二級減速器的設計畢業(yè)設計

1、畢業(yè)設計說明級:級減速器的設計學號:學院：軟件學院專業(yè)：軟件工程指導教師：袁文武李秀玲2014年6月名:姓二級減速器的設計減速器是一種利用封閉在剛性殼內的齒輪的速度轉換裝置。它已經有很長的應用歷史了，作為傳動機械行業(yè)中的一個重要的分支，減速器在很多行業(yè)中扮演了越來越重要 的角色。隨著現代工業(yè)的快速發(fā)展，人們對減速器提出了很多更高的要求，其主要是針 對更高的功率容量、更短的研發(fā)周期、轉矩范圍大、設計形式多樣、高壽命高可靠性等。但是當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問題。國 外的減速器，以丹麥、日本和德國等國家處于領先地位，尤其是在材料和制造工藝等方 面占有很大的優(yōu)勢

2、，是器減速器的可靠性和使用壽命的性能受廣泛好評。國內減速器多 以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率 過低的問題。同時，由于材料品質和工藝水平相對較弱， 使減速器（尤其是大型減速器）存在較多問題，使用壽命較短。所以，發(fā)展減速器技術對于發(fā)展我國機械工業(yè)有著至關 重要的意義。隨著中國從“制造大國”向“制造強國”的轉變，國民經濟重點行業(yè)核心 制造領域對裝備制造設備的要求更高，則對機械制造設備中的減速器的要求也就更高。本文介紹了減速器的概念及意義和參數化設計的概念及意義，完成了對二級減速器的設計，主要設計內容如下：首先，從二級減速器傳動方案整體設計出發(fā)對電動機進行

3、 選擇、并計算傳動裝置的運動和動力參數；其次，分別對二級減速器的相關部件進行設計，包括傳動件的設計計算，軸的設計計算、滾動軸承的選擇及計算、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算、聯(lián)軸器的選擇、減速器附件的選擇和潤滑與密封等。根據設計計算的結果和 設計期間所得的資料進行歸納、分析，得出了自己的結論和見解。關鍵詞：減速器，傳動比，電動機，齒輪，中速軸The secondary gear reducer designAbstractReducer is a kind of using closed in rigid shell gear speed conversion device. It already ha

4、s a long history of the application, as an important branch of transmission in the machinery industry, reducer played a more and more important role in many industries. With the rapid development of modern industry, people puts forward much higher requirements on speed reducer, it is mainly aimed at

5、 higher power capacity, shorter development cycle, large torque range, design a variety of forms, long service life of the high reliability, etc. But there is a widespread volume, weight, big current reducer, or big transmission ratio and the problem that the low mechanical efficiency. Foreign reduc

6、er to Denmark, Japan and Germany and other countries in a leading position, especially in such aspects as material and manufacturing process has great superiority, is the reliability of the gear reducer and the service life of the performance by the wide acclaim. And more domestic gear to gear trans

7、mission, worm drive is given priority to, but the common power and weight ratio is small, or large, the problem of low efficiency of mechanical transmission ratio. At the same time, due to relatively weak level of material quality and technology, make the problems more reducer (especially large-scal

8、e reducer), short service life. Therefore, development of reducer technology for the development of our country mechanical industry has crucial significance. As China from the "manufacturing power" to "manufacturing power", the core manufacturing key industries of the national ec

9、onomy to greater demands of the equipment manufacturing equipment, the speed reducer of mechanical manufacturing equipment requirements are higher.This paper introduces the concept of speed reducer and the meaning and the concept and significance of parametric design, completed the design of seconda

10、ry reducer, the main design content is as follows: first, starting from the secondary reducer drive plan overall design was carried out on the motor selection, and calculate the transmission of movement and dynamic parameters; Second, the relevant parts of the secondary reducer design respectively,

11、including the design and calculation of transmission devices, the design of the shaft calculation, selection of rolling bearing and calculation, the selection and checking calculation of linkage, coupling, reducer fittings and lubrication and sealing, etc. According to the design and calculation of

12、results and data obtained during the design of induction, analysis, draw conclusions and my own ideas.Keywords：Reducer，Transmission ratio，Electromotor，Gear，Intermediate shaft中北大學2014屆畢業(yè)設計說明書1引言 2確定傳動方案及技術任務書設計2.1確定傳動方案2.2技術任務書設計2.2.1設計任務書2.2.2主要技術指標和重要技術參數3確定設計方案4選擇電動機，傳動系統(tǒng)運動和動力參數計算4.1選擇電動機4.1.1確定電動

