机械设计课程设计二级减速器高速级齿轮设计.docx

1、机械设计课程设计二级减速器高速级齿轮设计 计算过程与分析 计算结果 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，室内工作，有粉尘，环境最高温度35，我们这里选择电动机的类型为三相鼠笼式异步电动机(Y系列三相异步电动机)。 电动机的选择 按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。 容量的选择 Pw此带式运输机，其电动机所需功率为 ?Pd? P工作机实际需要的电动机输出功率，； 式中，kWd 工作机需要的输入功率，； PkWw ?从电动机至工作剂之间传动装置的总效率。 Fv 工作及所需功率P?w?1000w 式中，工

2、作机的阻力，； NF 工作机的线速度， v；m/s ?工作机的效率。 w ?分别为齿轮传动2对、滚动轴承3对及联轴器2个的效率，设,312232? 。则?312 ?0.96，取机械设计课程设计手册表1-5，查.9998?0.?0w21?。 90?.93 232?900.9?08?.99?.90.91 则 3?1.3?102Fv3.工作机的有效功率 kW.1?4?Pw?1000?01000.96w P4.1kWW?4.5kWP?所以电动机所需功率 d?91.0 ?35i，采用二级圆柱齿轮传动，单极圆柱齿轮传动比 25?9i1 工作机的转速为 所以电动机的转速可选范围为 综合考虑，决定选用1000

3、的电动机。根据电动机类型、结构、minr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 ，其主要参数如下：机型号为Y132M2-6 选取Y132M2-6机 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 电Y132M2-6 960 84 主要安装尺寸及外形尺寸： A B C D E F G H K AB AC AD HD L 型号 216 178 89 38 80 10 33 132 12 280 275 210 315 515 Y132M2-6 传动装置的总传动比和分配传动比 n960m 总传动比为为i?14.6665

4、.5nw nn为执行机构转速，r/min；。 式中，为满载转速，r/minwm i?ii?14.66 分配传动比21 i?1.4i 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近。取21 i?1.4i?1.4?14.66?4.53 故1 各轴的运动和动力参数 轴 minr?960n?nm1 n9601?rmin?211.9rminn?轴 24.53i1 n211.92?65.6rminn?轴 33.23i2 n?n?65.6rmin 卷筒轴3w ?5.5kW?0.99?pp5.45kW 轴1d1 ?5.45kW?0.99?0.?pp99?5.34kW 轴3122 ?5.34kW?0.99?0p?p.99

5、?5.19kW 轴3232 现将计算结果汇总如下： 功率P/kW 转矩T/（Nm） 轴名 转速n/（r/min） 960 电机轴 960 轴 轴 5. 轴 3.齿轮的设计计算 高速级齿轮的设计计算 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 级精度。7，选择10-6精度等级：由教材表 小齿Cr40 调质 材料：由教材表10-1，选择小齿轮材料为调质（调质），齿面Cr40硬度为；大齿轮。材料为钢（调质），齿面硬度。 45HBS280HBS240 齿数：选小齿轮，大齿轮齿数，0786.?.53?1919z?zz?i?41112取。 88?z2 （1）设计准则 齿轮要

6、正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b?b,而小齿轮到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取大齿轮齿宽2b?b?(5?10)mm，以便于装配。 宽1（2） （3）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 1）确定公式中各参数值 按教材P203试取 3.?1KH 计算小齿轮传递的转矩。 ?（非对称布置）。选取齿宽系数 由教材表10-71?d由教材图10-20差得区域系数。 .52

7、Z?H1/2由教材表10-5查得材料的弹性影响系数 Mpa.8Z?189EZ：）计算接触接触疲劳强度用重合系数 由教材式（10-9?。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?。 、a600Mpa550MP?21HlimHlim由教材式（10-15）计算应力循环次数： K?0.96K?1.04 ,查取接触疲劳寿命系数由教材图10-232HN1HN取失效概率为,安全系数,由式（10-14）得： 1?S%1?中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即取和 21HH2）试算小齿轮分度圆直径 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。 v 。圆

8、周速度齿宽。 b2）计算实际载荷系数。 KHK?1。 由教材表10-2查得使用系数A根据、7级精度，由教材图10-8查的动载系数。 06.K?1s/.3mv?2V齿轮的圆周力。 查教材表10-3得齿间载荷分配系数。 2.K?1?H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K?1.418。 置时，得齿向载荷分布系数?H由此，得到实际载荷系数 3）由教材式（10-12），可求得按实际载荷系数算的的分度圆直径 及相应的齿轮模数 （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。 1）确定公式中各参数值 试选 31.K?Ft由教材式（10-5）计算弯曲疲劳

9、强度用重合度系数。 YYSaFa。计算 ?F由教材图10-17查得齿形系数、。 222Y?.2Y?.862Fa1FaY?1.78 。查得应力修正系数、10-18由教材图541?.Y2sa1sa由教材图10-24c查得小齿轮和大齿轮的吃根弯曲疲劳极限分别为?。、 MPa380MPa?5002lim1limFF由教材图10-22查得弯曲疲劳寿命系数、。 89.K?K?0.870FNFN21取弯曲疲劳安全系数，由教材式（10-14）得 4.1S?YYsaFa大于小齿轮，所以取 因为大齿轮的?F2）试算模数 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齿宽。 b宽高比。 hb/2）

10、计算实际载荷系数。 KF根据，7级精度，由教材图10-8查得动荷系数s/575mv?1.K?1.05。 V43N10.492?31/.331N?2F?T/d?25.471?103，由1t113/31.331?111.510N/mm?100N/mm.?/KFb1?3492?，查教材表1tAK?1.0。 10-3得齿间载荷分配系数?FK?1.415,结合10-4用插值法查的，查教由教材表445.h/?8b?HK?1.34。，得10-13 材图?F则载荷系数为 ），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数10-13）由教材式（3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

11、于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳m强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决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并就近圆整mm6931.为标准值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，mm.27?d50mm2m?1算出小齿轮齿数。 25.135?27/2.z?d/m?5011取，则大齿轮齿数，取，191z?117.78?53z?iz?4.?2662z?2121与互为质数。 zz21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 中心距 计算齿轮宽度 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计

12、齿宽和节省材料，一b般将小齿轮略为加宽（510）mm，即 b?b?52mm。取 ，而使大齿轮的齿宽等于设计宽度，即mmb60?21（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 K?1.84,（按前述类似做法，先计算教材式10-10）中的各参数。H4?，；，332.Zd?52mm?m?10?N?T5.4711?4.58u?1H1d1/2，。将上述数据代入教材式（10-22）得8670.Z?MPa.8Z?189?E到 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。，1.75?KF41.97Y?.Y?202.Y?204Y?1.88N?mm?5.471?10T，2Sa1SaFa2Fa11?6790.Y?，。10-6），将上述结果代入教材式（1?mmm?226?z?1d得到 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 （6）主要设计结论 ?19?1z，变位力角数、系数，模数压齿?20?2?m26z?21x?x?0b?60mmb?52mm。小齿轮，中心距，齿宽mm?a1542121选用（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。 Cr40