机械设计减速器课程设计斜齿硬齿面8

传动方案：电动机通过带传动输入到双级圆柱齿轮减速器，高速级齿轮与低速级齿轮都采用圆柱斜齿轮。低速级通过联轴器与滚筒连接。2.2电动机选择计算滚筒的转速七1000X60v工作机的转速：n= nD =65r/min设计题目给定：滚筒直径D=380mm输送带速度V(m/s)=1.3m/s确定电动机的转速nd二级圆柱斜齿轮减速器传动比2=8〜40,I I I则总传动比合理范围为3=16〜160,电动机转速的可选范围为=3Xn=(8〜140)X65=520〜3900/min。3带式输送机所需的功率尸WPw=FV/1000=2950x1.9/1000=5.61KW符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min。由参考文献［1］中表h1—1查出有三种使用的电动机型号：表2-1电动机性能方案电动机型号额定功率(KW)电动机转速n/(r/min)额定转矩参考重量(Kg)同步转速满载转速1Y132M-47.5150014402.2682Y160M-67.510009702.0119因此选择电动机2。2.3传动比分配1)总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为la=n^/n=970/65=14.9232）分配传动装置传动比\=l0Xl式中l0,li分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取l0=4,则减速器传动比为1=lall0=3.39根据各原则，查图得高速级传动比为i=4,则l2=l/li=3.392.4传动系统的运动和动力参数的计算1）各轴转速n=n=970r/minnn=njl=970/4.4=220r/minn=n/l=220/3.39=65r/min（2） 各轴输入功率P=pX门=7.5X0.96=7.425kWP=P[X%X门=7.425X0.98X0.95=7.13kWPin=pXn2X门=2.97X0.98X0.95=6.85kW（3）各轴输入转矩T=TXlX门=21.55X2.3X0.96=73.1N-mTOC\o"1-5"\h\zI d 0 1T =T XiX门Xn=47.58X3.24X0.98X0.95=309N・m\o"CurrentDocument"n I i i 2T =T Xi Xn Xn =143.53X2.33X0.98X0.95=1006N・m\o"CurrentDocument"nn2 2 33传动零件的设计计算3.1齿轮传动的主要参数和几何参数计算3.1.1高速级齿轮计算按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：齿轮类型选用斜齿圆柱齿轮传动齿轮精度等级带式输送机为一般机器速度不高，按照［2］中表10-8,选择7级精度(GB10095-88)材料由［2］中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS试选择小齿轮齿数气=24大齿轮齿数Z2=iXZ1=4.4X24=105.6取Z2=105按齿面接触强度设计：确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=1.6小齿轮转矩T=9.55x106xP=9.55x106x竺=10.3x104N-mmi n1 5761由文献［2］中表10-6查得材料弹性影响系数侦189-8MPa2齿宽系数：由文献［2］中表10—7知齿宽系数1由文献［2］中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限°h临1=600MPa;大齿轮接触疲劳强度极限。hi皿1=550MPa计算应力循环次数N1=60"j-匕=60x576x1x(2x8x300x5)=8.29x108N2=N1/u1=1.71x108由文献［2］中图10-19取接触疲劳寿命系数%1=0.93 %2=0.98计算接触疲劳许应力取失效概率为1%安全系数S=1由文献［2］中式10-12

Ic]_ Hliml=0.93x600=558MPaC]="hn2；hiim2=0.98x550=539MPa计算试算小齿轮分度圆直径dit由文献【2】中公式（10-9a）ndnv=60x1000=3.096m/s计算齿宽bb=®d'1t=41.08mmb计算齿宽与齿高比hdcos|3模数nt= Zi =1.66mm齿高h=2.25mm=3.74mm齿高比b/h=10.98计算载荷系数已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=3.096/s,7级精度，由图10—8查得动载系数Ky=1.11；由表10—4K查的HP的计算公式和直齿轮的相同。用插入法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时:KhpKhp=1.42Kfp=1.35Ha=Fa=1.4K=KAKVKHaKH^=2.10计算当量齿数，V1=Z\/cos3p=26.27'v2=Z2/cos3p=128.57查取齿型系数由表10-5查得YFa\=2.592；YFa2=2.161查取应力校正系数Y Y由表10-5查得sal=1.596; sa2=1.811YYFalSalYYFalSal|Z]LF」\=0.0136YYFa2Sa2|Z]LF」2=0.01638mn=2.355按齿根弯曲强度计算由文献［2］中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。fei=5QQMPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限°大齿轮的弯曲疲劳强度极限°fe2=380MPa②由文献［2］中图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=°.85，KFN2=0.88计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4由［2］中式10-12°]=KnZfei=您X500=303.57MPafiS 1.4°]=Kfn?fe2=坚x380=238.86MPaF2S 1.4计算载荷系数KK=KKKfK^^=1x1.04x1x1.35=1.404查取齿形系数由[2]中表10-5查得：YFa1=2.62,七2=2.21查取应力校正系数

由［2］中表10-5查得：七广1.59，［疽侦8计算大小齿轮的睾轧=2.62X些MgJf」］ 303.572.21x1.78 =0.016469238.86大齿轮的数值大设计计算2KTYY 2KTYY ；#E=3d1F2x1.404x6.8x104

