二级斜齿轮减速器结构设计说明书

机械创新设计学院：机电工程学院班级：机械081姓名：李云学号：2008111082指导教师:刘尚2012-4-25设计目录一、传动方案拟定…………….……………………………………….2二、电动机的选择……………………………………….…………….2三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….……….2四、减速器外的传动零件的设计………………………………….5五、齿轮传动的设计……………………………………………….….8六、轴和传动零件的设计计算…………….……………………....16七、校核计算…………………………………….………………….…21八、主要尺寸及数据………..………………………………………22九、设计小结………..…………………………………………………25计算与说明一．电动机型号的选择及V带设计设计一带式输送机传动系统中第一级用的V带传动。已知输送带的传动速度v=0.62m/s,凸轮的直径为290mm,其所需的扭矩为。每天工作8小时。二．电动机的型号选择1.输送机凸轮的转速n=DV100060=29014.362.0100060=40.8r/min输送带的功率Pt=9550Tn=95508.40690=2.95kw其中T为凸轮所需的扭矩，v为输送带的速度，D为凸轮的直径。2.查机械手册知：联轴器的传动效率η1=0.99一对滚动轴承的传动效率η2=0.99封闭式齿轮的传动效率η3=0.97皮带的传动效率η4=0.96故装置总的传递效率=η1η23η32η4=0.990.9930.9720.96=0.87所以电动机至少的功率P=tP=87.095.2=3.14kw因工作满载，工作有轻震，电动机的额定功率应大于P查机械手册，综合电动机的额定功率、效率、等因素选Y112ML-8型号电动机，其额定功率P=4kw,转速n1=720r/min。三．V带设计1.确定计算功率Pca查表8-7的工作情况系数KA=1.1,故Pca=KAP=3.46kw2.选择V带类型根据Pca、n1,由表8-10选择B型。3.确定带轮的基准直径d1d并验算怠速为:V1(1)初选小带轮的基准直径d1d。有表8-6和8-8，取小带轮的基准直径d1d=125mm(2)验算带速V1。按式（8-13）验算带的速度V1=10006011ndd=10006072012514.3=4.71m/s（3）传动比分配由以上知总传动比i=i带i1齿i2齿=nn1=8.40720=17.7取i带=2,i1齿=i2齿=3.（4）计算大带轮直径。根据式（8-15a）计算大带轮直径d2d2d=i带d1d=2150=250mm4.确定V带中心距a和基准长度Ld(1)根据式（8-20），确定中心距a0=300mm.。(2)由式（8-22）计算带所需的基准长度L0d=2a0+2(d1d+d2d)+02124a)(dddd=1202mm由表8-2选带的基准长度Ld=1250mm(3)按（8-23）式计算实际中心距a.由（8-24）式有：amax=a0+0.03Ld=500+0.0152000=361.5mm.amin=a0-0.015Ld=305.25mm中心距的变化范围：470~560mma=a0+2L-Ld0d=300+21202-1250=324mm5验算小带轮上的包角α1α1180-(d2d-d1d)a57.3=180-(250-125)55357.315890.6计算带的根数z.（1）计算单根V带的额定功率Pr.由d1d=125mm和n1=720r/min查表8-4a得P0=1.95kw根据n1=960r/min，i=2.7和B型带，查表8-4b得ΔP0=0.32kw查表8-5得Kα=0.915，表8-2得KL=0.98,于是Pr=(P0+ΔP0)KKL=（1.3+0.22）0.950.88=1.18kw(2)计算V带的根数z.（3）z=rcaPP=3,取3根.齿轮的设计1选择齿轮材料和热处理，确定许用应力（1）因批量不大，尺寸无严格要求，传递功率不大，转速不高小齿轮选用45CrHBS250大齿轮选用45钢（调质）HBS240均用软齿面。（2）齿轮精度用7级.（3）选取螺旋角。初选螺旋角14（4）253Z，则75Z753254234取iZZ2按齿面接触强度设计按式（10-21）计算，即322312HEHdttZZduuTK（1）确定公式内的各个算数值1）试选6.1tK。2）由图10-30选取区域系数433.2ZH。3）由图10-26查得78.01，86.02，则64.1214）由图10-19取接触疲劳寿命系数1HNK1.02;2HNK1.085)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5401lim，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5.5222lim6)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1,由式（10-12）得MPaMPaSKHHNH4865409.01lim11MPaMPaSKHHNH4.4965.52295.02lim22许用接触应力MPaMPaMPaHHH2.49124.4964862217）由表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE。8）由表10-7选取齿宽系数1d。（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径td1，由计算公式得mmmmdt9.7825.5318.189433.234635.11102506.1232332）计算圆周速度。smndvt/495.01000601209.78100060233）计算齿宽b及模数ntm。