機械設計減速器課程設計斜齒硬齒面

1、設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)。采用V帶傳動及兩級圓柱齒輪減速器。1. 傳動系統(tǒng)參考方案（見圖）帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過V帶傳動將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。2. 原始數(shù)據(jù)：輸送帶轉(zhuǎn)矩T=900N.m輸送帶工作速度v= 1.3m/s （允許誤差±5%）輸送機滾筒直徑d= 380mm減速器設計壽命為10年。、工作條件：兩班制，常溫下室內(nèi)連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)；三相交流電源，電壓為380/220伏。二、傳動系統(tǒng)方案的擬定（一）、電動機的選擇一、 選擇電動機，確定傳動方案及計算運動參數(shù)：2.1電動機的選擇：（1）、選擇

2、電動機類型：按工作要求和條件，封閉式結(jié)構(gòu)，選用一般用途的Y(IP44)系列三相異步電動機。它是臥式封閉結(jié)構(gòu)。（2）、選擇電動機的容量： 傳動系統(tǒng)參考方案，如下圖：圖211 傳動方案簡圖電動機所需工作功率按式（1）由式.(2) 由（1）、（2）兩式可得P由電動機至運輸機的傳動總效率為：=10.23.32.42.5 式中：、分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取=0.96，=0.98（滾子軸承），=0.97（齒輪精度為8級，不包括軸承效率），=0.99（彈性聯(lián)軸器），=0.96（卷筒效率）則：=10.23.32.42.5=0.993*0.972*0.992*0.96=0.886P

3、=Pw/=6.126/0.886=6.92 kw(3) 、確定電動機轉(zhuǎn)速：（卷筒速度）Nw=60X1000v/(D)=65r/min (kw)按表1推薦的傳動比合理范圍取V帶傳動的傳動比i=2-4,二級圓柱齒輪減速器的傳動比i=8-40,則總傳動比合理范圍為i=8-60,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 =520-3900r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500、3000根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關手冊查出有四種適用的電動機型號，因此有2種傳動比方案，如下表：方案電動機型號額定功率kW電動機轉(zhuǎn)速r/min電動機重量N同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132M-475150014408102Y160M-

4、67.510009701190綜合考慮選電動機如下表：型號額定功率kW滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y160M-67.52.02.02.2 2.2傳動比的分配及轉(zhuǎn)速校核由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)遞和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為總傳動比為各級傳動比、的乘積，即：分配總傳動比，即各級傳動比如何取值，是設計中的重要問題。傳動比分配得合理，可使傳動裝置得到較小的外廓以減小動載荷或降低傳動精度等級；還可以得到較好的潤滑條件。要同時達到這幾方面的要求比較困難，因此應按設計要求考慮傳動比分配方案，滿足某些主要要求。分配傳動比時考慮以下原則：（1） 各級傳動的傳動比應在合理范圍內(nèi)，不超出

5、允許的最大值，以符合各種傳動形式的工作特點，并使結(jié)構(gòu)比較緊湊。（2） 應注意使各級傳動件尺寸協(xié)調(diào)，結(jié)構(gòu)均稱合理；例如，由帶傳動和單級圓柱齒輪減速器組成的傳動裝置中，一般應使帶傳動的傳動比小于齒輪傳動的傳動比。如果帶傳動的傳動比過大，就有可能使大帶輪半徑大于減速器中心高，使帶輪與底架相碰。（3） 盡量使傳動裝置外廓尺寸緊湊或重量較小。如圖所示二級圓柱齒輪減速器，在總中心距和總傳動比相同時，粗實線所示方案具有較小的外廓尺寸，這是由于較小時低速級大齒輪直徑較小的緣故。（4） 盡量使各級大齒輪浸油深度合理。在臥式減速器設計中，希望各級大齒輪直徑相近，以避免為了各級齒輪都能浸到油，而使某級大齒輪浸油過深

