机械设计课程设计二级减速器高速级齿轮设计.docx
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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）。
2.1电动机的选择
2.1.1电动机类型的选择
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。
2.1.2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。
Fv
工作及所需功率Pw
1000w
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。
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，
则122332。
查《机械设计课程设计手册》表1-5取w
0.96，1
0.98，2
0.99，
30.99。
则0.9820.9930.9920.91
工作机的有效功率
Pw
Fv
3.31031.2
kW
1000
10000.96
4.1
w
所以电动机所需功率
PW
4.1kW
Pd
4.5kW
0.91
2.1.3
电动机转速的确定
Pw
4.1kW
单极圆柱齿轮传动比i1'
3~5，采用二级圆柱齿轮传动，i'9~25
Pd
4.5kW
工作机的转速为
60
60
1.2
nw
17510-3
rmin65.5rmin
2
2
所以电动机的转速可选范围为
nd'i'nw（9~25）65.5rmin（589.5~1637.5）rmin
综合考虑，决定选用1000rmin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
额定功率
满载转速
堵转转矩
最大转矩
质量/kg
号
/kW
/（r/min）
额定转矩
额定转矩
选取
Y132M2-6电机
Y132M2-65.59602.02.284
主要安装尺寸及外形尺寸：
型号ABCDEFGHKABACADHDL
Y132M2-6216178893880103313212280275210315515
2.2传动装置的总传动比和分配传动比
2.2.1总传动比
总传动比为为inm96014.66
nw65.5
式中，nm为满载转速，r/min；nw为执行机构转速，r/min。
2.2.2分配传动比
分配传动比ii1i214.66
考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近。
取i11.4i2
故i1
1.4i
1.414.664.53
i
14.66
i2
3.23
i1
4.53
2.3各轴的运动和动力参数
2.3.1各轴的转速
Ⅰ轴n1nm960rmin
n1960r/min
n2211.9r/min
nwn365.6r/min
Ⅱ轴n2
n1
960rmin211.9rmin
i1
4.53
n2
211.9
65.6rmin
Ⅲ轴n3
3.23
i2
卷筒轴nwn365.6rmin
2.3.2各轴的输入功率
Ⅰ轴p1pd15.5kW0.995.45kW
Ⅱ轴p2p1235.45kW0.990.995.34kW
Ⅲ轴p3p2235.34kW0.990.995.19kW
2.3.3各轴的输入转矩
T1
1
1
9550
5.45/96054.22Nm
9550P/n
T2
9550P2/n2
9550
5.34/211.9
240.67Nm
T3
9550P3/n3
9550
5.19/65.6
755.56Nm
p15.45kW
p25.34kW
p35.19kW
现将计算结果汇总如下：
轴名功率P/kW转矩T/（N·m）转速n/（r/min）
电机轴
5.5
54.22
960
Ⅰ轴
5.45
54.22
960
Ⅱ轴
5.34
240.67
211.9
Ⅲ轴5.755.5665.6
3.齿轮的设计计算
3.1高速级齿轮的设计计算
3.1.1齿轮类型、精度等级、材料及齿数
①类型：
选用支持圆柱齿轮传动，压力角
20。
②精度等级：
由教材表10-6，选择7级精度。
③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。
④齿数：
选小齿轮z119，大齿轮齿数z2i1z14.531986.07，
取z288。
3.1.2设计计算
（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b2b,而小齿轮
宽b1b（510）mm，以便于装配。
（2）按齿面接触疲劳强度设计
㈠由教材式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即
小齿轮选用
40Cr调质；
大齿轮选用
45钢调质。
3
ZHZEZZ
2KHT1
u1
）
2
d1t
u
（
d
[H]
1）确定公式中各参数值
①按教材P203试取KH1.3
②计算小齿轮传递的转矩。
T19.55106P/n19.551065.5/9605.471104Nmm
③由教材表10-7选取齿宽系数d1（非对称布置）。
④由教材图10-20差得区域系数ZH2.5。
⑤由教材表10-5查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa1/2
⑥由教材式（10-9）计算接触接触疲劳强度用重合系数Z：
a1arccosz1cos/（z12ha*）arccos19cos20/2131.767
a2arccosz2cos/（z22ha*）arccos88cos20/9023.247
z1（tana1tan'）z2（tana2tan'）/2
19（tan31.767tan20）88（tan23.247tan20）/21.691
4
4
1.691
Z
0.877
3
3
⑦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
Hlim1600Mpa、Hlim2550MPa。
由教材式（10-15）计算应力循环次数：
N160n1jLh609601（283658）2.691109
N2N1/i12.691109/（88/19）5.810108
由教材图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN10.96,KHN21.04
取失效概率为1%,安全系数S1,由式（10-14）得：
KHN1
Hlim1
0.96
600
H
1
1
576Mpa
S
KHN2
Hlim2
1.04
550
H
2
1
572MPa
S
取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
HH2572MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
3
ZHZEZZ
d1t
2KHT1
u1
）
2
u
（
H]
d
[
21.35.471104
88
/191
2
3
2.5189.80.877
45.069mm
1
88/19
572
㈡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。
①圆周速度v。
v
d1tn1