mmmmdbtd9.789.781306.32514cos9.78cos33zdmtntmmmhnt885.606.325.225.211885.69.78/hb4）计算纵向重合度98.114tan251318.0tan318.03zd5）计算载荷系数K已知使用系数1AK，根据smv/495.0，7级精度，由图10-8查得动载系数15.1VK；由表10-4查得312.1HK；由图10-13查得35.1FK由表10-3查得1.1FHKK。故载荷系数66.1312.11.115.11HHVAKKKKK6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得mmKKddtt8.876.166.19.7833337）计算模数nmmmzdmn4.32514cos8.87cos333按齿根弯曲强度设计由式（10-17）32322][cos2FSaFadnYYzYKTm（1）确定计算参数1）计算载荷系数。64.13.11.115.11FFVAKKKKK2）根据纵向重合度98.1，从图10-28查得螺旋角影响系数88.0Y。3）计算当量齿数。2759.2614cos25cos33333VvZzz取8078.7914cos75cosv43344Zzzv取4）查取齿形系数。由表10-5查得75.23FaY；22.24FaY5）查取应力校正系数由表10-5查得60.13SaY；77.14SaY6）计算大、小齿轮的][FSaFaYY并加以比较由图10-20c查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限：MPaFE5003，MPaFE3804由图10-18取弯曲疲劳寿命系数58.03FNK，88.04FNK取弯曲疲劳安全系数4.1SMPaSKFEFNF303.574.150058.0][333MPaSKFEFNF38.8624.138088.0][4441350.0303.576.175.2][333FSaFaYY16450.038.86277.122.2][444FSaFaYY大齿轮数值大（2）设计计算2.0764.127116450.014cos88.01025064.123223nm对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取3nm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径87.8mm3d来计算应有的齿数。于是由56.28314cos87.8cos33nmdz取293z，则7829334uzz4几何尺寸计算（1）计算中心距179.4mm14cos23)8729(cos2)(432mmmzzan将中心距圆整为180mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角6.49118023)7829(arccos2)(arccos2432amzzn因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径mmmzdn7.8916.49cos329cos33mmmzdn269.076.491cos387cos44（4）计算齿轮宽度mmmmdbd89.789.7132圆整后取mmB904；2轴的设计计算（按弯扭合成强度条件计算）1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2.初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:D2min=1103npA33.25mm1203.1433.初选轴承2轴选轴承为30313根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D2=45mm4.结构设计为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.(1).各轴直径的确定1段半联轴器的直径为50mm。右端需制出一轴肩，直径为58mm，半联轴器与轴配合的长度为84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴长应少2mm。联轴器的选择，因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。故选择30313。尺寸为d*D*T=65*140*36。（2）各轴段长度的确定轴的支点上受力点间的跨距L1=87mm，L2=233mm，L3=146mm。（3）.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，查表得应选用b*h=20*12,半联轴器与轴承的连接应用16*10*70的平键。（4）.轴上倒角与圆角为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。105.轴的受力分析（1）画轴的受力简图。（2）计算支座反力。Ft=2T1/d1=N68.538007.269100089.7232costanFtFr=4916cos20tan68.5380=1802.36NNFtFa78.1452tan水平平面上的弯矩mmNlFtabMh886.2933272331468768.5380垂直平面上的弯矩mmNlFrabMv694.982552331468736.1802合成弯矩，MMMAVAHa22mmN308954.69694.98255886.29332722转矩78.7238892/07.26968.53802/dTFtNm6.判断危险截面显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧均有