，螺塞及封油墊圈的結(jié)構(gòu)尺寸按照國標型號選擇。 4.2 箱體設計 采用HT200鑄造箱體，水平剖分式箱體采用外肋式結(jié)構(gòu)。箱內(nèi)壁形狀簡單，潤滑油流動阻力小，鑄造工藝性好，但外形較復雜。減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M18地腳螺釘數(shù)目查1 表11-14軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M14機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承