13、機的容量4.1.2確定電動機轉速4.2確定傳動裝置總傳動比以及各級傳動比的分配4.3運動參數和動力參數計算5 V帶傳動的設計5.1 V帶的基本參數105.2帶輪的材料136漸開線斜齒圓柱齒輪設計146.1咼速級斜齒圓柱齒輪設計計算表146.2低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表206.3斜齒輪設計參數表26277.1高速軸的結構設計277.2中速軸的結構設計307.3高速軸的結構設計327.4校核中速軸的強度357軸的設計計算40408軸承的選擇和校核 8.1中速軸軸承的選擇8.2校核中速軸軸承是否滿足工作要求40第I頁共II頁中北大學2014屆畢業(yè)設計說明書第II 頁共II 頁9鍵聯(lián)接的選擇和校核4

14、3434310減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇4410.1傳動零件的潤滑4410.2減速器密封4411箱體主要設計尺寸4512減速器附件的選擇及簡要說明4813使用說明書（SM）4913.1主要參數4913.2二級斜齒輪減速器的結構4913.3驅動機構499.1中速軸大齒輪鍵的選擇9.2 中速軸大齒輪鍵的校核5014標準化審核報告（BS）14.1產品圖樣的審查5014.2產品技術文件的審查5014.3標注件的使用情況5014.4審查結果5015結論51參考文獻52致謝53中北大學2014屆畢業(yè)設計說明書第15頁共53頁1引言減速器是一種動力傳達機構，它是利用齒輪的速度轉換器，可以將電機（馬達

15、）的 回轉數減速到用戶所要的回轉數，并且得到較大轉矩的機械機構 。在現如今使用的傳 遞運動與動力的機械機構中，減速機的應用范圍相當的廣泛。減速器一般用在低轉速大 扭矩的傳動裝置中，把例如電動機、內燃機或其它等動力設備所產生的高速運轉的動力傳動比通過減速器輸入軸上的齒數少的齒輪嚙合輸出軸上的大齒輪來達到減速的目的, 就是普通減速器會有幾對相同原理的齒輪為了達到理想的減速效果而所具有的大小齒 輪的齒數之比2。減速器這種相對精密的機械裝置，以其降低轉速、增加轉矩的功能被廣泛應用著。因此，對不同的用途、不同的場合都有各種類別的減速器以滿足生產及生活的需要。按 照傳統(tǒng)分類，減速器可分為齒輪減速器、蝸桿減

16、速器和行星齒輪減速器；按照傳動級數 不同可分為單級和多級減速器；按照齒輪形狀可分為圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器 和圓錐一圓柱齒輪減速器；按照傳動的布置形式又可分為展開式、分流式和同軸式減速 器。這些分類的減速器的服務領域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、電力、 工程機械及石化等行業(yè)。尤其在我國，減速器行業(yè)已有 40多年的發(fā)展歷程，其產品在 國防工業(yè)和國民經濟的各個領域都有廣泛的應用 。由此巨大的市場潛力催生了激烈的 行業(yè)競爭，所以在這個競爭殘酷的市場環(huán)境中減速器企業(yè)應加大創(chuàng)新力度，加快淘汰落 后產能的速度，加大對節(jié)能高效產品的投入，調整產品結構，以應對這個競爭激烈并且復雜多變的市場環(huán)境

17、，保持良好的發(fā)展勢頭。由于減速器是一種由封閉在剛性內的齒輪轉動、蝸桿傳動或齒輪一蝸桿傳動所組成的獨立部件，所謂的增速器就是在通常情況下在動力機與工作機之間作為減速的傳動裝 置；在少數情況中也用來做增速的裝置。由于傳統(tǒng)設計的減速器效率低并且所出現的錯誤率較高，所以減速器參數化設計是 有效提高減速器精度和效率的有效途徑。而減速器參數化設計以及仿真的總體方案和技 術路線也是在研究減速器的發(fā)展現狀和參數化設計的研究基礎上制定并應用在實際的 設計和生產中的。減速器之所以在現代機械工業(yè)中應用廣泛是由于其結構緊湊、效率高、傳遞運動準 確可靠、使用維護簡單，同時可成批生產等諸多特點。較為突出的二級減速器是機械

