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.4、 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、选择电动机类型：按工作要求和条件

2、,封闭式结构,选用一般用途的YIP44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,如下列图：I,廿乩支假设翻国匕曲精春晚6%厥船耳1.电*昆If得品3所,工的上总崎一七工4.厩轴3=7=,息 6图211传动方案简图.(2)Pw-Fv-kw1000由电动机至运输机的传动总效率为:1.42.43.44.4效率.取1-0.96,2-0.98滚子轴承,3-0.97齿轮精度为-0.99弹性联轴器,5-0.96卷筒效率那么:5-0.993*0.972*0.992*0.96-0.886PdFvkW-Pw/4-6.126/0.886-6.92kw1000a3、确定电动机转速:

3、(卷筒速度)Nw-60X1000v/(nD)-65r/min按表1推荐的传动比合理范围取V带传动的传动比i1-2-4,二级圆柱齿轮减速器的传动比i2-8-40,那么总传动比合理范围为ia-8-60,故电动机转速的可选范围为由1、2两式可得PdFvkW1000a式中:5分别为带传动、轴承、 齿轮传动、联轴器和卷筒的传动10.X23.X32421)PdpWkwa由式(kw)电动机所需工作功率按式8级,不包括轴承效率ndian=520-3900r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000r/minda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

4、,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-47.5150014408102Y160M-67.510009701190综合考虑选电动机如下表:型号额定功率kW转速堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y160M-67.52.02.02.22.2传动比的分配及转速校核由选定的电动机满载转递nm和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为nm总传动比为各级传动比i1、i2、i3in的乘积,即：iai1i2i3in分配总传动比,即各级传动比方何取值,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

5、以得到较好的润滑条件.要同时到达这几方面的要求比拟困难,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那么：(1)各级传动的传动比应在合理范围内,不超出允许的最大值,以符合各种传动形式的工作特点,并使结构比拟紧凑.(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央高,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.如下图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

6、,这是由于12较/4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,以防止为了各级齿轮都能浸到油,而使某级大齿轮浸油过深造成搅油损失增加.通常二级圆柱齿轮减速器中,低速级中央距大于高速级,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预碰撞.如下图,图1中的卷扬机开式齿轮的传动比比拟合理.如果传动比太小以致大齿轮直径d2小于卷筒直径D时,那么将使小齿轮与卷筒产生干预,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ii2i2,致使高速级大齿轮与低速轴相碰

7、.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iaioi式中io、i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,那么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I轴、n轴,以及i0,i1,为相连两轴的传动比；01,为相连两轴间的传动效率；P,R,为各轴的输入功率(

8、kW);T,上,为各轴的输入转矩(Nm)；nt,nn,为各轴的转速(r/min),那么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nnmr/mi式nm电动机满载转以及(2)i0nnnmnzi1Hni2-nm-r/mini0i1nmr/mini0i1i2no=970r/minni=970r/minnH=220r/minniii=65r/min各轴输入功率由Pd01kW)01Pn0112Pm23Pd011223kWPwPrn34Pd011223343424式中1、3、4分别为带传动、轴承、I轴n轴出轴卷筒轴Po=7.5kwPI=7.435KWPII=7.13KWPI

9、II=6.85KW(3)各轴输入转矩其余类推.I轴n轴出轴卷筒轴电动机至I轴的传动比.211所不,为各轴间功率关系.12kW,齿轮传动和联轴器的传动效率.其中Td为电动机轴的输出转矩,按下式计算:所以同一根轴的输出功率或转矩与输入功率或转矩数值不同由于有轴承功率损耗,需要精确计算时应取不同数值.In轴的输出转矩那么分别为各轴的输入转矩乘轴承效率矩为TI=73.1N.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,应选用6级精度GB10095-88.3材料选

10、择由表10-1选得大、小齿轮材料均为40Gr,并经调质及外表淬火,齿面硬度为TiTdio01Td9550PdnmIN-mTiTdio01Pd9550i0nm01TmT1i112P9550i0nmi1011223Fd9550i0i1nmi2011223N.mTm34Pd9550i0i1i2nm01122334I轴n轴出轴卷筒轴输入转矩To=73.84N.mTI=73.1N.mTii=309.5N.mT|=1006.4N.m0.98,例如I轴的输出转4855HRC.4选小齿轮齿数乙二18,大齿轮齿数Z2=4.4X18=79,取Z2=79.dlt=2.32KTT/?d?(u1)/u(Ze/H)2算.

