斜齿减速器的计算模版

机械课程设计任务书及传动方案的拟订一、设计任务书1. 设计任务书（ 1）：工作条件：单班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有灰尘，环境最高温度 35；（ 2）：使用折旧期： 15 年；（ 3）：检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；（ 4）：动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V ；（ 5）：运输带速度容许误差： 5%；（ 6）：制造条件及生产批量：小批量生产。二、设计题目 : 二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器工作条件及生产条件 : 用于传送清洗零件， 单班制工作， 工作时有轻微振动。 每年按 300 天计，轴承寿命为齿轮寿命的三分之一以上。机械第 1 组减速器设计数据卷筒直径D/mm300运输带速度v(m/s)0.63运输带所需转矩M(N m)400二、传动方案的分析与拟定图 1-1 带式输送机传动方案带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器, 再经连轴器将动力传至输送机滚筒 , 带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用斜齿圆柱齿轮传动。一、电动机的选择1.1 电动机的选择1.1.1电动机类型的选择电动机的类型根据动力源和工作条件, 选用 Y 系列三相异步电动机。1.1.2 电动机功率的选择根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为：nw601000V /D =60000 0.63 /（ 3.14 300）=40.127 r/min工作机所需要的有效功率为:2.07kw为了计算电动机的所需功率Pd ，先要确定从电动机到工作机之间的总效率。设1 为弹 性联 轴器 效率 为 0.99 ， 2 为 滚动 轴承 传动 效率 为 0.99 ，3 为齿 轮传动（ 7 级 ）的 效率 为 0.97 ，4 为滚 筒的 效率 为 0.96 。 则传动装 置的 总效 率为 :242120.9940.9720.9610.85012340.99电动机所需的功率为 :Pd Pw 2.156 kW在机械传动中常用同步转速为1500r/min 和 1000r/min的两种电动机，根据电动机所需功率和同步转速，由 2P178表 17-7查得电动机技术数据及计算总传动比如表 11 所示。表 11 电动机技术数据及计算总传动比额定功转速质量方 案型 号率(r/min)总传动比N(kW)同步满载1Y112M-62.21000940452Y100L1-42.21500143034对以上两种方案进行相关计算，选择方案 2 较合适且方案 2 电动机质量最小，选用方案 1 电动机型号 Y801-4 ，根据 2P149 表 16-2 查得电动机的主要参数如表 1 2 所示。表 12 Y 801-4 M-4 电动机主要参数型号中心高 H mm轴伸 mm总长 L mmY100L1-4100603801.2 装置运动及动力参数计算1.2.1 传动装置总传动比和分配各级传动比根 据电 动机 的满 载转 速 nm 和 滚筒 转速 nw 可 算出 传动 装置 总 传 动比为：nmi1430/40.127=35.637nw双级圆 柱齿 轮减 速器 分配到各级传动比为： 高速 级的 传动 比为 ： i1 =1.35i =6.884 低速 级的 传动 比为 ： i 2 = i / i1 =5.1761.2.2 传动装置的运动和动力参数计算：a) 各轴的转速计算：n1 = nm =1430r/minn2 =n1 / i1 =1430/6.938=207.728 r/minn3 = n2 / i2 =206.111/5.139=40.132 r/minn4 =n3 =40.132 r/minb) 各轴的输入功率计算：P1 = Pd12 =2.2 0.99 0.99=2.156 kWP2= P123 =2.1560.970.99=2.07 kWP3 = P223 =2.070.970.99=1.987 kW4= P312 =1.9880.99 0.99=1.947 kWPc) 各轴的输入转矩计算：T d=9550Pdnm9550 2.2/1430=14.353N mT1 =T d 1 2 =14.692 0.99 0.99=14.067 N mT 2 =T1 i1 2 3 =14.400 6.938 0.99 0.97=92.992 N mT 3=T2 i 2 2 3 =95.9415.1390.990.97=462.217N mT 4 =T 3 1 2 =473.467 0.99 0.99=453.018 N m由以上数据得各轴运动及动力参数见表1 3。13 各轴运动及动力参数轴号转速功率 P/kW转矩 T/N.mm传动比n/(r/min)114302.15614.0676.8842207.7282.0792.9925.1763440.1321.987462.2171.0040.1321.947453.018二 、 传 动 零 件 的 设 计 计 算斜 齿 圆 柱 齿 轮 减 速 器 的 设 计 选 用 标 准 斜 齿 圆 柱 齿 轮 传 动 。 