机械设计减速器课程设计斜齿硬齿面.docx

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机械设计减速器课程设计斜齿硬齿面

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，封闭式结构，选用一般用途的Y（IP44）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，如下图：

1

图2—1—1传动方案简图

电动机所需工作功率按式（

1）Pd

pwkw

a

由式⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯

.

（2）p

Fvkw

w

1000

由

（1）、

（2）两式可得Pd

Fv

kW

1000

a

由电动机至运输机的传动总效率为：

η=η10.η23.η32.η42.η5

式中：

1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动

效率。

取1=0.96，2=0.98（滚子轴承），3=0.97（齿轮精度为8级，不包括轴承效率），4

=0.99（弹性联轴器），

5=0.96（卷筒效率）则：

η=

η

0

.η

3

η

2

.

η

2

.

η

1

2.

3

4

3

*0.97

2

2

5=0.99

*0.99

*0.96=0.886

Pd

Fv

kW=Pw/η=6.126/0.886=6.92kw

1000

a

（3）、确定电动机转速：

（卷筒速度）Nw=60X1000v/（∏D）=65r/min（kw）

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i'2=8--40,则总传动比合理范围为i'a=8-60,故电动机转速的可选范围为

2

nd'ia'n=520-3900r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000r/min

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，如下

表：

方

电动机型

额定功

电动机转速r/min

电动机

案

号

率kW

同步转速

满载转速

重量N

1

Y132M-4

7．5

1500

1440

810

2

Y160M-6

7.5

1000

970

1190

综合考虑选电动机如下表：

型号额定功率满载堵转转矩/最大转矩/

kW转速额定转矩额定转矩

Y160M-67.52.02.02.2

2.2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

ia

n

总传动比为各级传动比i1、i2、i3⋯in的乘积，即：

iai1i2i3in

分配总传动比，即各级传动比如何取值，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；还可以得到较好的润滑条件。

要

同时达到这几方面的要求比较困难，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则：

（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，并使结构比较紧凑。

（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心高，使带轮与底架相碰。

3

（3）尽量使传动装置外廓尺寸紧凑或重量较小。

如图所示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，这是由于i2较小时

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，以避免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，低速级中心距大于高速级，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涉碰撞。

