机械设计课程设计二级减速器高速级齿轮设计

1、计算过程与分析2传动装置的总体设计本设计中的已知条件为：两班制工作，连续单向运转，载荷叫平稳，室工作，有粉尘，环境最高温度35C，我们这里选择电动机的类 型为三相鼠笼式异步电动机（丫系列三相异步电动机）。2.1电动机的选择电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用 丫系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。电动机容量的选择此带式运输机，其电动机所需功率为 PdPw式中，Pd工作机实际需要的电动机输出功率，kW ；Pw 工作机需要的输入功率，kW ;从电动机至工作剂之间传动装置的总效率。工作及所需功率PwFv1000式中，F 工作机的阻力，N ;v工作机的线速度，m/s;w 工作

2、机的效率。设1, 2, 3分别为齿轮传动2对、滚动轴承3对及联轴器2个的效率,查机械设计课程设计手册表1-5取w 0.96，10.98，20.99，0.99。贝 U0.982 0.993 0.992 0.91工作机的有效功率PwFv1000 w3.3 103 1.21000 0.964.1kW所以电动机所需功率pd Pw需忻2.1.3电动机转速的确定PW 4.1kWFd 4.5kW单极圆柱齿轮传动比i13 5 ,采用二级圆柱齿轮传动,r 925工作机的转速为602601.2175 10-32r min65.5r min所以电动机的转速可选围为(589.5 1637.5) r minnd'

3、; i' nw (9 25) 65.5r min综合考虑，决定选用1000r min的电动机。根据电动机类型、结构、容量和转速查机械设计课程设计手册表12-1表12-14选定电动电动机型号额定功率/kW满载转速/（ r/min）堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩额定转矩Y132M2-65.59602.02.284机型号为Y132M2-6，其主要参数如下：选取Y132M2-6 电机i 总 14.66 总、11 4.5312 3.23主要安装尺寸及外形尺寸:型号ABCDEFGHKABACADHDLY132M2-21617889388010331321228027521031551562.2

4、传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比总传动比为为i血14.66nw 65.5式中，nm为满载转速，r/min ； nw为执行机构转速，r/min分配传动比分配传动比i i1i214.66考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近。取h 1.4i2故 i11.4i1.4 14.664.53ii2 .i114.664.533.232.3各轴的运动和动力参数I轴n.nm960r minU轴n2n1960 r min 211.9 r/mini14.53川轴n3n2211.965.6r mini23.23卷筒轴nwn365.6 r min2.3.1各轴的转速n 960r / mi nn2211.9r /m

5、innw rt 65.6r/m ini轴口Pd 15.5kW 0.995.45kWu轴p2p1 2 35.45kW 0.99 0.995.34kW川轴p3p2 2 35.34kW 0.99 0.99 5.19kW2.3.2各轴的输入功率p15.45kWp25.34 kWP35.19 kW2.3.3各轴的输入转矩T19550P/n1 9550 5.45/960 54.22N mT29550P2/ n29550 5.34/211.9240.67 N mT39550P3/n39550 5.19/65.6755.56N m现将计算结果汇总如下:轴名功率P/kW转矩T/(Nm)转速 n/ / r/min

6、)电机轴5.554.22960I轴5.4554.22960n轴5.34240.67211.9川轴5.755.5665.63齿轮的设计计算3.1高速级齿轮的设计计算小齿轮选用40Cr调质；大齿轮选用45钢调质。齿轮类型、精度等级、材料及齿数 类型：选用支持圆柱齿轮传动，压力角20 o 精度等级：由教材表10-6,选择7级精度。 材料：由教材表10-1，选择小齿轮材料为40Cr调质（调质），齿面 硬度为280HBS ;大齿轮。材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。 齿数：选小齿轮 z 19，大齿轮齿数z2 i1 Z| 4.53 19 86.07，取 z288 o设计计算（1）设计准则齿轮要正

7、常工作必须满足一定的强度以免失效，因此要通过强度 计算来设计齿轮的尺寸，先分别按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳 强度计算出最小分度圆直径进而算出模数，比较两者的大小，然后按 标准模数取值，再根据模数算出最后的分度圆直径等齿轮尺寸。考虑 到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取大齿轮齿宽b2 b,而小齿轮宽b1 b （5 10）m m，以便于装配。（2）按齿面接触疲劳强度设计由教材式（10-11 ）试算小齿轮分度圆直径，即.2心u 1 ,ZhZeZ Z、2d1t- 一（） dU H 1）确定公式中各参数值 按教材P203试取Kh 1.3 计算小齿轮传递的转矩。T, 9.55 1 06P/n, 9.5

8、5 1 06 5.5 / 96 0 5.471 104 N mm 由教材表10-7选取齿宽系数d 1 （非对称布置）。 由教材图10-20差得区域系数ZH 2.5。 由教材表10-5查得材料的弹性影响系数Ze 189.8Mpa1/2 由教材式（10-9）计算接触接触疲劳强度用重合系数 Z :a1 arccoscos /（z, 2h；） arccos19cos20 /2131.767a2 arccos z2 cos /（z2 2h；） arccos 88cos20 / 9023.247z(tan a1 tan ') z2(tan a2 tan ')/2Z4 1.691 319(t