标准结构参数压力角n20o ，齿顶高系数 an*1 ，顶隙系数 cn*。h0.252.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1) 选择齿轮材料及热处理方式：齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。由于用于传送清洗零件的运输机为一般的工作机器，速度不高，故选用7 级精度（ GB10095-88 ）。选择小齿轮材料为45 钢( 调制 ) ，选硬度为 280HBS,大齿轮材料为 45 钢（调制），选硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。比希望值略小些，可以初步试算。齿根喷丸强化。2) 齿数的选择：现为软齿面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜，初选z1 =19z2 =i1 z 1 =6.88419=130.796取 大 齿 轮 齿 数z2 =131 ， 则 齿 数 比 （ 即 实 际 传 动 比 ） 为= z2 / z1 =131/19=6.895 。与原要求仅差 (6.895-6.884)/6.884=0.01%，故可以满足要求。3) 选择螺旋角：按经验，820, 现初选=144) 计算当量齿数，查齿形系数：z v1 =z 1 /cos 3 =19/ cos 3 14=20.80z v2 = z 2 /cos 3 =131/ cos 3 14 =143.405) 选择齿宽系数：由于减速器为展开式双级齿轮传动，所以齿轮相对支承只能为非对称简支结构，故齿宽系数不宜选得过大，参考1 表 8-5 ，选择d 为 0.7 1.15 ，现选d =16）选择载荷系数：参考 1P106 表 8-3 ，由齿轮承受中等冲击载荷， 选载荷系数 K为 1.2 1.6 。取 K=1.6。7）计算 I 号齿轮轴上的扭矩TI :TI9.55010 6 PI 2.156/1430=14398.461 N mmnI8）初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计3d1t2K t T1u 1( Z H ZE ) 2du H 确定各参数的值 :试选K t =1.6查课本 P215图 10-30选取区域系数 Z H =2.433由课本 P214图 10-2610.782 0.87则0.780.871.65由课本 P202 公式 10-13 计算应力值环数工作寿命单班制， 15 年，每年工作 300 天N1 =60n1 j Lh =60 14301（ 18300 15）=3.089 109hN2 = =0.449 109h查课本 P203 10-19 图 得： K1 =0.97 K2 =0.98齿轮的疲劳强度极限取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 P202 公式 10-12 得 :KSH 2= K HN 2H lim 2 =0.98550=539 MPaS许用接触应力H ( H 1 H 2 ) / 2 (582 539) / 2 560.5MPa查课本由 P198 表 10-6 得： Z E =189.8MP a由 P201 表 10-7 得: d =19）设计 计算小齿轮的分度圆直径d1t3ZH Z E 2d1t2K t T1u 1u(H )d3( 2.433 189.8 ) 2=2 1.614398.467.88427.90mm11.656.884560.5计算圆周速度d1t n13.1427.901430601000602.09m / s1000计算齿宽 b 和模数 mnt计算齿宽 bb=d d1t =27.90mm计算摸数 mn初选螺旋角=14d1tcos27.90cos14mnt =Z11.42mm19计算齿宽与高之比bh齿高 h=2.25mnt =2.25 1.42=3.195 mmb =27.90=8.73h3.195计算纵向重合度=0.318 d1 tan0.318 1 19 tan14 =1.51计算载荷系数 K使用系数 K A =1根据 v2.09m/ s , 7 级精度 ,查课本由 192 表10-8得P动载系数 KV =1.10,查课本由 P194 表 10-4得 K H的计算公式 :得 KH =1.42查课本由 P195 表 10-13 得 : K查课本由 P193 表 10-3 得: KF =1.35H= K F =1.2故载荷系数 :K K K K H K H =11.101.21.42=1.874 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径331.874 =29.41mmd1 =d1tK / K t =27.901.6计算模数 mnmn =d1 cos29.41cos141.501mmZ11910） 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式32KT1Y cos2YF YS)mn ( F d Z 21 a确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩 TI 9.550 106PI2.156/1430=14398.461n