11、1确定公式内的各计算数值Ti=95.5X105X7.475/970=7.31X104Nm110-6查得材料的弹f影响系数ZE189.8MPa立.9NI60njLh=60X970*(2*8*300*10)=2.79X10N2=6.35X1089计算接触许用应力.11许用接触应力10121078MPa1045MPa22计算2.按齿面接触强度设计,按式d1t3一一22KJ(u1)ZHZE1)3)4)由表5)由表6)由10-21C查得Hlim1Hlim21100MPa；7)由式KHNI0.92；KHN2有式KNlim=.得SKHN1lim1SKHN2lim2S0.920.981=0.77,1100MP

12、a1100MPa1012MPa1078MPad1t,由计算公式得试算Kt1.6.计算小齿轮传递的转矩.10-7选取齿宽系数d=0.8.N60njLh计算应力循环次数.8由图10-19取接触疲劳寿命系数0.98.取失效概率为1%,平安系数S=1,10由图10-26查得2=0.81,那么1+2=1.58.1试算小齿轮分度圆直径dlt=39.863mm4由图10-20C查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1FE2620MPa；3计算齿宽b及模数mu.b=?d*dit=31.89mt=2.215mmh=4.984mmb/h=6.44计算载荷系数K.使用系数KA1,根据V=2.025,7级精度,由图10-8查

13、得动载系数Kv=1.09;由表10-4查得KHP=1.287由图10-13查得K41=1.22；由表10-3查得KHKF1.1.故载荷系数K=1.4,K6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式d1品3得Ktdl=40.897计算模数皿.m=d/z=2.272mm3.按齿根弯曲强度设计22KTYcosYFaYsa2dZ1F1确定计算参数1计算载荷系数.K=1.712查取齿形系数.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=1.77V=2.025m/s5)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFNI0.87,KFN26)

14、计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳平安系数S=1.4,由式KNlm得S?=376.43MPa?2=389.7MPa7)计算大、小齿轮的YFaYSa,并加以比拟得小齿轮的数值大.F8)设计计算m)？(2x1.71x7.31x104/0.8x182)x0.01183)比照计算结果,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Z1=17,那么Z2=75.4.几何尺寸计算(1)计算中央距a=115mm将中央距圆整为11

15、5mm.O(3)计算大、小齿轮的分度圆直径d1=Z1m=42.5mmd2=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0.92；模数m2.5分度圆直径d1m乙42.5d2mZ2187.5分度圆压力角20齿顶圆直径da1=m(z+2)48.75da2=m(z+2)193.75齿根圆直径df1=m(z-2.5)37.5df2=m(z-2.5)182.5中央距11a-m(Z2Z1)(d2d1)22115B2b35B1B2(510)mm40三、

16、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,应选用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,并经调质及外表淬火,齿面硬度为4855HRC.4选小齿轮齿数乙二18,大齿轮齿数Z2=3.39X18=61,取4=61.2KJu1ZHZEG2.按齿面接触强度设计,按式d1t3口H2E试算.：duH1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由表10-7选取齿宽系数d=0.8.5由表10-6查得材料的弹T影响系数ZE189.

17、8MPa5.6由图10-21C查得HlimlHlim21100MPa；7由式N60njLh计算应力循环次数.N160n1jLh=60X220X1x2X8X300X10=6.336x108N2=1.869x1088由图10-19取接触疲劳寿命系数KHNI=0.915;KHN2=0.935.9计算接触许用应力.取失效概率为1%,平安系数S=1,有式KNlim得S?1=1006.5MPa?2=1028.5MPa10许用接触应力?=1017.5MPa2计算1试算小齿轮分度圆直径Qt,由计算公式得dlt=65.65mm2计算圆周速度.V=0.756m/s3计算齿宽b及模数mnt.b=0.8x65.65=

18、52.52mmmt=3.65h=8.21mmb/h=6.45计算载荷系数K.使用系数KA1,根据V=0.756m/s,6级精度,由图10-8查得动载系数1.03；由表10-4查得KH1.287；由图10-13查得KFP=1.21;由表10-3查得KHKF1.1.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didit 聆得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10-5查得Ysa11.568

19、9；YSa21.77434计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳平安系数S=1.4,由式KNlim得S?=434?2=442.8575计算大、小齿轮的YFaYSa,并加以比拟小齿轮的数值大.F6设计计算mt=3.13比照计算结果,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4=19,那么z2=644 .几何尺寸计算1计算中央距a=145.25mm将中央距圆整为145mm.2计算大、小齿轮的分度圆直径d1=66.5mmd2=224mm(5

