机械设计减速器课程设计斜齿硬齿面

1、设计带式输送机传动系统。采用V带传动及两级圆柱齿轮减速器。1. 传动系统参考方案（见图）带式输送机由电动机驱动。电动机1通过V带传动将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。2. 原始数据：输送带转矩T=900N.m输送带工作速度v= 1.3m/s （允许误差±5%）输送机滚筒直径d= 380mm减速器设计寿命为10年。、工作条件：两班制，常温下室内连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为380/220伏。二、传动系统方案的拟定（一）、电动机的选择一、 选择电动机，确定传动方案及计算运动参数：2.1电动机的选择：（1）、选择

2、电动机类型：按工作要求和条件，封闭式结构，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它是卧式封闭结构。（2）、选择电动机的容量： 传动系统参考方案，如下图：图211 传动方案简图电动机所需工作功率按式（1）由式.(2) 由（1）、（2）两式可得P由电动机至运输机的传动总效率为：=10.23.32.42.5 式中：、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取=0.96，=0.98（滚子轴承），=0.97（齿轮精度为8级，不包括轴承效率），=0.99（弹性联轴器），=0.96（卷筒效率）则：=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) 、确定电动机转速：（卷筒速度）Nw=60X1000v/(D)=65r/min (kw)按表1推荐的传动比合理范围取V带传动的传动比i=2-4,二级圆柱齿轮减速器的传动比i=8-40,则总传动比合理范围为i=8-60,故电动机转速的可选范围为 =520-3900r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有2种传动比方案，如下表：方案电动机型号额定功率kW电动机转速r/min电动机重量N同步转速满载转速1Y132M-475150014408102Y160M-

4、67.510009701190综合考虑选电动机如下表：型号额定功率kW满载转速堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y160M-67.52.02.02.2 2.2传动比的分配及转速校核由选定的电动机满载转递和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为总传动比为各级传动比、的乘积，即：分配总传动比，即各级传动比如何取值，是设计中的重要问题。传动比分配得合理，可使传动装置得到较小的外廓以减小动载荷或降低传动精度等级；还可以得到较好的润滑条件。要同时达到这几方面的要求比较困难，因此应按设计要求考虑传动比分配方案，满足某些主要要求。分配传动比时考虑以下原则：（1） 各级传动的传动比应在合理范围内，不超出

5、允许的最大值，以符合各种传动形式的工作特点，并使结构比较紧凑。（2） 应注意使各级传动件尺寸协调，结构均称合理；例如，由带传动和单级圆柱齿轮减速器组成的传动装置中，一般应使带传动的传动比小于齿轮传动的传动比。如果带传动的传动比过大，就有可能使大带轮半径大于减速器中心高，使带轮与底架相碰。（3） 尽量使传动装置外廓尺寸紧凑或重量较小。如图所示二级圆柱齿轮减速器，在总中心距和总传动比相同时，粗实线所示方案具有较小的外廓尺寸，这是由于较小时低速级大齿轮直径较小的缘故。（4） 尽量使各级大齿轮浸油深度合理。在卧式减速器设计中，希望各级大齿轮直径相近，以避免为了各级齿轮都能浸到油，而使某级大齿轮浸油过深

6、造成搅油损失增加。通常二级圆柱齿轮减速器中，低速级中心距大于高速级，因而为使两级大齿轮直径相近，应使高速级传动比大于低速级。（5） 要考虑传动零件之间不会干涉碰撞。如图所示，图1中的卷扬机开式齿轮的传动比比较合理。如果传动比太小以致大齿轮直径小于卷筒直径D时，则将使小齿轮与卷筒产生干涉，并不便于大齿轮齿圈与卷筒的连接；图2中的二级圆柱齿轮传动中，由于高速级传动比太大，例如> 2，致使高速级大齿轮与低速轴相碰。电动机型号为Y160M-6，满载转速nm=970r/min（1） 总传动比i=970/65=14.923（2） 分配传动装置传动比式中、分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓

7、尺寸不致过大减速器传动比为i1=4.4i2=3.39（3） 分配减速器的各级传动比按展开式布置。考虑润滑条件，为使两极大齿轮直径相近，由图可查得i1=4.4，则i2=3.392.3、减速器各轴转速、功率、转矩的计算为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴、轴，以及则可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。（1） 各轴转速 r/min式中：电动机满载转速； 电动机至轴的传动比。以及 r/min r/min其余类推。轴 nO=970r/min轴 nI=970 r/min轴 nII =220r/min卷筒轴 nIII =65r/m