9、an31.767 tan20 ) 88(tan23.247 tan20 )/21.6910.877 计算接触疲劳许用应力H 由教材图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为h iim1 600Mpa、 h lim2550MP a。由教材式(10-15)计算应力循环次数：N160门机山 60 960 1 (2 8 365 8)2.691 10998N2N1 /i1 2.691 10 /(88/19) 5.810 10由教材图10-23查取接触疲劳寿命系数Khn1 0.96,Khn2 1.04取失效概率为1%,安全系数S 1,由式（10-14）得：H 1KHN1 Hlim1 0.96 6

10、00 576MpaS1K hn 2 H lim 21.04 550H 2572MPaS1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 2 572MPa2）试算小齿轮分度圆直径3弘2KhT1 u 1 (ZhZeZ Z)2U ( h2 1.3 5.471 10488/19 188/1925 189.8 0.877 245.069mm572调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度V od1tn-i45.069 960 v 2.3m/ s60 100060 1000齿宽b obd d1t1 45.06945.069mm2）计算实际载荷系数Kh 由教材表10-2查得使

11、用系数Ka 1 o 根据v 2.3m/s、7级精度，由教材图10-8查的动载系数KV 1.06 齿轮的圆周力。Ft1 2T1/d1t 2 5.471 104/45.069 2.428 103NKAFt1/b 1 2.428 1 03 / 45.06953.9N/mm100N/mm查教材表10-3得齿间载荷分配系数Kh 1.2 o 由教材表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，得齿向载荷分布系数Kh 1.418 o由此，得到实际载荷系数Kh KaKvKh Kh 1 1.06 1.2 1.418 1.8043）由教材式（10-12）,可求得按实际载荷系数算的的分度圆直径KTJ

12、 1.804d1 d1t3 H 45.069 3；50.27mm-KHt' 1.3及相应的齿轮模数m d1 / z150.27/192.646 mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计由教材式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数2 K Ft TiY丫 Fa Y Sai rri）确定公式中各参数值 试选KFt 1.3 由教材式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数丫°25 必 °25 篙 °694 计算丫FaYsa。f由教材图10-17查得齿形系数YFa1 2.86、YFa2 2.22。由教材图10-18查得应力修正系数Y.a1 1.54、Ysa2 1.78。由

13、教材图10-24C查得小齿轮和大齿轮的吃根弯曲疲劳极限分别为F lim1500MPa、 Flim2380MPa。由教材图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfn10.87、Kfn20.89取弯曲疲劳安全系数S 1.4，由教材式（10-14）得0.87 5001.4310.71MPaS1.4YFa1 丫a12.861.54f1310.71YFa 2 丫;a22.221.78(K FN1 Flim1S0.89 380241.57F 2F 2K FN2 F lim 2241.57MPa因为大齿轮的丫晋大于小齿轮，所以取YFaYsaFa2 sa2 0.0164FF 22)试算模数nt 3：'25；

14、丫ld Z1YFaYsaF 21 .35 .47110 40.694119 20.01641 .649mm调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度V od1mtZ11.649 1931.331mmd1n131.33160 100060 10009601.575m/s齿宽b ob dd131.33131.331mm宽咼比b/h oh (2ha c )mt(210.25) 1.6493.710mmb/h31.331/3.710 8.4452）计算实际载荷系数Kf o根据v1.575m/s ,7级精度，由教材图10-8查得动荷系数Kv1.05。Ft1 2T1/d1 2 5.471 10

15、4/31.331N3.492 103N1 3.492 103/31.331111.5N /mm 100N /mm，查教材表10-3得齿间载荷分配系数Kf 1.0 o由教材表10-4用插值法查的Kh 1.415,结合b/h 8.445，查教材 图 10-13,得 Kf 1.34 o则载荷系数为Kf KaKvKf Kf 1 1.05 1.0 1.341.4073）由教材式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m叫务149才曙1对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳 强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决

16、定的承载能力仅与 齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.693mm并就近圆整为标准值m 2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 di 50.27mm，算出小齿轮齿数z, d,/m 50.27/225.135。取 z, 26，则大齿轮齿数 Z2 izi 4.53 26 117.78，取 z 119，Zi与Z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑,避免浪费。（4）计算几何尺寸计算分度圆直径d1z1m26252mmd2z2m1192238mm中心距ad1 d2 /2(52238)/2145 mm计算齿轮宽度bdd115252mmd

17、1d2 a52mm238mm145mm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，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即卩b| b （510）mm52 （5 10）mm57 62mm取b,60 m m,而使大齿轮的齿宽等于设计宽度，即 b 52mm。（5）圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距并没有不便于相关零件的设计和制造。为此，可不进行圆整。齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算教材式（10-10）中的各参数。Kh 1.84,4T|5.471 10 N m ; d 1 , d1 52mm , u 4.58 , ZH 2.33 ,Ze 189.8MPa1/2 , Z0.867

18、。将上述数据代入教材式（10-22）得到2KhTi u 1z zzH . 3ZH ZEZ dd1 u2 1.84 5.471 104119/26 1币 1 523119/26506.45MPa H 572MPa2.33 189.8 0.867齿面接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算教材式（10-6）中的各参数。Kf 1.75，T15.471 104N mm，丫Fa12.04，丫s1.88，丫Fa2 2.02 ,谯2 1.97，Y 0.679，d 1，m 2mm ,426。将上述结果代入教材式（10-6），得到2KFT1YFa1Ysa1Y2 1.75 2.04 1.88 0.679 5.471 104F11 23 2