6、造成攪油損失增加。通常二級圓柱齒輪減速器中，低速級中心距大于高速級，因而為使兩級大齒輪直徑相近，應使高速級傳動比大于低速級。（5） 要考慮傳動零件之間不會干涉碰撞。如圖所示，圖1中的卷揚機開式齒輪的傳動比比較合理。如果傳動比太小以致大齒輪直徑小于卷筒直徑D時，則將使小齒輪與卷筒產(chǎn)生干涉，并不便于大齒輪齒圈與卷筒的連接；圖2中的二級圓柱齒輪傳動中，由于高速級傳動比太大，例如> 2，致使高速級大齒輪與低速軸相碰。電動機型號為Y160M-6，滿載轉(zhuǎn)速nm=970r/min（1） 總傳動比i=970/65=14.923（2） 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

7、尺寸不致過大減速器傳動比為i1=4.4i2=3.39（3） 分配減速器的各級傳動比按展開式布置。考慮潤滑條件，為使兩極大齒輪直徑相近，由圖可查得i1=4.4，則i2=3.392.3、減速器各軸轉(zhuǎn)速、功率、轉(zhuǎn)矩的計算為進行傳動件的設計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。如將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸、軸，以及則可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)。（1） 各軸轉(zhuǎn)速 r/min式中：電動機滿載轉(zhuǎn)速； 電動機至軸的傳動比。以及 r/min r/min其余類推。軸 nO=970r/min軸 nI=970 r/min軸 nII =220r/min卷筒軸 nIII =65r/m

8、in（2） 各軸輸入功率由圖211所示，為各軸間功率關系。 kW ， kW ， kW ， kW ，式中、分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動和聯(lián)軸器的傳動效率。軸 PO=7.5kw軸 PI=7.435 KW軸 PII=7.13KW卷筒軸 PIII=6.85KW（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 N·m其中為電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩，按下式計算： N·m所以 N·m N·m N·m N·m同一根軸的輸出功率（或轉(zhuǎn)矩）與輸入功率（或轉(zhuǎn)矩）數(shù)值不同（因為有軸承功率損耗），需要精確計算時應取不同數(shù)值。軸 TO=73.84N.m軸 TI=73.1 N.m軸 TII=309

9、.5N.m卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩 TIII=1006.4N.m軸的輸出轉(zhuǎn)矩則分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98，例如軸的輸出轉(zhuǎn)矩為TI=73.1 N.m，其余類推。三、傳動零件的設計計算3.1齒輪傳動的設計（一）、高速級齒輪傳動設計計算1選精度等級、材料及齒數(shù)1）按圖所設計的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用6級精度（GB10095-88）。3）材料選擇由表10-1選得大、小齒輪材料均為40Gr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為4855HRC。4）選小齒輪齒數(shù)=18，大齒輪齒數(shù)=4.4X18=79，取=79。2按齒面接觸強度設計，按式 dlt=2.323KT1

10、/d*(u±1)/u(Ze/H)2試算。（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試算。3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1=95.5X105X7.475/970=7.31X104Nm4）由表10-7選取齒寬系數(shù)=0.8。5）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。6）由圖10-21c查得 ；7）由式計算應力循環(huán)次數(shù)。=60×970*(2*8*300*10)=2.79X109N2=6.35X1088）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。9）計算接觸許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，有式得10）由圖10-26查得=0.77，=0.81，則=+=1.58。11）許用接觸應力（2）計算1）

11、試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得dlt=39.863mm2）計算圓周速度。V=2.025m/s3）計算齒寬b及模數(shù)。b=d *dlt=31.89mt=2.215mmh=4.984mmb/h=6.44）計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)，根據(jù)V=2.025，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.09；由表10-4查得KH尾=1.287由圖10-13查得KF=1.22；由表10-3查得。故載荷系數(shù)K=1.46）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得dl=40.897）計算模數(shù)。m=d/z=2.272mm3按齒根彎曲強度設計由式（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。K=1.712）查取齒形系

