机械设计课程设计二级减速器高速级齿轮设计

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1、计算结果计算过程与分析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，室内工作，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（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 丫系列三相笼型异步电动机，全封闭 自扇冷式结构，电压380V。容量的选择此带式运输机，其电动机所需功率为 Pd 良式中，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Pw是式中，F 工作机的阻力，N ;v工作机的线速度，m/s;w 工作机的效率。3分别为齿轮传动

2、2对、滚动轴承3对及联轴器2个的效率,则 12 23 32 o查机械设计课程设计手册表1-5取w 0.96，!0.98，20.99，30.99 o贝 U0.982 0.993 0.992 0.91工作机的有效功率Pw 1000 w :爲鳥2 4讪所以电动机所需功率P40詈45kW单极圆柱齿轮传动比i；35，采用二级圆柱齿轮传动，r 925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选定电动机型号为Y132M2-6其主要参数如下：电动机型号额定功率/kW满载转速堵转转矩最大转矩

3、质量/kg额定转矩额定转矩/（ r/min）Y132M2-696084主要安装尺寸及外形尺寸:型号ABCDEFGHKABACADHDLY132M2-6216178893880103313212280275210315515传动装置的总传动比和分配传动比总传动比为为i nm 96014.66nw 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i iii214.66考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近。取i11.4i2故 i11.4i-1.4 14.664.53各轴的运动和动力参数I 轴 n nm 960 r min轴 n2 ni -960r J，min

4、211.9 r/min h 4.53 Jm车由 n3 皿 211.965.6r,；mini23.23卷筒轴 nwn365.6 r minI 轴 p1Pd 1 5.5kW 0.99 5.45kW5.34kW5.19kW轴 p2p1 2 3 5.45kW 0.99 0.99川轴 P3 p2 2 35.34kW 0.99 0.99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 )电机轴960I轴960n轴川轴5.3.齿轮的设计计算高速级齿轮的设计计算类型、精度等级、材料及齿数小齿轮选用40Cr调质； 类型：选用支持圆柱齿轮传动，压力角20 精度等级：由教材表10-6

5、，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。（1）设计准则齿轮要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 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0 b （5 10）

6、m m,以便于装配。（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Kh 1.3 计算小齿轮传递的转矩。 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 : 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|im1 600Mpa、 Hiim2 550MPa。由教材式（10-15）计算应力循环次数：由教材图10-

7、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：取h1和h 2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2）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。圆周速度v。齿宽b。2）计算实际载荷系数Kh由教材表10-2查得使用系数Ka 1 根据v 2.3m/s、7级精度，由教材图10-8查的动载系数 心1.06 齿轮的圆周力。查教材表10-3得齿间载荷分配系数Kh 1.2o 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

8、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G 1.3由教材式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。YFaYsao计算f由教材图10-17查得齿形系数YFa12.86、YFa22.22 。由教材图10-18查得应力修正系数Ysk 1.54、*a2 1.78 o 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Fiimi 500MPa、Fiim2 380MPa。由教材图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfn10.87、Kfn20.89。

9、取弯曲疲劳安全系数S 1.4，由教材式（10-14 ）得因为大齿轮的YFaYsa大于小齿轮，所以取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b/h。2）计算实际载荷系数Kf。 根据v 1.575m/s，7级精度，由教材图 10-8查得动荷系数 Kv 1.05。 由 Ft1 2T1 / d1 2 5.471 104/31.331N 3.492 103N，KAFt1 /b 1 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。 由教材表10-4用插值法查的Kh 1.415,结合b

10、/h 8.445，查教材图 10-13，得 Kf1.34。则载荷系数为3）由教材式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，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, djm 50.27/225.135。取 zi 26，则大齿轮齿数 Z2 izi 4.53 26 117.78，取 z 11

11、9，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，为了保证设计齿宽 b和节省材料，一 般将小齿轮略为加宽（510）mm即取b1 60 m m,而使大齿轮的齿宽等于设计宽度，即 b? 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 52m

12、m , u 4.58 , ZH 2.33 ,Ze 189.8MPa1/2 , Z0.867。将上述数据代入教材式（10-22 ）得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。Kf 1.75，T15.471104Nmm，丫Fa12.04，丫s1.88，丫Fa22.02 ,谯21.97，Y 0.679，d 1，m 2mm，26。将上述结果代入教材式（10-6）， 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）主要设计结论齿数Z126、Z2119，模数m 2，压力角 20 ，变位系数x1 x2 0，中心距 a 145mm，齿宽 b1 60mm， b2 52mm。小齿轮 选用40Cr （调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。