二级斜齿轮减速器课程设计

河南机电高等专科学校机械设计用纸13.传动零件的设计1）高速级齿轮设计一用于带式运输机的两级斜齿轮减速器的高速级齿轮传动。已知减速器的输入功率13Pkw，小齿轮转速n=960r/min，齿数比u=4.5，已知带式运输机单向转动，原动机为电动机，减速器使用期限是五年，双班制工作。解设计计算步骤列于表2-2如下。表2-2斜齿轮传动的设计计算步骤c设计计算与说明计算结果1．选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数1）选择精度等级选用8级精度由表13-4查8级精度2）选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度因传递功率较大，选用软齿面齿轮传动。参考表13—1，小齿轮：45（调质），硬度为240HBS大齿轮：45（调质），硬度为200HBS小齿轮：45，240HBS大齿轮：45,200HBS3）选齿数1z、2z为增加传动的平稳性，选1z=242z=1uz=4.5×24=108因选用闭式软齿面传动故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其齿根弯曲疲劳强度1z=242z=1082．按齿面接触疲劳强度设计按式（13-15），设计公式为21312(1)[]HEdFZZZZKTudu1）初选载荷系数tK试选载荷系数tK＝1.3tK＝1.32）初选螺旋角初选螺旋角＝10°＝10°河南机电高等专科学校机械设计用纸23）小齿轮传递转矩T小齿轮名义转矩：11611055.9nPT639.551029840960N·mmT29840N·mm4）选取齿宽系数d由表13-8，选齿宽系数d＝0.8d＝0.85）端面重合度cos)]11(2.388.1[21zz11[1.883.2()]cos1024108=1.684=1.6846）重合度系数Z77.0684.111Z77.0Z7）纵向重合度111sinsinsincos0.318tanddnnnnddmzbmmmz0.3180.824tan10=1.077=1.0778）螺旋角系数Zcoscos10Z=0.99Z0.999）弹性系数EZ由表13-6查取弹性系数EZ＝189.8MPaEZ=189.8MPa10）节点区域系数HZ由表13-21，节点区域系数HZ＝2.47HZ=2.4711）接触疲劳强度极限1limH、2limH由表13-61limH＝590MPa，2limH＝480MPa1limH=590MPa2limH=480MPa12）接触疲劳强度寿命系数1NZ、2NZ由图13—8查取接触疲劳强度寿命系数1NZ＝1、2NZ＝11NZ＝12NZ＝1河南机电高等专科学校机械设计用纸313）接触应力循环次数1N、2NhjLnN1160609601(283005)91.681098211.6810/4.23.7410NNu1N91.6810823.7410N14）接触疲劳强度安全系数取失效概率为1％，接触疲劳强度最小安全系数HS＝1HS＝115）计算许用接触应力由式（13—3）lim1115901[]5901HNHHZSMPalim2224801[]4801HNHHZSMPa][23.1])[]([21min][221HHHH，1min(590480),1.235902min535,725.5=535MPa[]535HMPa16）计算直径1d2131232(1)[]21.3298405.52.47189.80.770.990.84.5535HEdFZZZZKTudu=37.537137.537d17）计算圆周速度11601000tdnv3.1437.5379601.87601000cos10m/s1.87tvm/s18）确定载荷系数K由表13—5查取使用系数AK＝1根据1vz／100＝1.87×24／100=0.4488m/s,由图13—13，动载系数vK＝1.04根据=1.684+1.077=2.761，由图13—14，齿间载荷K=1.64河南机电高等专科学校机械设计用纸4分配系数K＝1.41由表13—15，齿向载荷分布系数K＝1.12故载荷系数KKKKKvA=1×1.04×1.41×1.12=1.6419）计算分度圆直径1d311/40.227ttddKK140.227d20）计算模数nm11cos/1.689nmdznm为标准值，将nm圆整的nm=2.5nm=2.53．确定齿轮传动主要参数和几何尺寸1）中心距a22()2.5(24108)167.54252cos2cos10nmzzamm圆整为168amm168amm2）确定螺旋角azzmn2)(arccos212.5(24108)arccos1050'3821681050'383）分度圆直径1d、2d1d＝1/cosnmz＝2.5×24/1050'38＝61.091mm2d＝2/cosnmz＝2.5×108/1050'38＝274.901mm1d=61.091mm2d=274.901mm4）计算齿宽1b、2b10.860.90148.721dbdmm取1b=58mm、2b=52mm1b=58mm2b=52mm4．