12、數(shù)。由表10-5查得YFa1=2.91； YFa2=2.223）查去應力校正系數(shù)。由表10-5查得YSa1=1.53； YSa2=1.774）由圖10-20c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限；5）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；6）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式得F1=376.43MPaF2=389.7MPa7）計算大、小齒輪的，并加以比較得小齒輪的數(shù)值大。8）設計計算m(2x1.71x7.31x104/0.8x182)x0.01183)對比計算結(jié)果，有齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mt大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mt=2.5mm，已可滿足彎曲強度。但是為了

13、同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d1=42.5來計算應有的齒數(shù)。于是由Z1=d1/m=17取=17，則z2=75。4幾何尺寸計算（1）計算中心距a =115mm將中心距圓整為115mm。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d 1=z1m=42.5mmd 2=z2m=187.5mm（4） 計算齒輪寬度b =dxd1=0.8x42.5=34mm圓整后取B2=35mm；B1=40mm。（二）、高速級齒輪傳動的幾何尺寸高速級齒輪傳動的幾何尺寸歸于下表：名稱計算公式結(jié)果模數(shù)m2.5分度圓直徑42.5187.5分度圓壓力角齒頂圓直徑da1=m(z+2)48.75da2=m(z+2)193.

14、75齒根圓直徑df1=m(z-2.5)37.5df2=m(z-2.5)182.5中心距115齒寬3540（三）、低速級齒輪傳動設計計算1選精度等級、材料及齒數(shù)1）按圖所設計的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用6級精度（GB10095-88）。3）材料選擇由表10-1選得大、小齒輪材料均為40Gr，并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為4855HRC。4）選小齒輪齒數(shù)=18，大齒輪齒數(shù)=3.39×18=61，取=61。2按齒面接觸強度設計，按式試算。（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試算Kt=1.3。3）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1=3.095x105Nm4

15、）由表10-7選取齒寬系數(shù)=0.8。5）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。6）由圖10-21c查得 ；7）由式計算應力循環(huán)次數(shù)。=60×220×1×（2×8×300×10）=6.336×N2=1.869x1088）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.915；KHN2=0.935。9）計算接觸許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，有式得1=1006.5MPa2=1028.5MPa10）許用接觸應力H=1017.5MPa（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得dlt=65.65mm2）計算圓周速度。V=

16、0.756m/s3）計算齒寬b及模數(shù)。b=0.8x65.65=52.52mmmt=3.65h=8.21mmb/h=6.45）計算載荷系數(shù)K。已知使用系數(shù)，根據(jù)V=0.756m/s，6級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得；由圖10-13查得KF尾=1.21；由表10-3查得。故載荷系數(shù)K=1.335156）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得d1=66.24mm7）計算模數(shù)mt。mt=d/z=3.683按齒根彎曲強度設計（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。K=1.2522）查取齒形系數(shù)。由表10-5查得YF1=2.91;YF2=2.28； 3）查去應力校正系數(shù)。由表10-

17、5查得；4）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式得F1=434F2=442.8575）計算大、小齒輪的，并加以比較 小齒輪的數(shù)值大。6）設計計算mt=3.13對比計算結(jié)果，有齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mt大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mt=3.13，已可滿足彎曲強度。但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d1=66.5來計算應有的齒數(shù)。于是由=19，則z2=644幾何尺寸計算（1）計算中心距a=145.25mm將中心距圓整為145mm。（2）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=66.5mm d2=224mm（5） 計算齒輪寬度b=53.2mm