8、in（2） 各轴输入功率由图211所示，为各轴间功率关系。 kW ， kW ， kW ， kW ，式中、分别为带传动、轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。轴 PO=7.5kw轴 PI=7.435 KW轴 PII=7.13KW卷筒轴 PIII=6.85KW（3） 各轴输入转矩 N·m其中为电动机轴的输出转矩，按下式计算： N·m所以 N·m N·m N·m N·m同一根轴的输出功率（或转矩）与输入功率（或转矩）数值不同（因为有轴承功率损耗），需要精确计算时应取不同数值。轴 TO=73.84N.m轴 TI=73.1 N.m轴 TII=309

9、.5N.m卷筒轴输入转矩 TIII=1006.4N.m轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98，例如轴的输出转矩为TI=73.1 N.m，其余类推。三、传动零件的设计计算3.1齿轮传动的设计（一）、高速级齿轮传动设计计算1选精度等级、材料及齿数1）按图所设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用6级精度（GB10095-88）。3）材料选择由表10-1选得大、小齿轮材料均为40Gr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。4）选小齿轮齿数=18，大齿轮齿数=4.4X18=79，取=79。2按齿面接触强度设计，按式 dlt=2.323KT1

10、/d*(u±1)/u(Ze/H)2试算。（1）确定公式内的各计算数值1）试算。3）计算小齿轮传递的转矩。T1=95.5X105X7.475/970=7.31X104Nm4）由表10-7选取齿宽系数=0.8。5）由表10-6查得材料的弹性影响系数。6）由图10-21c查得 ；7）由式计算应力循环次数。=60×970*(2*8*300*10)=2.79X109N2=6.35X1088）由图10-19取接触疲劳寿命系数；。9）计算接触许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，有式得10）由图10-26查得=0.77，=0.81，则=+=1.58。11）许用接触应力（2）计算1）

11、试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得dlt=39.863mm2）计算圆周速度。V=2.025m/s3）计算齿宽b及模数。b=d *dlt=31.89mt=2.215mmh=4.984mmb/h=6.44）计算载荷系数K。已知使用系数，根据V=2.025，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.09；由表10-4查得KH尾=1.287由图10-13查得KF=1.22；由表10-3查得。故载荷系数K=1.46）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得dl=40.897）计算模数。m=d/z=2.272mm3按齿根弯曲强度设计由式（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=1.712）查取齿形系

12、数。由表10-5查得YFa1=2.91； YFa2=2.223）查去应力校正系数。由表10-5查得YSa1=1.53； YSa2=1.774）由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；5）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；6）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得F1=376.43MPaF2=389.7MPa7）计算大、小齿轮的，并加以比较得小齿轮的数值大。8）设计计算m(2x1.71x7.31x104/0.8x182)x0.01183)对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数mt大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mt=2.5mm，已可满足弯曲强度。但是为了

13、同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=42.5来计算应有的齿数。于是由Z1=d1/m=17取=17，则z2=75。4几何尺寸计算（1）计算中心距a =115mm将中心距圆整为115mm。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d 1=z1m=42.5mmd 2=z2m=187.5mm（4） 计算齿轮宽度b =dxd1=0.8x42.5=34mm圆整后取B2=35mm；B1=40mm。（二）、高速级齿轮传动的几何尺寸高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表：名称计算公式结果模数m2.5分度圆直径42.5187.5分度圆压力角齿顶圆直径da1=m(z+2)48.75da2=m(z+2)193.

14、75齿根圆直径df1=m(z-2.5)37.5df2=m(z-2.5)182.5中心距115齿宽3540（三）、低速级齿轮传动设计计算1选精度等级、材料及齿数1）按图所设计的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用6级精度（GB10095-88）。3）材料选择由表10-1选得大、小齿轮材料均为40Gr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。4）选小齿轮齿数=18，大齿轮齿数=3.39×18=61，取=61。2按齿面接触强度设计，按式试算。（1）确定公式内的各计算数值1）试算Kt=1.3。3）计算小齿轮传递的转矩。T1=3.095x105Nm4

15、）由表10-7选取齿宽系数=0.8。5）由表10-6查得材料的弹性影响系数。6）由图10-21c查得 ；7）由式计算应力循环次数。=60×220×1×（2×8×300×10）=6.336×N2=1.869x1088）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.915；KHN2=0.935。9）计算接触许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，有式得1=1006.5MPa2=1028.5MPa10）许用接触应力H=1017.5MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得dlt=65.65mm2）计算圆周速度。V=