20、)计算齿轮宽度b=53.2mm圆整后取B255mm；B160mm.(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d1mZ166.5d2mZ2224分度圆压力角20齿顶圆直径dai=m(z+2)75.25da2=m(z+2)232.75齿根圆直径dfi=m(z-2.5)54.4dfi=m(z-2.5)217中央距1一 r、1,、a-m(Z2Z1)-(d2d1)22145B2b55B1B2(510)mm603.2轴的设计通过初步的计算,e1.6mt,所以选用齿轮轴.1.高速级轴上的功率Pi、转速4和转矩TP1=7.425KWT1=7.31X

21、104NmN1=970r/min2 .求作用在齿轮上的力d1=42.5mm而Ft1=3440NFr1=1252N3 .初步确定轴的最小直径先按式dminAoP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,取A0=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,如下列图.(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,In轴段右端需制出一轴肩,故取n一出的直径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

22、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,应选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据dii-iii=65mm,由轴承产品目录中初步选取0根本游隙组、标准精度级深沟球轴承6313,尺寸为dXDXT=65X140X33,故diii-iv=65mm;而L=33mm.3)轴为齿轮轴那么d巩40+37=77mm,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

23、连接.联轴器与轴的连接,选用6mmK6mn70mmVH7带轮的配合为H7O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k6寸公差为m6o(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为2X45各轴肩的圆角半径见下列图.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V1和口处的应力集中最严重；从受载的情况来看,截面W一口上的应力最大.截面口的应力集中的影响和截面V1的相近,但截面口不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面WVII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W一口也不必校核.截面V和V1显然更不

24、必校核.(2)截面口右侧4995225截面口右侧的弯矩M为：6Nmm49.95截面口上的扭矩T为：T72235.94NmmM78646.6,截面上的弯曲应力：b29.13MPaW2700轴的材料为40Gr,调质处理.由表15-1查得B735MPa,1200MPa.r2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杳取.因一一0.067,d30D40一1.3,经查值后可查得1.68,1.41.又由附图3-1可得轴的材料的敏d30k1q0.88,q0.93,故有效应力集中系数按式k1q由附图3-3的扭转尺寸系数0.91.k11抗弯截面系数：W0.1d30.13032

25、700mm3抗扭截面系数：WT0.2d30.23035400mm3截面沙锅难道扭转切应力:TWT72235.9540013.38MPa1355MPa,性系列为q得:10.881.68110.931.4110.84；1.60_,由附图3-2的尺寸系数1.38轴按磨削加工,由附图3-4得外表质量系数为0.91,轴未经外表强化处理,即k-1,得综合系数为qk111.60K-10.840.9112.00,K0.910.91又由3-1及3-2得合金钢的特性系数,0.20.3,0.10.15.于是,计算安3551.6029.130.207.62全系数Sca值,得1K-20013.381.380.1213.

26、38220.20,ScacaSSS2S2_7.62_20.20_7.62220.2027.13? S1.5故可知其平安.(3)截面口左侧抗弯截面系数W0.1d30.14036400mm3抗扭截面系数:WT0.2d30.240312800mm3弯矩M为:扭矩T为:49.9522.514311178646.6Nmm49.9572235.94Nmm弯曲应力:M78646.6W640012.29MPa截面沙锅难道扭转切应力:TWT72235.95.64MPa12800k过盈配合出的由附表3-8用插值法求出,并取=0.8kk一3.10.83.12.48轴按磨削加工,由附图3-4得外表质量系数为0.91,

27、故综合系数为：k11K13.1-0.913.20,K12.4810.912.58所以轴在截面口左侧的平安系数为SSSScaS2S2355_8.59_27.59_8.59227.5923.2012.290.208.59200c5.622.4825.620.1227.59,8.20?S1.5故该轴在截面vn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 .中间轴上的功率耳、转速和转矩不P1=7.425KWP2=7.13KWT1=7.31X104NMT2=3.095X105NmN1=970r/m2 .求作用在齿轮上的力d1=66

28、.5mmd2=187.5mm而Ft1=3440NFt2=3301.3NFr1=1252NFr2=1201.6N3 .初步确定轴的最小直径先按式dminAop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,取A0=100,于是的dmin=35mm.选取轴承代号6306的轴承,dXDXT=30X72X19mm4 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案,如下列图.(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=19L2=100L3=4L4=36L5=39L6=50L7=35mm2)再取d1=30d2=37d3=42d4=36d5=30d6=28d7=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10 x8x22,8x7x25.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m6o(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为2X45各轴肩的圆角半径见下列图.1.高速级轴上的功率P3、转速n3和转