齿轮传动的设计详解

题目齿轮传动的设计系别机械工程系专业车辆工程班级141学生姓名周六圆学号1608140134指导教师陈丰摘要齿轮传动式机械中最重要的应用最广泛的一种传动形式，对齿轮传动的最基本要求是运转平稳且有足够的承载能力。齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许速度高，尺寸紧凑寿命长等特点，因此传动系统中一般首先采用齿轮传动，并且齿轮机构可以用来传递在任意两轴间的运动和动力，是现代机器应用最广泛的一种机械传动机构。1传动装置总体设计1.1设计任务书1设计任务设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱直齿齿轮减速器传动。2设计要求（1）外形美观，结构合理，性能可靠，工艺性好；（2）多有图纸符合国家标准要求；（3）按毕业设计（论文）要求完成相关资料整理装订工作。3原始数据（1）运输带工作拉力F=4KN（2）运输带工作速度V=2.0m/s(3)输送带滚筒直径D=450mm（4）传动效率96.04工作条件两班制工作，空载起动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，中小批量生产，使用期限10年，年工作300天。1.2确定传动方案图1-1(a)展开式两级圆柱齿轮减速器图1-1(b)同轴式两级圆柱齿轮减速器方案（a）为展开式两级圆柱齿轮减速器，其推荐传动比ī=8～40。展开式圆柱齿轮减速器的特点是其结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯矩变形部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。方案（b）为同轴式两级圆柱齿轮减速器，其推荐传动比ī=8～40。同轴式圆柱齿轮减速器的特点是减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。综合比较展开式与同轴式圆柱齿轮减速器的优缺点，在本设计中，我将采用展开式圆柱齿轮减速器为设计模版。1.3电动机的选择1.3.1电动机的容量选择根据已知条件可以计算出工作机所需有效功率wP810000.240001000FV.0kW设w——输送机滚筒轴至输送带间的传动效率；c——联轴器效率，c=0.99g——闭式圆柱齿轮传动效率，g=0.97b——一对滚动轴承效率，b=0.99cy——带式输送机滚筒效率。cy=0.96估算运动系统总传递效率：w34231201式中：9504.096.099.09801.099.099.09603.097.099.09603.097.099.099.034231201cybwcbgbgbc得传动系统总效率8504.09504.09801.09603.09603.099.0总工作机所需电动机功率41.98504.08wdPPkW由表1-1所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足dwPP条件的电动机额定功率wP应取为11kW。表1-1Y系列三相异步电动机技术数据电动机型号额定功率/kW满载转速/（min/r）额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩Y100L-4314202.22.2Y112M-4414402.22.2Y132S-45.514402.22.2Y132M-47.514402.22.2Y160M-41114602.22.2Y160L-41514602.22.2Y160L-6119702.02.01.3.2电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速926.8445014.30.26000060000dvnwmin/r19.17926.841460wmnni总由表1-1初选同步转速为1500min/r和1000min/r的电动机，对应用于额定功率kWPw11的电动机型号应分别为Y160M-4型和Y160L-6型。把Y160M-4型和Y160L-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表1-2:表1-2方案的比较方案号电动机型号额定功率（kW）同步转速（min/r）满载转速（min/r）总传动比ⅠY160M-411.01500146017.19ⅡY160L-611.0100097011.42通过对这两种方案比较可以看出：方案Ⅰ选用的电动机转速高、质量轻、价值低，总传动比为17.19，比较合适，故选用方案Ⅰ。1.3.3电动机型号的确定根据工作条件：两班制工作，空载起动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，中小批量生产，使用期限为10年，年工作300天，工作机所需电动机功率kWPd41.9及电动机的同步转速min/1500rn等，选用Y系列三项异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y160M-4，其主要性能数据如下：电动机额定功率kwPw11电动机满载转速min/1460rnm电动机轴身直径mmD42电动机轴身长度mmE1101.3.4传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比19.17926.841460wmnni由传动系统方案知101i134i所以圆柱齿轮总传动比19.1734013412iiiiii为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮材料相同、齿面硬度350HBS、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