如图所示，图

1中的卷扬机开式齿轮的传动比

比较合理。

如果传动比太小以致大齿轮直径

d2小于卷筒直径D时，则将使小齿

轮与卷筒产生干涉，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i1>2i2，致使高速级大齿轮

与低速轴相碰。

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iai0i

式中i0

、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，则

i2=3.39

2.3、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、Ⅱ轴⋯⋯，以及

4

i0,i1，⋯为相连两轴的传动比；

01，12，⋯为相连两轴间的传动效率；

P，P，⋯为各轴的输入功率（kW）；

ⅠⅡ

T，T，⋯为各轴的输入转矩（Nm）；

ⅠⅡ

n，n，⋯为各轴的转速（r/min）,

ⅠⅡ

则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

nⅠnmr/min

i0

式中：

nm——电动机满载转速；

i0——电动机至Ⅰ轴的传动比。

以及

nⅡ

nⅠ

nm

r/min

i1

i0

i1

nⅢ

nⅡ

nm

r/min

i2

i0

i1

i2

其余类推。

Ⅰ轴

nO=970r/min

Ⅱ轴

nI=970r/min

Ⅲ轴

nII=220r/min

卷筒轴

nIII

=65r/min

（2）

各轴输入功率

由图2—1—1所示，为各轴间功率关系。

Ⅰ

Pd

01

kW，

01

1

P

P

P1

0112kW

，12

2

3

Ⅱ

PⅢ

P

23

Pd

0112

23

kW，232

3

Ⅱ

PⅣ

PⅢ

34

Pd

01

12

23

34kW，34

24

式中1、

2、

3、

4分别为带传动、轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。

Ⅰ轴

PO=7.5kw

Ⅱ轴

PI=7.435KW

Ⅲ轴

PII=7.13KW

卷筒轴

PIII=6.85KW

（3）

各轴输入转矩

5

TTiN·m

Ⅰd001

其中Td为电动机轴的输出转矩，按下式计算：

Td9550PdN·m

nm

所以

Ⅰ

Td

i0

Pd

i0

N·m

T

01

9550

01

nm

TⅡ

T1

i1

12

9550Pd

i0

i1

01

12

N·m

nm

TⅢ

TⅡi2

23

9550Pd

i0

i1i2

01

12

23

N·m

nm

TⅣ

TⅢ

34

9550Pdi0

i1

i2

0112

23

34

N·m

nm

同一根轴的输出功率（或转矩）与输入功率（或转矩）数值不同（因为有轴承功率损耗），需要精确计算时应取不同数值。

Ⅰ轴

TO=73.84N.m

Ⅱ轴

TI=73.1N.m

Ⅲ轴

TII=309.5N.m

卷筒轴输入转矩

TIII=1006.4N.m

Ⅰ—Ⅱ轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98，例如Ⅰ轴的输出转

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，故选用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，并经调质及表面淬火，齿面硬度为

48～55HRC。

4）选小齿轮齿数z1=18，大齿轮齿数z2=4.4X18=79，取z2=79。

6

2KtT1（u

2

2．按齿面接触强度设计，按式d1t

1）ZHZE

3

2

d

uH

3

dlt=2.32√KT1/?

d?

（u±1）/u（Ze/σH）2试算。

（1）确定公式内的各计算数值

1）试算Kt1.6。

3）计算小齿轮传递的转矩。

T1=95.5X105X7.475/970=7.31X104Nm

4）由表10-7

选取齿宽系数

d=0.8。

1

5）由表10-6

查得材料的弹性影响系数

ZE189.8MPa2

。

6）由图10-21c查得Hlim1

Hlim2

1100MPa；

7）由式N60njLh计算应力循环次数。

9

N160n1jLh=60×970*（2*8*300*10）=2.79X10

N2=6.35X108

8）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1

0.92；KHN20.98。

9）计算接触许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，有式

KNlim得

S

H

KHN1

lim1

1

S

H

KHN2

lim2

2

S

0.921100MPa1012MPa

0.981100MPa1078MPa

10）由图10-26查得1=0.77，2=0.81，则=1+2=1.58。

11）许用接触应力

H

H1

H210121078MPa1045MPa

2

2

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

dlt=39.863mm

2）计算圆周速度。

7

V=2.025m/s

3）计算齿宽b及模数mnt。

b=?

d*dlt=31.89

mt=2.215mm

h=4.984mm

b/h=6.4

4）计算载荷系数K。

已知使用系数KA1，根据V=2.025，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.09；由表

10-4查得KH=1.287

由图

10-13查得KF=1.22；

由表

10-3查得KHKF1.1。

故载荷系数

K=1.4

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式

K

d1d1t3得

Kt

dl=40.89

7）计算模数mn。

m=d/z=2.272mm

3．按齿根弯曲强度设计

2KTY1cos2

YFaYSa

由式mn

3

dz12

F

（1）确定计算参数

1）计算载荷系数。

K=1.71

2）查取齿形系数。

由表10-5查得YFa1=2.91；YFa2=2.22

3）查去应力校正系数。

由表10-5查得YSa1=1.53；YSa2=1.77

4）由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1FE2620MPa；

8

5）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

KFN10.87，KFN2

0.92；

6）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式

KNlim得

S

[?

?

?

?

]1=376.43MPa

[?

?

?

?

]2=389.7MPa

7）计算大、小齿轮的YFaYSa，并加以比较得小齿轮的数值大。

F

8）设计计算

m≥?