1x252x0.016469=1.7136mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.7136并根据GB1357-87就近圆整为标准值m=2，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=59.66mm。算出小齿轮的齿数：d1=59.66=29.83 _m2 圆整取z1=27大齿轮的齿数Z2=Z1X4.4=119.03高速级齿轮几何尺寸计算①分度圆直径d=1ZmcosB_“匚=55.5mmd2Zmcos8c=244.3mm中心距a=150齿轮宽度b『dxd1=55.5mm圆整后取，B2=55mmB1=60mm3.1.2低速级齿轮几何尺寸计算①分度圆直径d3=Z3-m=36x2.5=90mmd4①分度圆直径d3=Z3-m=36x2.5=90mmd4=Z4-m=95x2.5=237.5mma= =90+237.5=163.75mm②中心距2 2 2③齿轮宽度bWd3=1x90=90mmb3=90mmB=85mm43.2轴的设计计算3.2.1初步设计输出轴的结构d=A-—tt^=112x31、确定轴的材料2.14 =44.29mm34.6输出轴材料选定为45号钢，锻件，调质。2.求作用在齿轮上的力根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力:3.初步确定轴的最小直径3d=A-乌=112x214min0n=44.29mm34.61.输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径4，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT1查表14-1，考虑到转矩变化很小故取KA=1.3，则:T=KT^=1.3x344.58=447.95Nm2.初选联轴器按照计算七应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5014-85,选用型号为HL3的Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250N•m，孔径dg=38mm，L=82mm。轴的结构设计（1）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度根据已确定的七=38mm，由于g段轴长与半联轴器的轴毂长相同，82mm。为了使联轴器以轴肩定位，故取f段直径为df=45mm。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。参照工作要求并根据df=45mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6310（参考文献［1］），其尺寸为dxDxB=50x110x27，de=50mm。根据需要在轴承的一端制出一轴肩，同时考虑齿轮的轴向定位，故d-5mm。选择轴承端盖，e=12mm，m=d=7mm，则端盖厚度为e+m=19mm。由于轴承厚度为27mm，le=27mm，根据两齿轮中心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为12mm，而轴承厚度为27mm，则la=12+2.5+2=41*5mm。B段装齿轮，则1广B4-1=64mm。C段用于齿轮的轴向定位，1广8mm，d广64mm。考虑到减速器箱体内部空间宽度为151.5mm，则匕=151.5-12-2.5-8-65=64mm。a段安装轴承，则da=50mm。B段安装齿轮贝udb=56mmlf=e+m+30=49mm3.3滚动轴承选择和寿命计算1）滚动轴承的选择因轴承同时受朋径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根低速轴：据d=62查阅轴承目录。因此选圆锥滚子轴承30313。中间轴：选30308。高速轴：选30307。轴承寿命计算。三对轴承均为深沟球轴承，不会产生附加轴向力，轴向力由圆柱斜齿轮啮合产生，经过计算发现轴向力Fa/Fr均小于e，所以对三对深沟球轴承都有X=0,Y=1,即轴承当量动载荷就是其所承受的径向力。106(CV左边轴承寿命：当量动载P=Fr=4645.79N，L=6—I-\=31007.75h左边轴承寿命：当量动载P=Fr=4645.79N，，接近6.46年，满足要求。3.4键连接选择和校核所有的键均采用45钢，［二」］=130MPa轴I：按轴径6=24选用A型平键，截面尺寸为bXh=8X7mm，键长70mm，选用一般键联接，轴H9,毂JS9。。=笠=58.10"r1强度校核：pdhl 〃<Sp，故合格。对右边的齿轮处：按轴径①=48选用A型平键，截面尺寸为bXh=14X9mm，键长40mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。。=笠=32.15"L1强度校核：Pdhl a<ln」p，故合格。轴II:对左边齿轮处：按轴径6=50选用A型平键，截面尺寸为bXh=14X9mm，键长32mm，选用一般键联接，轴H9,毂JS9。。=笠=44.58"L1强度校核：「dhl a<p，故合格。对右边齿轮处：按轴径6=50选用A型平键，截面尺寸为bXh=14X9mm，键长56mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。。=笠=68,29MPL1强度校核：「dhl a<p，故合格。轴皿对左边齿轮处：按轴径6=70选用B型平键，截面尺寸为bXh=20X12mm，键长50mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。q=4T=83.55MP[]强度校核：「dhl <Q'，故合格。对右边联轴器处：按轴径①=50选用B型平键，截面尺寸为bXh=14X9mm，键长63mm，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。q=竺=123.78MPL1强度校核：「dhl °<Q'，故合格。3.5联轴器的选择和计算类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.载荷计算.P=公称转矩：T=9550n1763N.m查课本《4表14-1，选择YL10型联轴器，公称扭矩Tn=1763N・m，J型轴孔，孔径d1=50mm,d2=24mm。与轴配合为H7/r6,联轴器轴孔长107mm，用8个M12普通螺栓固定。根据以上的计算选择HL1和HL5型弹性柱销联轴器3.6润滑和密封形式的选择当浸油齿轮圆周速度v》12m/s,轴承内径和转速乘积dn-2x105mm-丫/min时，宜采用油润滑。为了使轴和齿轮能能够被润滑油润滑。4箱体及附件的结构设计和选择4.1箱体附件的设计1）吊环螺钉、吊耳及吊钩为便于拆卸及搬运，应在箱盖上铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。

2）启盖螺钉启盖螺钉的直径一般等于凸缘联接螺栓的直径，螺纹有效长度大于凸缘厚度。螺杆端部要做成圆柱形或大倒角、半圆形，以免启盖时顶坏螺纹。3）定位销定位销有圆柱形和圆锥形两种结构，一般取圆锥销。高度为20高度为204）油标油标用来指示油面高度，常见的有油尺、圆形油标、长形油标等。一般采用带有螺纹部分的油尺。油尺安装位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出，不能太高以免与吊耳相干涉，箱座油尺座孔的倾斜位置应便于加工和使用。

5）放油孔及螺塞在油池最低位置设置放油孔，螺塞及封油垫圈