18、圓整后?。?。（四）、低速級齒輪傳動的幾何尺寸低速級齒輪傳動的幾何尺寸歸于下表：名稱計算公式結(jié)果模數(shù)m3.5分度圓直徑66.5224分度圓壓力角齒頂圓直徑da1=m(z+2)75.25da2=m(z+2)232.75齒根圓直徑df1=m(z-2.5)54.4df1=m(z-2.5)217中心距145齒寬55603.2軸的設計（一）、高速軸（一）、高速軸的設計通過初步的計算，所以選用齒輪軸。1高速級軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩P1=7.425KWT1=7.31X104 NmN1=970r/min2求作用在齒輪上的力d1=42.5mm而 Ft1=3440N Fr1=1252N3初步確定軸的最小直徑先按式初

19、步估算軸的最小直徑。因是齒輪軸，所以材料和齒輪一樣，所以材料為40Gr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取=100，于是的dmin=52.9mm4 軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如下圖。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足軸向定位要求，軸段右端需制出一軸肩，故取的直徑dIi-IIi=62mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=140。V帶輪與軸配合的轂孔長度L1=107mm，為了保證軸端擋圈只壓在V帶輪上而不壓軸的端面上，現(xiàn)取LI=105mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向里和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)dII-III

20、=65mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級深溝球軸承6313，尺寸為d×D×T=65X140X33,故dIII-iv=65mm;而L=33mm。3）已知軸為齒輪軸則+37=77mm，已知齒輪輪轂的寬度為60mm，為故L=56。4）軸承端蓋的總寬度設為12mm。根據(jù)設計的減速器及已知的輪轂寬度，再假設共動軸承的位置，與箱體內(nèi)比有一段距離s=10mm。（3）軸上零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。聯(lián)軸器與軸的連接，選用6mm×6mm×70mm，V帶輪的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此外選軸的直徑尺寸公差

21、為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°各軸肩的圓角半徑見下圖。3精度校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面從英里集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面上雖然應力最大，但應力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面也不必校核。截面和顯然更不必校核。（2）截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面右側(cè)的彎矩M為：截面上的扭矩T為：截面上的彎曲應力：截面沙鍋難道扭轉(zhuǎn)切應力：軸的材料為40Gr，調(diào)質(zhì)處理。由表1

22、5-1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按附表3-2查取。因，經(jīng)查值后可查得，。又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系列為，故有效應力集中系數(shù)按式，得：，由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為，軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式，得綜合系數(shù)為，。又由§3-1及§3-2得合金鋼的特性系數(shù)，。于是，計算安全系數(shù)值，得，故可知其安全。（3）截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)：彎矩M為：扭矩T為：彎曲應力：截面沙鍋難道扭轉(zhuǎn)切應力：過盈配合出的，由附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面

23、質(zhì)量系數(shù)為，故綜合系數(shù)為：，所以軸在截面左側(cè)的安全系數(shù)為，故該軸在截面左側(cè)的強度也足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度膠合。（二）、中間軸（一）、中間軸的設計1中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩P1=7.425KWP2=7.13KWT1=7.31X104NMT2=3.095X105NmN1=970r/m2求作用在齒輪上的力d1=66.5mm d2=187.5mm而 Ft1=3440N Ft2=3301.3NFr1=1252N Fr2=1201.6N3初步確定軸的最小直徑先按式初步估算軸的最小直徑。因是齒輪軸，所以材料和齒輪一樣，所以材料為40Gr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，

24、取=100，于是的dmin=35mm。選取軸承代號6306的軸承，d×D×T=30X72X19mm。4軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如下圖。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）由高速級確定L1=19 L2=100 L3=4 L4=36 L5=39 L6=50 L7=35mm2）再取d1=30 d2=37 d3=42 d4=36 d5=30 d6=28 d7=24（3）軸上零件的周向定位齒輪的周向定位均采用平鍵連接。齒輪與軸的連接，選用10x8x22, 8x7x25。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為2×45°各軸肩的圓角半徑見下圖。（三）、低速軸（一）、低速軸的設計1高速級軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩P3=6.85KWN3=65r/minT3=1x106Nm2求作用在齒輪上的力d1=224mm而 Ft=8985.7NFr=3270.5N3初步確定軸的最小直徑先按式初步