IN mm确定齿数 z因为是硬齿面，故取z 19，z iz2 6.88419130.796取 z2 131传动比误差i uz / z 131/19 6.895i1.65，允许计算当量齿数z z /cos19/ cos3 14 20.799z z /cos 131/ cos3 14 143.404 初选齿宽系数按对称布置，由表查得1初选螺旋角初定螺旋角14载荷系数 KK KKKK=11.10 1.2 1.351.782查取齿形系数 Y和应力校正系数 Y查课本由 P197 表 10-5 得:齿形系数 Y2.768Y2.145应力校正系数 Y1.558 Y 1.825重合度系数 Y端面重合度近似为 1.88-6.884（ 11 ） cosZ1Z 2 1.883.2（ 1/191/131） cos14 1.637arctg（tg/cos） arctg（ tg20/cos14 ） 20.56311 13.1387因为/cos，则重合度系数为 Y 0.25+0.75 cos/ 0.684螺旋角系数 Y轴向重合度 27.90sin14o1.4321.501Y 10.895计算大小齿轮的YF FS F 安全系数由表查得 S1.4查课本由 P204表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限小齿轮FF 1500MPa大齿轮 FF 2380MPa查课本由 P197图 10-18得弯曲疲劳寿命系数 :KFN 1 =0.86KFN 2 =0.93取弯曲疲劳安全系数 S=1.4K FN 1FF 10.86 500307.14F 1 =S1.4F 2 = K FN 2 FF 20.93380252.43S1.4YF 1 FS 12.768 1.5580.0140F 1307.14YF2 FS 22.145 1.8250.0155F 2252.43大齿轮的数值大 . 选用 .齿形系数 Y2.768 Y2.145应力校正系数Y 1.558Y 1.825设计计算计算模数30.87 cos2 14 0.01552 1.782 14398.461.03mmmn192mm11.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn =1.5mm但为了同时满足接触疲劳强度， 需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1 =31.68 mm 来计算应有的齿数 . 于是由 :z = 27.9cos14=18.05取 z=191mn1那么 z 2 =6.884 19=130.796取 z 2 =131几何尺寸计算计算中心距a=( z1z2 )mn=(19131) 1.5=115.01mm2cos2cos14将中心距圆整为 171 mm按圆整后的中心距修正螺旋角( 12 )mnarccos(19131)1.5=arccos2211511.97因值改变不多 ,故参数, k, Zh 等不必修正 .计算大 .小齿轮的分度圆直径z1mn191.5mmd 1 = coscos11.97 =29.13d 2= z2 mn131 1.5 =200.86 mmcoscos11.97计算齿轮宽度B=d11 29.13mm 29.13mm圆整的B230B1 35（二）低速级齿轮传动的设计计算 考虑此减速器的功率及现场安装的限制， 故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。由于用于传送清洗零件的运输机为一般的工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88 ）。选择小齿轮材料为 45 钢 ( 调制 ) ，选硬度为 280HBS, 大齿轮材料为 45 钢（调制），选硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。比希望值略小些， 可以初步试算。 齿根喷丸强化。 取小齿齿数 Z1 =27。 z 2 =5.176 23=1.9.75 圆整取 z 2 =140齿轮精度按 GB/T10095 1998，选择 7 级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选 Kt =1.6查课本由 P215 图 10-30 选取区域系数ZH =2.433试选12o ,查课本由 P214 图 10-26 查得1 =0.82 =0.83=0.8+0.83=1.63应力循环次数N1 =60n 2 j L n =60 207.728 1(1 830015)=4.487 109N2 = N12.89 1088.669 108i2.28由课本 P203 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN 1 =0.97K HN 2 = 0.975查课本由 P207 图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1600MPa ,550MPa取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力K HN 1H lim 1=0.97 600H 1 =582 MPaS1H 2= K HN 2H lim 2 =0.975 550/1=536.25MPaSH ( H lim 1H lim 2 )2559.125MPa查课本由 P198 表 10-6查材料的弹性影响系数 Z E =189.8MP a选取齿宽系数d155T=95.5 10 P2 / n2 =95.5 10 2.07/207.7284=9.52 10N.m3u 1Z H ZE3 2 1.69.5210 46.1762.433 189.82K t T1)22d1t( H 11.63()du5.176559.125=53.38 mm2. 