45.069960
1000
60
2.3m/s
60
1000
②齿宽b。
bdd1t145.06945.069mm
2）计算实际载荷系数KH。
①由教材表10-2查得使用系数KA1。
②根据v2.3m/s、7级精度，由教材图10-8查的动载系数KV1.06。
③齿轮的圆周力。
Ft12T1/d1t25.471104/45.0692.428103N
KAFt1/b12.428103/45.06953.9N/mm100N/mm
查教材表10-3得齿间载荷分配系数KH1.2。
④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KH1.418。
由此，得到实际载荷系数
KHKAKVKHKH11.061.21.4181.804
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
d1d1t3
KH
45.06931.804
50.27mm
KHt
1.3
及相应的齿轮模数
md1/z150.27/192.646mm
（3）按齿根弯曲疲劳强度设计
㈠由教材式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合系数。
2KFt
T1Y
YFa
YSa
mt
3
z12
[
F]
d
1）确定公式中各参数值
①试选KFt1.3
②由教材式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。
Y0.25
0.75
0.75
0.25
0.694
1.691
③计算YFaYSa。
[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Ysa11.54、Ysa21.78。
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
Flim1500MPa、Flim2
380MPa。
由教材图10-22
查得弯曲疲劳寿命系数KFN
0.87、KFN
0.89。
1
2
取弯曲疲劳安全系数S
1.4，由教材式（10-14）得
KFN1
Flim1
0.87500
310.71MPa
F1
S
1.4
F
KFN2
Flim2
0.89380
241.57MPa
2
S
1.4
YFa1Ysa12.861.54
[
F]1
0.0142
310.71
YFa2Ysa2
2.221.78
[F]2
0.0164
241.57
因为大齿轮的YFaYsa大于小齿轮，所以取
[F]
YFaYsa
YFa2Ysa2
0.0164
[F]2
F
2）试算模数
mnt
2K
FtT1Y
YFaYSa
3
2
[
F]
dz1
321.3
5.471
104
0.694
1.649mm
1
192
0.0164
㈡调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度v。
d1mtz11.6491931.331mm
v
d1n1
31.331960
1000
60
1.575m/s
60
1000
②齿宽b。
bdd1131.33131.331mm
③宽高比b/h。
h（2hac*）mt（210.25）1.6493.710mm
b/h31.331/3.7108.445
2）计算实际载荷系数KF。
①根据v1.575m/s，7级精度，由教材图10-8查得动荷系数
KV1.05。
②由
Ft1
2T1
/d1
25.471104/31.331N
3.492103N
，
KAFt1
/b
13.492103/31.331
111.5N/mm100N/mm，查教材表
10-3
得齿间载荷分配系数
KF
1.0。
③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。
则载荷系数为
KFKAKVKFKF11.051.01.341.407
3）由教材式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数
mmt3
KF
1.64931.407
1.693mm
KFT
1.3
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m2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d150.27mm，
算出小齿轮齿数z1d1/m50.27/225.135。
取z126，则大齿轮齿数z2iz14.5326117.78，取z2119，
z1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
㈠计算分度圆直径
d1
z1m
26
2
52mm
d1
52mm
d2
z2m
119
2
238mm
d2
238mm
a145mm
㈡中心距
ad1d2/2（52238）/2145mm
㈢计算齿轮宽度
bdd115252mm
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（5~10）mm，即
b1b（5~10）mm52（5~10）mm57~62mm
取b160mm，而使大齿轮的齿宽等于设计宽度，即b2b52mm。
（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。
㈠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。
KH1.84,
T1
5.471104Nm；
d
1，d152mm，u
4.58，ZH
2.33，
ZE
189.8MPa1/2，Z
0.867。
将上述数据代入教材式（
10-22）得
到
H
2KHT1u1ZHZEZ
dd13
u
2
1.84
5.471
104
119/261
189.8
0.867
1
523
2.33
119/26
506.45MPa[
H]572MPa
齿面接触疲劳强度满足要求。
㈡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。
KF1.75，
T1
5.471104N
mm，YFa1
2.04，YSa11.88，YFa22.02，YSa2
1.97，
Y
0.679
，
d
1
，m2mm，
。
将上述结果代入教材式（10-6），
z126
得到
z1
26
F1
2KFT1YFa1Ysa1Y
2
1.75
2.041.88
0.6795.471104
dm3z12
123
262
z2
119
92.21MPa
[F]1
310.7MPa
2KFT1YFa2Ysa2Y
21.755.4711042.021.970.679
F2
123262
dm3z12
95.67MPa[F]2
214.57MPa
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m2，压力角20，变位系数
x1x20，中心距a145mm，齿宽b160mm，b252mm。
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。
m2mm
20
x1x20
a145mm
b160mm
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