（（2x1.71x7.31x104/0.8x182）x0.01183）

对比计算结果，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，则z2=75。

4．几何尺寸计算

（1）计算中心距

a=115mm

将中心距圆整为115mm。

。

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=z1m=42.5mm

d2=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

9

模数

m

分度圆直径

d1

mZ1

d2

mZ2

分度圆压力角

齿顶圆直径

da1=m（z+2）

da2=m（z+2）

齿根圆直径

df1=m（z-2.5）

df2=m（z-2.5）

中心距

1

1

am（Z2

Z1）（d2d1）

2

2

齿宽

B2b

B1

B2

（5~10）mm

（三）、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。

2.5

42.5

187.5

20

48.75

193.75

37.5

182.5

115

35

40

2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用

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，并经调质及表面淬火，齿面硬度为

48～55HRC。

4）选小齿轮齿数

z1=18，大齿轮齿数

z2=3.39×18=61，取z2=61。

2KtT1（u

1）ZHZE

2

2．按齿面接触强度设计，按式d1t

试算。

3

2

uH

d

（1）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=3.095x105Nm

4）由表10-7选取齿宽系数d=0.8。

10

1

5）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa2。

6）由图10-21c查得Hlim1Hlim21100MPa；

7）由式N60njLh计算应力循环次数。

N160n1jLh=60×220×1×（2×8×300×10）=6.336×108

N2=1.869x108

8）由图10-19取接触疲劳寿命系数

KHN1=0.915；KHN2=0.935。

9）计算接触许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，有式

KNlim得

S

[?

?

]1=1006.5MPa

[?

?

]2=1028.5MPa

10）许用接触应力

[?

?

?

?

]=1017.5MPa

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

dlt=65.65mm

2）计算圆周速度。

V=0.756m/s

3）计算齿宽b及模数mnt。

b=0.8x65.65=52.52mm

mt=3.65

h=8.21mm

b/h=6.4

5）计算载荷系数K。

已知使用系数KA

1，根据V=0.756m/s，6级精度，由图

10-8查得动载系数KV

1.03；

由表10-4查得KH

1.287；

由图10-13查得KF=1.21；

11

由表10-3查得KHKF1.1。

故载荷系数

K=1.33515

6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式

d1

d1t

K

3得

Kt

d1=66.24mm

7）计算模数mt。

mt=d/z=3.68

3．按齿根弯曲强度设计

（1）确定计算参数

1）计算载荷系数。

K=1.252

2）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YSa1

1.5689；YSa2

1.7743

4）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数

S=1.4，由式

KN

lim得

S

[]

?

?

?

?

1=434

[

]

?

?

?

?

2=442.857

5）计算大、小齿轮的

YFaYSa，并加以比较

小齿轮的数值大。

F

6）设计计算

mt=3.13

对比计算结果，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

z1=19，则z2=64

4．几何尺寸计算

（1）计算中心距

a=145.25mm

将中心距圆整为145mm。

（2）计算大、小齿轮的分度圆直径

12

d1=66.5mm

d2=224mm

（5）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

模数

m

分度圆直径

d1

mZ1

d2

mZ2

分度圆压力角

齿顶圆直径

da1=m（z+2）

da2=m（z+2）

齿根圆直径

df1=m（z-2.5）

df1=m（z-2.5）

中心距

a

1m（Z2

Z1）

1（d2d1）

2

2

齿宽

B2b

B1

B2

（5~10）mm

3.2轴的设计

（一）、高速轴

（一）、高速轴的设计

通过初步的计算，e1.6mt，所以选用齿轮轴。

结果

3.5

66.5

224

20

75.25

232.75

54.4

217

145

55

60

13

1．高速级轴上的功率P1、转速n1和转矩T1

P1=7.425KW

T1=7.31X104Nm

N1=970r/min

2．求作用在齿轮上的力

d1=42.5mm

而Ft1=3440N

Fr1=1252N

3．初步确定轴的最小直径

先按式dminA03

P1

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

n1

料为40Gr，调质处理。

根据表

15-3，取A0=100，于是的