校核齿根弯曲疲劳强度按式（8—14），校核公式为112[]FFaSaFnKTYYYYbdm河南机电高等专科学校机械设计用纸51）重合度系数Y75.025.0Y695.0684.175.025.0Y695.02）螺旋角系数Y由图13—22，Y=0.93Y=0.933）当量齿数1vz、2vz3311cos24cos1050'3825.333vzz3322cos108cos1050'38113.999vzz125.333vz2113.999vz4）齿形系数1FaY、2FaY由表13—71FaY=2.65、2FaY=2.17361FaY=2.652FaY=2.17365）应力修正系数1SaY、2SaY应力修正系数1SaY=1.58、2SaY=1.79641SaY=1.582SaY=1.79646）弯曲疲劳强度极限1limF、2limF由图13—7查得1limF＝450MPa，2limF＝390MPa1limF＝450MPa2limF＝390MPa7）弯曲疲劳强度寿命系数1NY、2NY由图13—9查得1NY=1、2NY=11NY=12NY=18）弯曲疲劳强度安全系数FS取弯曲疲劳强度最小安全系数FS＝1.6FS＝1.69）计算许用弯曲应力由式（13—3）lim1114501[]281.251.6FNFFYSMPalim2223901[]243.751.6FNFFYSMPa1[]281.25FMPa2[]287.5FMPa河南机电高等专科学校机械设计用纸610）校核弯曲应力11111256.642[]FFaSaFnKTYYYYbdm12221252.8056[]FFaSaFnKTYYYYbdm小齿轮数值大5．结构设计（略）2）低速级齿轮设计一用于带式运输机的两级斜齿轮减速器的高速级齿轮传动。已知减速器的输入功率12.85Pkw，小齿轮转速n=213.2r/min，齿数比u=3.23，已知带式运输机单向转动，原动机为电动机，减速器使用期限是五年，双班制工作。c设计计算与说明计算结果1．选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数1）选择精度等级选用8级精度由表13-4查8级精度2）选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度因传递功率较小，选用软齿面齿轮传动。参考表13—1，小齿轮：45（调质），硬度为240HBS大齿轮：45（调质），硬度为200HBS小齿轮：45，240HBS大齿轮：45,200HBS3）选齿数1z、2z为增加传动的平稳性，选1z=302z=1uz=3.23×24=96.9将2z圆整成96故2196'3.230zuz传动比误差3.23.23100%0.9%3%3.2u故选择齿数符合因选用闭式软齿面传动故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其1z=302z=96河南机电高等专科学校机械设计用纸7齿根弯曲疲劳强度2．按齿面接触疲劳强度设计按式（13-15），设计公式为21312(1)[]HEdFZZZZKTudu1）初选载荷系数tK试选载荷系数tK＝1.3tK＝1.32）初选螺旋角初选螺旋角＝10°＝10°3）小齿轮传递转矩T小齿轮名义转矩：11611055.9nPT62.859.5510127600213.2N·mmT127600N·mm4）选取齿宽系数d由表13-8，选齿宽系数d＝0.8d＝0.85）端面重合度cos)]11(2.388.1[21zz11[1.883.2()]cos103096=1.714=1.7146）重合度系数Z11.7140.76Z0.76Z7）纵向重合度111sinsinsincos0.318tanddnnnnddmzbmmmz0.3180.824tan10=1.34=1.348）螺旋角系数Zcoscos10Z=0.99Z0.999）弹性系数EZ由表13-6查取弹性系数EZ＝189.8MPaEZ=189.8MPa河南机电高等专科学校机械设计用纸810）节点区域系数HZ由表13-21，节点区域系数HZ＝2.47HZ=2.4711）接触疲劳强度极限1limH、2limH由表13-61limH＝590MPa，2limH＝480MPa1limH=590MPa2limH=480MPa12）接触疲劳强度寿命系数1NZ、2NZ由图13—8查取接触疲劳强度寿命系数1NZ＝1、2NZ＝11NZ＝12NZ＝113）接触应力循环次数1N、2NhjLnN116060213.21(283005)93.741098211.6810/4.23.1210NNu1N93.7410823.1210N14）接触疲劳强度安全系数取失效概率为1％，接触疲劳强度最小安全系数HS＝1HS＝115）计算许用接触应力由式（13—3）lim1115901[]5901HNHHZSMPalim2224801[]4801HNHHZSMPa][23.1])[]([21min][221HHHH，1min(590480),1.235902min535,725.5=535MPa[]535HMPa河南机电高等专科学校机械设计用纸916）计算直径1d2131232(1)[]21.31276005.52.47189.80.760.990.84.5535HEdFZZZZKTudu=60.398160.398d17）计算圆周速度11601000tdnv3.1460.398213.21.022601000cos10m/s1.022tvm/s18）确定载荷系数K由表13—5查取使用系数AK＝1根据1vz／100＝1.022×30／100=0.306m/s,由图13—13，动载系数vK＝1.02根据=1.714+1.34=3.054，由图13—14，齿间载荷分配系数K＝1.41由表13—15，齿向载荷分布系数K＝1.07故载荷系数KKKKKvA=1×1.02×1.41×1.07=1.539K=