计算圆周速度d1t n253.83207.728601000600.585m/ s10003. 计算齿宽b= d d1t =153.83=53.83mm4. 计算齿宽与齿高之比bh模数 mnt= d1t cos53.83 cos121.95mmZ127齿高h=2.25 mnt =2.25 1.95=4.39 mmb h =53.83/4.39=12.265. 计算纵向重合度0.318 d z1 tan0.318 27 tan12 1.825arctg（tg/cos） arctg（ tg20/cos12 ） 20.41 13.1387因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.6846. 由表 10-3 查的K H =1.464使用系数 K A =1同高速齿轮的设计 ,查表选取各数值K v =1.04KF=1.33K H=KF=1.4故载荷系数K K A K v K HK H=11.041.41.464=2.1327. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径33K K t =53.832.132d1 =d1t59.235mm1.6计算模数mnd1 cos53.83cos12mmz1271.953. 按齿根弯曲强度设计3YY2KT1Y cos2mFSd Z 21F 确定公式内各计算数值（ 1）计算小齿轮传递的转矩9.52 104N m（ 2）确定齿数 z因为是硬齿面，故取z 27，z i z 5.17627139.75取 z 140传动比误差i u z / z 140/275.185i 1.75，允许（ 3）初选齿宽系数按对称布置，由表查得1（ 4）初选螺旋角初定螺旋角12（ 5）载荷系数 KK K K K K =11.041.4 1.331.936（ 6） 当量齿数z z /cos27/ cos3 12 28.849zz /cos 140/ cos3 12 149.589由课本 P197 表 10-5 查得齿形系数Y和应力修正系数YYF 12.533,YF 22.14YS 11.619, YS 21.83（ 7）计算大小齿轮的YF FSF 查课本由 P204 图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限FE 1 500MPaFE 2 380MPa查课本由 P202 图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数KFN 1 =0.90KFN 2 =0.93S=1.4F 1 = K FN 1FE 10.90 500303.57 MPaS1.4K FN 2 FF 20.93 380F 2 =S1.4238.86 MPa计算大小齿轮的YFa FSa ,并加以比较F YFa 1 FSa12.533 1.6190.01351F 1303.57YFa 2 FSa22.14 1.83F 20.01640238.86大齿轮的数值大 , 选用大齿轮的尺寸设计计算 . 计算模数31.936 9.52 10 40.88 cos2 12 0.01640 mm 1.624mmmn2127 21.63对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d 1 =59.235 mm 来计算应有的齿数 .z 1= 59.235cos12=28.97取 z 1 =29mnz 2 =5.176 29=150.1取 z 2 =150初算主要尺寸计算中心距(z1 z2 )mn=(29150) 2=182.99mma=2 cos2cos12将中心距圆整为 183mm修正螺旋角( 12 )mnarccos(29150) 2=arccos218312.00152因值改变不多 ,故参数 ,k , Zh 等不必修正分度圆直径d1= z1mn292 =59.29 mmcoscos12d 2z2 mn 1502=306.69 mmcoscos12计算齿轮宽度bd d1159.2959.29mm为了缩小箱体圆整后取B260mmB165mm18）齿轮图：齿数 z中心距 a法面模数 mn螺旋角法面压力角n端面压力角t齿宽 b齿根高系数标准值han*齿顶高系数h* athan * cos齿顶系数标准值c*当量齿数 zv分度圆直径 d齿顶高 ha齿根高 h f齿全高 h齿顶圆直径 da齿根圆直径 d f齿轮的主要参数高速级低速级19131291501151831.5211.97 12.0015 202020.5631120.4135306560110.9780.9780.250.2520.80143.4022.7116.7429.13200.8659.29306.691.521.8752.53.3754.531.5199.56230424.75192.7553295