用于带式运输单级斜齿圆柱齿轮减速器设计论文(编辑修改稿)

用于带式运输单级斜齿圆柱齿轮减速器设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

接触疲劳强度计算 确定各参数值 ： 因 K 取值在 1— 之间，由于载荷 较 平稳， 取 K= SF= SH=1， 许用接触应力 [σ H1] = 1500MPa [σ H2] = 476 MPa 许用齿根弯曲应力 [σ F1] =456MPa [σ F2] =352MPa 取两式计算中的较小值，即 ［ σ H］ =560Mpa [σ F]=352MPa 齿数比  = d1≥ 213］［ σ11 HuudkT 将数值带入上述公式可知： d1≥ 取 d1=40mm 齿轮几何尺寸的确定 角 β 0=150 小齿轮为 45钢调质，齿面硬度为260HBS 大齿轮 为 45号钢正火， 齿面硬度为215HBS Z1=20 Z2=69 带i =3 齿i = [σ H］=515Mpa [σ F] =410MPa  = 9 mn=d1cosβ 0/Z1= 取标准模数值 mn=2 d2=d1i= 中心距： a=(d1+d2)/2= 圆整后去 a=90mm β 0 cosβ 0= mn(Z1+Z2)/2a = 实际螺旋角 β 0=14038′ 5″ ，在 80— 200范围内，故合适 ： 实际分度圆 d1= mnZ1/ cosβ 0= d2= mnZ2/ cosβ 0= da1=d1+2ha= da2=d2+2ha= b=φ d d1== 取 b2=45mm b1=40mm 验算圆周速度 v1 v1=π n1d1/(601000)=6m/s 故取 8级精度合适 按齿根弯曲接触强度校核计算 ］［ σcos2σ121 FFSnF YZbmKT   校核 式中： a) 小轮 Z1=24 齿轮啮合宽度 b=70 mm cosβ = K= T1= m b) 查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系数 c) YFa1= Ysa1= YFa2= Ysa2= 将数据带入公式得： mn=2 d1= d2= a= b1=75mm b2=70mm β 0=14038 ′5″ da1= da2= 满足强度要求 10 σ F1= σ F2= 由于 [σ F1]≥σ F1 [σ F2] ≥σ F2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的有关尺寸计算如下： 轴孔直径 d= 45 )(mm 轮毂直径 1D ==72 )(mm 取 1D =75 轮毂长度 L=60mm 轮缘厚度 δ0 = (～ 4)m = ～ 10(mm) 取 0 =8 小齿轮采用齿轮轴结构 大齿轮采用 腹板式结构 轮毂直径 : 1D =105mm 轮毂长度 : L=60mm 计 算 及 说 明 结果 11 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的 有 关尺寸计算如下： 轴孔直径 d= 65 )(mm 轮毂直径 1D ==65=104 )(mm 取 1D =105 轮毂长度 )(90mmL  轮缘厚度 δ0 = (～ 4)m = ～ 10(mm) 取 0 =8 轮缘内径 2D = 2fd 2 0 = 取 D2 = 260(mm) 腹板厚度 c== 70=21mm 取 c=25(mm) 腹板中心孔直径0D =( 1D + 2D )=(180+70)=125(mm) 腹板孔直径 0d =（ 2D 1D ） =（ 260105） =(mm) 取 0d =40 (mm) 齿轮倒角 n=== 取 n= 齿轮工作如下图所示： 小齿轮采用齿轮轴结构 大齿轮采用 腹板式结构 轮毂直径 : 1D =105mm 轮毂长度 : mmL 90 轮缘内径 ： D2=260mm 腹板厚度： c=25mm 腹板中心孔直径： D0=125mm 腹板孔直径 0d =40mm 齿轮倒角： n= 计 算 及 说 明 12 计 算 及 说 明 结果 13 4 轴的设计计算 输入轴的设计 （ 1） 小齿轮材料用 45 钢，调质 ； （ 2） 按扭转强度估算轴的直径 选用 45 号钢 调质，硬度 217～ 255HBS 轴的输入功率为 kwP  转速为 n1= r/min 根据课本查表计算取 a= b=63mm c=63mm d≥ mmnPC 33 Ⅰ  考虑有一个键槽，将直径增大 5%， 则 d=(1+5%)mm= 圆整为 30mm 以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。 （ 3） 轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均由轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 (4)求齿轮上作用力的大小、方向 ○ 1小齿轮分度圆 直径： d1=62mm ○ 2作用在齿轮上的转矩为： T1 =103 Nmm ○ 3求圆周力： Ft Ft=2T1/d1=2103/62= ○ 4求径向力 Fr=Fttanα/cosβ =tan200/= ⑤求轴向力 Fa=Fttanβ = （ 5）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立 力学模型。 水平面的支反力： Ft1= Ft/2= Ft2= Ft/2= N 垂直面的支反力： Fr1= FrFr2= Fr2= 125  ar FF = （ 6）画弯矩图 齿轮轴 选用 45号钢 调质，硬度 217～255HBS d=30mm 圆周力：Ft= 径向力 ：Fr= 轴向力 ： Fa= 14 水平面的弯矩： Mmax= m 垂直面的弯矩： Mmax= m 合成弯矩： MΙ1= m （ 7）轴上传递的转矩： T1= m （ 8）带作用在轴上的力： 预紧力： 0F =500 CP ()/ZV+qv2= 带对轴作用力 : QF =2Z 0F Sin（  1/2） = 该力产生的弯矩图，如 图 在轴承 B 处弯矩 FM =aQF = N m 计 算 及 说 明 结果 15 总合成弯矩（ f） ,考虑到带传动最不利布置情况，与前面的弯矩直接相加，可得总合成弯矩： 总IM = m （ 9）计算 n 个剖面处当量弯矩 轴剪应力为脉动循环变应力，  =， 公式为 ： M =  22 TM C  Ⅰ Ⅰ 剖面： ICM =  22I TM 总 = Ⅱ Ⅱ 剖面： IICM = T=61878Nmm Ⅲ Ⅲ 剖面： IIICM =  22F TM  = （ 10）计算 Ⅰ 、 Ⅱ 、 Ⅲ 三个剖面的直径 [σ 1b]为对称循环许用弯曲应力，为 60MPa 公式为： d≥31 ]σ[Mcb 则 Ⅰ Ⅰ 处： dⅠ ≥ ]σ[ MIc3 1  b Ⅱ Ⅱ 处： dⅡ ≥ ]σ[ MIIc3 1  b Ⅲ Ⅲ 处： dⅢ ≥ ]σ[ MIIIc3 1  b 可以圆整到 30mm 输出轴的的设计 ⑴ 按扭矩初算轴径 大齿轮材料用 45钢，正火， σ b=600Mpa， 硬度 217～ 255HBS 大齿轮轴轴径的初算：大齿轮轴的转速较低，受转矩较大，故取： C=117 d≥ mmnC 33 22  考虑有两个键槽，将直径增大 10%， 则 d=(1+10%)mm= 圆整为 50mm 以上计算的轴径作为输出轴外伸端最小直径。