比727.419.173.13.112ii低速级传动比637.3727.419.171223iii传动系统各传动比分别为：反应力0BM，NLLFLFtNH259293222左支点垂直面的支反应力101i，727.412i，637.323i，134i1.3.5传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算：0轴（电动机轴）：mimrnnm14600KwPPd41.90mNnPT55.61146041.9955095500001轴（减速器高速轴）：min1460114600101rinnKwPP3159.999.041.90101mNiTT9345.60199.055.610101012轴（减速器中间轴）：min86.308727.414601212rinnKwPP9461.89603.03159.91212mNiTT60.2769603.0727.49345.601212123轴（减速器低速轴）：min92.84637.386.3082323rinnKwPP5910.89603.09461.82323mNiTT77.9689603.0637.360.2762323232传动零件的设计计算2.1高速级齿轮的参数计算2.1.1材料选择及热处理减速器要求结构紧凑，故小齿轮选用调质HBS1=240～270的45钢，大齿轮选用正火HBS2=200～230的45钢；载荷稳定，齿速不高，初选8级精度。2.1.2齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定公式中的参数值3212cos2FSaFadntYYZYYKTm1）载荷系数tK试选tK=1.52）小齿轮传递的转矩mNT9345.6013）大小齿轮的弯曲疲劳强度极限1limF，2limF1limF=2limF=380aMP（查图6.1机械设计徐锦康主编）4）应力循环次数911102048.41630010114606060hjLnN891211210895.8727.4102048.4iNNN5）弯曲疲劳寿命系数1FNK，2FNK1FNK=0.862FNK=0.90（查图6.7机械设计徐锦康主编）6）许用弯曲应力计算（取弯曲疲劳安全系数4.1FS，应力修正系数0.2STY）则1lim11FSTFNFYK/FS=aMP86.4664.186.02380aFFSTFNFMPSYK57.4884.19.023802lim227）查取齿形系数和应力校正系数根据当量齿数62.2113cos20cos3311ZZV70.10213cos95cos3322ZZVSaY8）计算大小齿轮的FFaFaYY并加以比较009151.086.466565.173.2111FSaFaYY007987.057.48879.118.2222FSaFaYY因为222111FSaFaFSaFaYYYY，故按小齿轮进行齿根弯曲疲劳强度设计9）重合系数Y及螺旋角系数Y取Y=0.7，Y=0.86（2）设计计算1）试计算齿轮模数ntmmmYYZYYKTmFSaFadnt440.1cos231212）计算圆周速度smnZmvnt260.213cos100060146020440.1cos100060113）计算载荷系数查表6.2（机械设计徐锦康主编）得1AK；根据smv260.2、8级精度，查图6.10（机械设计徐锦康主编）得1.1vK；斜齿轮传动取2.1aK；查图6.13（机械设计徐锦康主编）得25.1K。则载荷系数65.125.12.11.11KKKKKavA4）校正并确定模数nmmmKKmmtntn486.15.165.144.133（取nm=2mm）（3）计算齿轮传动几何尺寸1）中心距ammZZman02.118)9520(13cos22)(cos221（圆整为a=119mm）2）螺旋角β57'53141192)9520(2arccos2)(arccos21aZZmn3）两分度圆直径1d，2d39.4152'5314cos202cos11Zmdnmm61.19652'5314cos952cos22Zmdnmm4)齿宽1b，2b112.3339.418.01dbdmm取2b=35mm1b=5(b～10）mm1b=40mm(4)校核齿面接触疲劳强度HEHHbdKTZZZZ122111）大小齿轮的接触疲劳强度极限1limH，2limH1limH=2limH=1170aMP2）接触疲劳寿命系数1HNK，2HNK查图6.6（机械设计徐锦康主编）得1HNK=0.88，2HNK=0.923）计算许用接触应力取安全系数1HS，则aHHHNHMPSK6.10291lim11aHHHNHMPSK4.1076117092.02lim22aHHHMP10532)4.11766.1029(2214）节点区域系数HZ查图6.19（机械设计徐锦康主编）得HZ=2.445）重合度系数ZZ=0.86）螺旋角系数ZZ=983.052'5314coscos7）材料系数EZ查表6.3（机械设计徐锦康主编）得EZ=189.8aMP8）校核计算HaaEHHMPMPbdKTZZZZ11.734727.41727.439.41355.6093465.12983.08.08.18944.2122211接触疲劳强度满足要求（5）齿轮结构设计及绘制齿轮零件图大齿轮：齿顶圆直径大于160mm,但小于500mm，故采用腹板式结构2.2低速级齿轮的计算减速器要求结构紧凑，故大齿轮用40Cr调质处理后表面淬火，小齿轮用45钢，载荷稳定，齿速不高，初选8级精度，闭式硬齿面齿轮传动，传动平稳，齿数宜多，选1Z=25，2Z=1Z825.91637.32512i（取2Z=92）。按硬齿面齿轮非对称安装，查表选齿宽系数8.0d。初选螺旋角β=131齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定公式中的参数值3212cos2