圆柱齿轮设计说明书

1、圆柱齿轮设计说明书设计人：郑蹬蹬 班级:2013机械电子工程（2）班学号：2013330300183 指导老师：钱萍 完成日期：2015年11月17日2015年11月30日目录1.电动机类型的选择21.1原始数据：21.2减速器输出轴的功率21.3传动比的分配22.圆柱齿轮的设计：22.1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数23.按齿面接触疲劳强度设计33.1按齿根弯曲疲劳强度设计53.2几何尺寸的计算83.3圆整中心距后的强度校核83.4主要设计结论123.5结构设计124.参考文献151. 电动机类型的选择1.1 原始数据：参数：减速器的输出轴转矩T/(N.m)228减速器的输出轴转速n(

2、r/min)1041.2 减速器输出轴的功率Pw=T*n9550 kw=228×1049550=2.483 kw（1）根据圆柱齿轮的传动效率：取1=0.97.根据V带的传动效率：取 2=0.95.（2）得出电动机的功率：Pd=Pw1*2 kw=2.4830.97×0.95=2.695 kw（3）根据圆柱齿轮的及V带的传动比要求：选择电动机型号：Y132S-6 电动机的参数如下：电机型号满载转速（r/min）额定功率（kw）Y132S-696031.3 传动比的分配（1） 总传动比：i=nm nw=960104=9.23（2） 根据圆柱齿轮的及V带的传动比的要求：i

3、1=3.1i2=32. 圆柱齿轮的设计：2.1 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数（1） 根据题目的要求，选择斜齿圆柱齿轮传动，压力角取为20°（2） 带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。（3） 材料选择。由表10-1，选择小齿轮的材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。（4） 选小齿轮的齿数z1=26，大齿轮的齿数z2=u*z1=3.1×26=80.6,取z2=81.（5） 初选螺旋角=14°3. 按齿面接触疲劳强度设计（1） 由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KH

4、tT1du+1uZHZEZZH21) 确定公式中的参数值。a) 试选载荷系数KHt=1.3b) 由图10-20查取区域系数ZH=2.433c) 由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctantanncos=arctantan 20°cos14=20.562°at1=arccosz1cost/(z1+2han*cos)=arccos26×cos20.562°/(26+2×1×cos14°)=29.394°at2=arccosz2cost/(z2+2han*cos)=arccos81×co

5、s20.562°/(81+2×1×cos14°)=23.881°=z1tanat1-tant'+z2tanat2-tant'2=26×tan29.394°-tan20.562°+81×tan23.881°-tan20.562°/2=1.651=dz1tan=1×26×tan14°/=2.063Z=4-1-3+=4-1.65131-2.063+2.0631.651=0.646d) 由式（10-23）可得螺旋角系数ZZ=cos=0.985e)

6、计算小齿轮转矩小齿轮的功率：P=Pd2=2.695×0.95=2.560 kw小齿轮的转矩：T1=9.55×106×Pn=9.55×106×2.560320N.mm=7.64×104 N.mmf) 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2g) 计算接触疲劳许用应力 H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限Hliml=600MPa，Hlim2=550MPa 由式（10-15）计算应力循环次数：N1=60n1jLn=60×320×1×5×250×6=3.84

7、×108N2=N1u=3.84×1088126=1.233×108由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95KHN2=1.14取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得：H1=KHN1Hlimls=0.95×6001 MPa=570 MPaH2=KHN2Hlim2s=1.14×5501 MPa=627 MPa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H1=570 MPa2) 试计算小齿轮的分度圆直径d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=32×1.3×7.6×1041

8、8126+181262.433×189.8×0.646×0.9855702=41.160mm（2） 调整小齿轮的分度圆直径1） 计算实际载荷系前的数据准备a) 圆周速度：V=d1tn60×1000=×41.160×32060×1000=0.69 m/sb) 齿宽bb=dd1t=1×41.160=41.160 mm2） 计算实际载荷系数KHa) 由表10-2查得使用系数KA=1b) 根据V=0.69 m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.03c) 齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2×7.6

9、4×10441.160=3.712×103N .KAFt1b=1×3.712×10341.160=90.18Nmm<100 N/mm ，由表10-3查得齿间载荷分配系数KH=1.4d) 由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.417则载荷系数为KH=KAKvKHKH=1×1.03×1.4×1.417=2.043 3） 由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=41.160×32.0431.3 mm=47.854 mm 及相应的齿轮模数：mn

10、=d1cosz1=47.854×cos14°/26=1.786mm3.1 按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 由式（10-20）试算齿轮模数，即mnt32KFtT1YYcos2dz12(YFYFF)1） 确定公式中的各参数值a) 试选载荷系数KFt=1.3b) 由式（10-18），可得计算弯曲强度的重合度系数Yb=arctantancost=arctantan14°cos20.562°=13.140°v=cosb2=1.651cos13.1402=1.741Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.741=0.681c) 由式（10-19），可

11、得计算弯曲强度的螺旋角系数YY=1-120°=1-2.063×14°/120°=0.759d) 计算YFaYsaF由当量齿数zv1=z1cos3=26cos314°=28.46,zv2=z2cos3=81cos314°=88.67.查图10-17，得出齿形系数YFa1=2.57,YFa2=2.21,由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.62,Ysa2=1.79, 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限 分别为Fliml=500 MPa，Flim2=380 MPa,由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87

12、,KFN2=0.91取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式（10-14）得：F1=KFN1Flimls=0.87×5001.4 MPa=310.74 MPaF2=KFN2Flim2s=0.91×3801.4 MPa=247 MPaYFa1Ysa1F1=2.57×1.62310.74=0.0134YFa2Ysa2F2=2.21×1.79247=0.0160因为大齿轮的YFa2Ysa2F2大于小齿轮，所以取YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.01602） 试算齿轮模数mnt32KFtT1YYcos2dz12YFYFF=32×1.3×7.

