斜齒輪減速器說明書

1、已知Y系列三相異步電動機驅(qū)動，輸出功率，滿載轉速，從動輪轉速，雙班制工作，傳動水平布置。1. 確定輸出功率帶式傳送機載荷變動小，故查表得工況系數(shù)2. 選取V帶型號根據(jù)，參考圖3.16及表3.3選帶型及小帶輪直徑，選A型V帶3. 計算傳動比i ：4. 確定帶輪直徑、 （1） 選小帶輪直徑參考圖3.16及表3.3選取（2） 驗證帶速v，在（525m/s）之間，滿足條件（3） 確定從動輪基準直徑（4） 計算實際傳動比i當忽略滑動時：與理論傳動比相同，合格5. 定中心距a和基準帶長Ld（1） 初定中心距即?。?） 計算帶的計算基準長度查表3.2取標準值（3） 計算實際中心距a（4） 確定中心距調(diào)整范圍

2、6. 驗算包角經(jīng)計算，小帶輪包角取值合理7. 確定V帶根數(shù)z（1）確定額定功率由及查表3.6，并用線性插值法求得（2） 確定個修正系數(shù)功率增量：查表3.7得包角系數(shù)：查表3.8得長度系數(shù)：查表3.9得（3） 確定V帶根數(shù)z根 取z=4根8. 確定單根V帶初拉力查表3.1得單位長度質(zhì)量9. 計算壓軸力10. 帶輪結構設計（1） 小帶輪，采用實心式結構（2） 大帶輪，采用孔板式結構，假設與之配合的軸頭直徑為40mm，參考圖3.10（c）及表3.4進行其他幾何尺寸計算（略）計算書中表格來源于于惠力，向敬忠，張春宜主編的機械設計。選第一級傳動的直齒，錐齒輪的設計1.選軸夾角為90度的直齒圓錐齒輪，為8

3、級精度，由表10-1選擇小齒輪材料為40（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS,在2550HBS范圍內(nèi)：合格。2.選小齒輪的齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 由設計計算公式 1) 試選載荷系數(shù) 2) 計算小齒輪傳遞的轉矩 3）最常用的值，齒寬系數(shù) 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的齒面的接觸疲勞強度極限為 6）由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 7）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 8)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 ，安全系數(shù) ，由式（10-12）得 1） 試驗算小齒輪分

4、度圓直徑，代入中較小的值。2） 計算齒寬b 計算圓周速度V3） 計算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 4） 計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)，直齒錐齒輪使用系數(shù)由表10-2查得5） 齒間載荷分配系數(shù)可按下試計算 6） 由表10-9中查得取軸承系數(shù)故載荷系數(shù) 7） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 8） 計算模數(shù) 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲強度極限 2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 3)計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) 由式（10-12）得 4）計算載荷系數(shù)k 5)查取

5、齒形系數(shù) 由表10-5查得： 6）查取應力校正系數(shù) 由表10-5查取 7)計算大，小齒輪的,并加以比較大齒輪的數(shù)值大9） 設計計算 =2.62mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強大計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m大小主要取決于彎曲疲勞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，僅于齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.62并就圓整為標準值按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。1） 計算分度圓直徑3) 計算中心距 2）

6、計算齒輪齒寬取 已知2軸輸入功率，轉矩，轉速，傳動比1. 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)（1）.類型選擇：按課程設計的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動（2）.精度選擇：運輸機為一般工作機器轉速不高故選用8級精度。（3）.材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS，在2550HBS范圍內(nèi)，合格（4）初選齒數(shù)選小齒輪的齒數(shù) ；大齒輪齒數(shù) （5）.選取螺旋角，初選螺旋角2.按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-21）進行計算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù) 2) 計算小齒輪傳遞的

7、轉矩 3） 由表10-7選取齒寬系數(shù) 4） 計算端面重合度則5)由表(10-6)查得材料的彈性影響系數(shù) 6)由圖(10-21d)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的齒面的接觸疲勞強度極限為 7）由式(10-13)計算應力循環(huán)次數(shù) 8)由圖(10-19)取接觸疲勞壽命系數(shù) 9)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1% ，安全系數(shù) ，由式（10-12）得 接觸許用應力（2）.計算 1） 試驗算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得2）計算圓周速度3）計算齒寬 4）計算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高 齒寬與齒高之比 5） 計算縱向重合度 6）計算載荷系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)；直齒錐

8、齒輪使用系數(shù)由表10-2查得；查表10-4，查得；由圖10-13查得；由表10-3查得故載荷系數(shù) 7）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 8）計算模數(shù) 3. 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式（10-17）為 （1） 確定計算參數(shù)1） 計算載荷系數(shù)K2） 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3） 計算當量齒數(shù) 4）查取齒形系數(shù) 由表10-5查得5） 查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得6）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲強度極限 7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) ；8)計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù) 由式（10

9、-12）得 9)計算大，小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 （2）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞計算的法面模數(shù)與由齒根彎曲疲勞強大計算的模數(shù)相差不大，取標準值，取分度圓直徑，取，則4.幾何尺寸計算（1）計算中心距 ， 將中心距圓整為170mm 。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。（3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4） 計算齒輪寬度 則取，1.輸出軸上的功率、轉速、和轉矩、2.求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為斜齒輪中大齒輪上所受的圓周力為：； 齒輪徑向力：； 齒輪軸向力：。圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖所示。3.初步確定軸的最小直徑

10、先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（圖）。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)軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則：按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準或手冊，選用型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。4. 軸的結構設計（1） 擬定軸上零件的裝配方案選用如圖所示的裝配方案。（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制

11、出一軸肩，故取段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸上的端面，故段的長度應比略短一些，現(xiàn)取。.+2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有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、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30312，其尺寸為，故，而。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向固定。由手冊上查得30312型軸承的定位軸肩高度，因此，取。3） 取安裝齒輪處的軸段IV-V的直徑；齒輪的左端于左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為68mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒

12、輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。4） 軸承端蓋的總寬度為（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離（參看圖），故取。5） 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，錐齒輪與斜齒圓柱齒輪之間的距離（參看圖）。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一定距離s，?。▍⒖磮D），已知滾動軸承寬度為，大椎齒輪輪轂長,則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3） 軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用

13、鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖。5. 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖（圖）作出軸的計算簡圖（圖）。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值。對于30312型圓錐滾子軸承，由手冊中查得。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距200mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。求各支反力，彎矩，總彎矩：水平面上：得：垂直面上：彎矩： 從軸的結構簡圖以及扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3210.3N，F(xiàn)NH2=1545.7NFNV1=397.9