二级同轴式圆柱齿轮减速器课程设计

第一章设计任务设计题目：二级同轴式圆柱斜齿轮减速器设计设计要求：1、工作机拉力：1500N2、工作机速度：1.1m/s3、卷筒直径：220mm4、工作班制：2班制5、使用寿命：8年6、载荷性质：平稳7、动力来源：三相交流电380/220V8、检修期间隔：三年一大修，两年一中修，半年一小修9、生产批量：一般机械厂制造，单件生产第二章设计过程第一节设计准备一、选择电动机1、电动机功率计算a、工作机功率：P0Fv=1.65kWb、电动机功率：P=P0/η其中，η=η1η2η3η4η5η6η7η1为联轴器的效率，为0.99；η2为高速轴轴承的效率，为0.99；η3为高速齿轮啮合效率，为0.97；η4为中间轴轴承效率，为0.99；η5为低速齿轮啮合效率，为0.97；η6为低速轴轴承的效率，为0.99；η7为联轴器的效率，为0.99；故，η=0.90P=P0/η=1.83kW2、电机转速计算a、工作机转速：n0Dv=95.49r/minb、电动机转速：n=n0i总其中，i总为减速机总减速比，取9~25；因此，电机转速为n=859r/min~2387r/minc、电动机选型根据求出的P、n查手册。选定电动机：型号：Y100L1—4同步转速n同=1500r/min、满载转速n满=1430r/min、额定功率P额=2.2kw二、传动比分配由前面可知，i总=0nn=14.98其中，i总=i高i低且，i高=i低故，i高=3.87，i低=3.87三、各轴参数计算计算各轴的功率、转速、扭矩，列于下表中，以备后续设计需要。电机轴高速轴中间轴低速轴功率/kWPd1.8256P11.8073P21.7356P31.6667转速/r/minnd1430n11430n2369.53n395.493扭矩/N•mTd12.192T112.07T244.853T3166.68第二节齿轮传动设计高速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数（1）、由传动方案可知，选用圆柱斜齿轮传动，压力角取为α’=20°，初选螺旋角β=14°。（2）、工作机为一般机器，参考《机械设计》（以下简称“课本”）表10-6，选用7级精度。（3）、材料选择。由课本表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（4）、选择小齿轮齿数为z1=24，大齿轮尺寸z2=z1u=92.55，取为92.9。2、按齿面接触疲劳强度设计（1）、由课本式10-11试算小齿轮分度圆直径，即321112HEHdHttZZZZuuTKd1）、确定公式中的参数值①试选KHt=1.3；②计算小齿轮传递的扭矩116/1055.9nPT=12070N•mm③查课本表10-7选择齿宽系数ϕd=1。④查课本图10-20选取区域系数ZH=2.5。⑤查课本表10-5选取材料弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥由课本式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。)cos/arctan(tannt20.562°)]cos2/(cosarccos[*111antathzz29.841°)]cos2/(cosarccos[*222atahzz23.49°2/)]'tan(tan)'tan(tan[2211atatzz1.650/tan1zd1.905)1(34Z0.668⑦由课本式10-23可得螺旋角系数985.0cosZ⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度分别为σHlim1=600MPa，σHlim2=550MPa。由课本式10-15计算应力循环次数：hjLnN11603.30×109uNN/128.51×108由课本图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95。取失效概率为1%，安全系数S=1，由课本式10-14可得MPaSKHHNH540][1lim11MPaSKHHNH523][2lim22取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=[σH]2=523MPa。2）、试算小齿轮分度圆直径321112HEHdHttZZZZuuTKd24.13mm(2)、调整小齿轮分度圆1）、计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v。10006011ndvt1.807m/s②齿宽b。tddb124.14mm2）、计算实际载荷系数KH。①由课本表10-2查得使用系数KA=1。②根据小齿轮圆周速度、齿轮精度等级，由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1.12。③齿轮圆周力ttdTF111/21000.1NKAFt1/b=41.44N/mm100N/mm查课本表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2。④由课本表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，得齿间载荷分布系数KHβ=1.413。因此，得到实际载荷系数HHvAHKKKKK1.9003）、由课本式10-12，可得按实际载荷系数计算得到的分度圆直径311HtHtKKdd27.39mm相应的齿轮模数为m=d1cosβ/z1=1.107mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由课本式10-7试算模数32121][cos2FsaFadFtntYYzYYTKm1）、确定公式中各参数值①初选KFt=1.3。②由课本式10-18计算弯曲疲劳强度用重合度系数。)cosarctan(tantb13.140°bv2cos/1.740vY75.025.00.681③由式10-19可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ1201Y0.778④计算][FsaFaYY由当量齿数zv1=z1/cos3β=26.27；zv2=z2/cos3β=101.81，查图10-17，得齿形系数YFa1=2.62，YFa2=2.22。