13、64×104×0.681×0.759×cos214°1×2620.0160=1.318 mm（2） 调整齿轮模数1） 计算实际载荷系数前的数据准备a) 圆周速度vd1=mntcos=1.318×26cos14°=35.317 mmV=d1n60×1000=×35.317×32060×1000=0.59 m/sb) 齿宽bb=dd1=1×35.317=35.317 mmc) 齿高h及宽高比b/hh=2han*+ca*mnt=2×1+0.25×1.3

14、18=2.966 mmbh=35.3172.966=11.912） 计算实际载荷系数KFa) 根据V =0.59m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02b) 由Ft1=2T1d1=2×7.64×10435.317=4.327×103 N,KAFt1b=1×4.327×10335.317=122.52Nmm>100N/mm.查得表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2c) 由表10-4用插值法查得KH=1.416,结合bh=11.91查得10-13，得KF=1.40则载荷系数为：KF=KAKvKFKF=1×1.02

15、×1.2×1.40=1.7143） 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=1.318×31.7141.30 mm=1.445 mm对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲强度出发，从标准中就近取mn=2 mm，为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=47.854 mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cosmn=47.854×cos14°2=23.22,取 z1=25，则z2=25×3.1=77.5，取z2=78，z1与

16、z2互为质数。3.2 几何尺寸的计算（1） 计算中心距a=(z1z2)mn2cos=(25+78)×22×cos14°=106.153 mm考虑到模数从1.445增大到2mm，为此将中心距圆整为106mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1z2)mn2a=arccos(25+78)×22×106=13.664°（3） 计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=25×2cos13.664°=51.46 mmd1=z2mncos=78×2cos13.664°=160.54 m

17、m（4） 计算齿轮宽度b=dd1=1×51.46=51.46 mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮齿宽略加宽（5-10）mm，即b1=b+5-10mm=57 mm取b2=52 mm3.3 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，KH，zc KF Y Y等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1） 齿面接触疲劳强度的校核1） 计算实际载荷系前的数据准备a) 圆周速度：V=d1n60×1000=×51.46×32060×1000=0.86m/sb) 齿宽bb=dd1=1×52=5

18、2 mm2） 计算实际载荷系数KHa) 由表10-2查得使用系数KA=1b) 根据V=0.86m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.03c) 齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2×7.64×10451.46=2.969×103N .KAFt1b=1×2.969×10341.160=57.10Nmm<100 N/mm ，由表10-3查得齿间载荷分配系数KH=1.4d) 由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.417则载荷系数为KH=KAKvKHKH=1×1.03×1.4&#

19、215;1.417=2.043 3） 计算小齿轮的赫兹应力，即H=22KHT1dd13u+1uZHZEZZ4） 确定公式中的参数值。a) 载荷系数KH=2.043b) 由图10-20查取区域系数ZH=2.743c) 由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctantanncos=arctantan 20°cos13.664°=20.535°at1=arccosz1cost/(z1+2han*cos)=arccos25×cos20.535°/(25+2×1×cos13.664°)=29.667

20、76;at2=arccosz2cost/(z2+2han*cos)=arccos78×cos20.535°/(78+2×1×cos13.664°)=23.979°=z1tanat1-tant'+z2tanat2-tant'2=25×tan29.667°-tan20.535°+78×tan23.979°-tan20.535°/2=1.648=dz1tan=1×25×tan13.667°/=1.935Z=4-1-3+=4-1.6483

21、1-1.935+1.9351.648=0.66d) 由式（10-23）可得螺旋角系数ZZ=cos=0.985e) 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25） 计算小齿轮的赫兹应力H=22KHT1dd13u+1uZHZEZZ=2×2.043×7.64×1041×51.4633.1+13.12.743×189×0.66×0.985=567 MPa<H满足齿面接触疲劳强度条件。（2） 齿根弯曲疲劳强度校核1） 计算实际载荷系数前的数据准备a) 圆周速度vV=d1n60×1000=×

22、51.46×32060×1000=0.86 m/sb) 齿宽bb=dd1=1×51.46=51.46 mmc) 齿高h及宽高比b/hh=2han*+ca*mnt=2×1+0.25×2=4.5 mmbh=51.464.5=11.442） 计算实际载荷系数KFd) 根据V =0.86m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03e) 由Ft1=2T1d1=2×7.64×10451.46=2.969×103 N,KAFt1b=1×2.969×10351.46=57.10Nmm<100N

23、/mm.查得表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.4f) 由表10-4用插值法查得KH=1.416,结合bh=11.91查得10-13，得KF=1.686则载荷系数为：KF=KAKvKFKF=1×1.03×1.4×1.686=2.433） 计算齿轮的弯曲应力，即F=2KFT1YYcos2YFYFdz12mn34） 确定公式中的各参数值a) 载荷系数KF=2.43b) 由式（10-18），可得计算弯曲强度的重合度系数Yb=arctantancost=arctantan13.664°cos20.535°=13.656°v=cosb2=1.648cos13.1402=1.738Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.738=0.682c) 由式（10-19），可得计算弯曲强度的螺旋角系数YY=1-120°=1-1.935×13.664°/120°=0.780d) 确定YFa1 YFa2和Ysa1Ysa2 由当量齿数zv1=z1cos3=25cos313.664°=25.73,zv2=z2cos3=78cos313.664°=80.27.查图10-17，得出齿形系数YFa1=2.65