16、0.756m/s3）计算齿宽b及模数。b=0.8x65.65=52.52mmmt=3.65h=8.21mmb/h=6.45）计算载荷系数K。已知使用系数，根据V=0.756m/s，6级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得；由图10-13查得KF尾=1.21；由表10-3查得。故载荷系数K=1.335156）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得d1=66.24mm7）计算模数mt。mt=d/z=3.683按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=1.2522）查取齿形系数。由表10-5查得YF1=2.91;YF2=2.28； 3）查去应力校正系数。由表10-

17、5查得；4）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得F1=434F2=442.8575）计算大、小齿轮的，并加以比较 小齿轮的数值大。6）设计计算mt=3.13对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数mt大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mt=3.13，已可满足弯曲强度。但是为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=66.5来计算应有的齿数。于是由=19，则z2=644几何尺寸计算（1）计算中心距a=145.25mm将中心距圆整为145mm。（2）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=66.5mm d2=224mm（5） 计算齿轮宽度b=53.2mm

18、圆整后取；。（四）、低速级齿轮传动的几何尺寸低速级齿轮传动的几何尺寸归于下表：名称计算公式结果模数m3.5分度圆直径66.5224分度圆压力角齿顶圆直径da1=m(z+2)75.25da2=m(z+2)232.75齿根圆直径df1=m(z-2.5)54.4df1=m(z-2.5)217中心距145齿宽55603.2轴的设计（一）、高速轴（一）、高速轴的设计通过初步的计算，所以选用齿轮轴。1高速级轴上的功率、转速和转矩P1=7.425KWT1=7.31X104 NmN1=970r/min2求作用在齿轮上的力d1=42.5mm而 Ft1=3440N Fr1=1252N3初步确定轴的最小直径先按式初

19、步估算轴的最小直径。因是齿轮轴，所以材料和齿轮一样，所以材料为40Gr，调质处理。根据表15-3，取=100，于是的dmin=52.9mm4 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取的直径dIi-IIi=62mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=140。V带轮与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端挡圈只压在V带轮上而不压轴的端面上，现取LI=105mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向里和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dII-III

20、=65mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级深沟球轴承6313，尺寸为d×D×T=65X140X33,故dIII-iv=65mm;而L=33mm。3）已知轴为齿轮轴则+37=77mm，已知齿轮轮毂的宽度为60mm，为故L=56。4）轴承端盖的总宽度设为12mm。根据设计的减速器及已知的轮毂宽度，再假设共动轴承的位置，与箱体内比有一段距离s=10mm。（3）轴上零件的周向定位齿轮、联轴器的周向定位均采用平键连接。联轴器与轴的连接，选用6mm×6mm×70mm，V带轮的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差

21、为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2×45°各轴肩的圆角半径见下图。3精度校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面从英里集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面也不必校核。截面和显然更不必校核。（2）截面右侧抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面右侧的弯矩M为：截面上的扭矩T为：截面上的弯曲应力：截面沙锅难道扭转切应力：轴的材料为40Gr，调质处理。由表1

22、5-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经查值后可查得，。又由附图3-1可得轴的材料的敏性系列为，故有效应力集中系数按式，得：，由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为，轴未经表面强化处理，即，则按式，得综合系数为，。又由§3-1及§3-2得合金钢的特性系数，。于是，计算安全系数值，得，故可知其安全。（3）截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数：弯矩M为：扭矩T为：弯曲应力：截面沙锅难道扭转切应力：过盈配合出的，由附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得 轴按磨削加工，由附图3-4得表面

23、质量系数为，故综合系数为：，所以轴在截面左侧的安全系数为，故该轴在截面左侧的强度也足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度胶合。（二）、中间轴（一）、中间轴的设计1中间轴上的功率、转速和转矩P1=7.425KWP2=7.13KWT1=7.31X104NMT2=3.095X105NmN1=970r/m2求作用在齿轮上的力d1=66.5mm d2=187.5mm而 Ft1=3440N Ft2=3301.3NFr1=1252N Fr2=1201.6N3初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。因是齿轮轴，所以材料和齿轮一样，所以材料为40Gr，调质处理。根据表15-3，

24、取=100，于是的dmin=35mm。选取轴承代号6306的轴承，d×D×T=30X72X19mm。4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）由高速级确定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）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位均采用平键连接。齿轮与轴的连接，选用10x8x22, 8x7x25。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2×45°各轴肩的圆角半径见下图。（三）、低速轴（一）、低速轴的设计1高速级轴上的功率、转速和转矩P3=6.85KWN3=65r/minT3=1x106Nm2求作用在齿轮上的力d1=224mm而 Ft=8985.7NFr=3270.5N3初步确定轴的最小直径先按式初步