由课本图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.6，Ysa2=1.78。由课本图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa，σFlim2=380MPa。由课本图10-22，查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式10-14可得MPaSKFFNF57.303][1lim11MPaSKFFNF86.238][2lim220138.0][111FsaFaYY0164.0][222FsaFaYY因为大齿轮的][FsaFaYY大于小齿轮，所以取0164.0][][111FsaFaFsaFaYYYY2）、计算模数32121][cos2FsaFadFtntYYzYYTKm0.734mm（2）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。d1=mntz1/cosβ=18.893mm10006011ndv1.415m/s②齿宽b。1dbd18.893mm③宽高比b/h。ntnanmchh)2(**1.719mmb/h=10.672）、计算实际载荷系数①根据圆周速度、齿轮精度，由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1.07。②由111/2dTFt1277.7N，KAFt1/b=67.63N/mm100N/mm，查课本图10-3得到齿间载荷分配系数KFα=1.4。③由课本表10-4用插值法查得KHβ=1.413，结合宽高比b/h查课本图10-13，得KFβ=1.34。则，载荷系数为FFvAFKKKKK2.1013）由课本式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为3FtFntnKKmm0.896mm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并就近圆整为m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=27.39mm，算出小齿轮齿数z1=d1cosβ/m=13.288，取为z1=20，则大齿轮齿数为z2=z1u=77.395，取为z2=77，z1与z2互为质数。4、几何尺寸计算（1）计算中心距cos2)(21nmzza99.97mm将中心距圆整为a=100mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角amzzn2)(arccos2114.1°（1）计算分度圆直径d1=mnz1/cosβ=41.24mmd2=mnz2/cosβ=158.76mm（3）计算齿轮宽度b=ϕdd1=41.24mm考虑到不可避免的安装误差，为保证设计齿宽b且节省材料，将小齿轮略加宽(5~10)mm，则取小齿轮齿宽b1=48mm，大齿轮齿宽b2=42mm。5、调整中心距后的强度校核齿轮副中心距在圆整后，修正系数会产生变化，应重新校核齿轮强度。（1）齿面接触疲劳强度校核按课本10-22校核齿面接触疲劳强度。uudTKZZZZdHEHH12311按前述方法，查找或计算式中各参数值，分别为ZH=2.36，ZE=189.8MPa1/2，Zε=0.668，Zβ=0.985，KH=1.91，ϕd=1，d1=41.24，u=3.87，T1=12070N•mm。将各参数值代入式10-22，得σH=283.1MPa[σH]齿面接触疲劳强度符合要求。（3）齿根弯曲疲劳强度校核按照式10-17进行齿根弯曲疲劳强度校核。21321111cos2zmYYYYTKndsaFaFF=33.08MPa[σF]121322212cos2zmYYYYTKndsaFaFF=31.01MPa[σF]2齿根弯曲疲劳强度符合要求。6、主要设计结论模数mn=2mm齿数z1=20，z2=77压力角α=20°螺旋角β=14.1°中心距a=100mm齿宽b1=48mm，b2=42mm低速级齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数（1）、由传动方案可知，选用圆柱斜齿轮传动，压力角取为α’=20°，初选螺旋角β=14°。（2）、工作机为一般机器，参考《机械设计》（以下简称“课本”）表10-6，选用7级精度。（3）、材料选择。由课本表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（4）、选择小齿轮齿数为z1=24，大齿轮尺寸z2=z1u=92.87，取为93。2、按齿面接触疲劳强度设计（1）、由课本式10-11试算小齿轮分度圆直径，即321112HEHdHttZZZZuuTKd1）、确定公式中的参数值①试选KHt=1.3；②计算小齿轮传递的扭矩116/1055.9nPT=44853N•mm③查课本表10-7选择齿宽系数ϕd=1。④查课本图10-20选取区域系数ZH=2.5。⑤查课本表10-5选取材料弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥由课本式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。)cos/arctan(tannt20.562°)]cos2/(cosarccos[*111antathzz29.841°)]cos2/(cosarccos[*222atahzz23.486°2/)]'tan(tan)'tan(tan[2211atatzz1.650/tan1zd1.905)1(34Z0.668⑦由课本式10-23可得螺旋角系数985.0cosZ⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由课本图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度分别