18、裝置在傳動中應用非常廣泛的一種傳動機構，它可用作傳遞任意兩個軸之間的運動和動 力，所以是一個非常重要的機械傳動零件。傳統(tǒng)的減速器設計過程中，最初所給的幾何 模型是設計者使用原有的尺寸值所得到的，同時由于減速器結構較為復雜，所包含的零 部件較多，并且減速器零件的結構以及形狀是固定的不能改變的不變的，因此一旦零件 尺寸發(fā)生變化，必須重新繪制與其相對應的幾何模型，導致工程師們必須花費大量的時 間和精力進行幾乎一模一樣的公式計算，由于這種情況導致設計及制造過程中在減速器 的相似性設計上消耗了相當大的人力物力及財力。 參數化設計的思想可以相當便捷地解 決這一問題。使用參數化設計的思想及其技術進行產品設計

19、可以達到非常容易地修改減 速器圖形和尺寸的效果，與此同時可以將以往某些產品設計的經驗和知識繼承下來。這 樣設計者就可以把時間、經驗和精力集中于更具有創(chuàng)造性的概念和整體設計中去，這樣就可以避免手工制造重復計算的繁瑣，并且提高了模型設計的精度和減速器設計的效率。參數化設計技術的實現快速產品設計的常用有效手段，主要用于標準化、系列化和 通用化程度比較高的定型產品。雖然重復性勞動多是減速器設計的一大特點，但其外形 尺寸和結構形式則基本一致，不會有太大的變化，便于進行參數化設計。在傳動方面，選取帶式傳動。帶傳動是利用張緊在帶輪上的柔性帶的運動進行運動或動力傳遞的一種機械傳動方式。根據傳動原理的不同，靠帶

20、與帶輪間的摩擦力傳動的 摩擦型帶傳動和靠帶與帶輪上的齒相互嚙合傳動的同步帶傳動是帶傳動的主要傳動方 式。帶傳動之所以在近現代機械傳動中運用如此廣泛，歸功于帶傳動有結構簡單、傳動 平穩(wěn)、能緩沖吸振、可以在大的軸間距和多軸間傳遞動力，同時其造價低廉、不需要潤 滑、維護容易等特點。兩種形式的帶傳動也有其各自的優(yōu)缺點，摩擦性帶傳動能過載打滑和產生噪聲遞，但其傳動比不準確有一定的滑動率（通常在2鳩下），同步帶傳動雖然可保證傳動同步，但對載荷變動的吸收能力稍差，高速運轉時有噪聲7。傳動時間隨帶式輸送機主參數可以在一定范圍調節(jié)，使輸送帶按照預先設定的傳動 速度圖平穩(wěn)運行，并能實現滿載傳動；在多機驅動時具有功

21、率平衡的功能；電動機能空載 傳動，降低對電網的沖擊；具有過載保護功能。中國自行設計制造的高速齒輪減（增）速 器的功率已達42000kW，齒輪圓周速度達150m/s以上。但是，中國大多數減速器的技 術水平還不高，老產品不可能立即被取代，新老產品并存過渡會經歷一段較長的時間。 而當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長、高水 平、高性能、積木式組合設計、型式多樣化，變型設計多等方向發(fā)展。2確定傳動方案及技術任務書設計2.1 確定傳動方案（1）根據工作要求和工作環(huán)境，確定展開式二級圓柱斜齒輪減速器傳動方案為此設計的方案。由于此方案具有工作可靠、傳遞效率高、使用維護方便并且

22、環(huán)境適用性好等特點，并且由于齒輪相對軸承的位置不對稱，故軸應具有較大剛度，之外，總體寬度較大。（2）為了保護電動機，其輸出端選用帶式傳動，因為這一旦減速器出現故障停機, 皮帶可以打滑，故可以保證電動機的安全。2.2 技術任務書設計2.2.1 設計任務書輸送機由電動機驅動，經傳動裝置驅動輸送帶移動，整機使用壽命為6年，每天兩班制工作，每年工作120天，工作時不逆轉，載荷平穩(wěn)，允許輸送帶速度偏差為5%。工作機效率為0.96，要求有過載保護，按單位生產設計。2.2.2 主要技術指標和重要技術參數表2.1主要技術指標和重要參數表輸送帶拉力F （ N）輸送帶速度v（m/s）鼓輪直徑D（ mm）30000

23、.84103確定設計方案設計二級圓柱齒輪減速器。如圖 3.1所示。5 /6r26-傳送帶1-電動機2-帶傳動3-減速器4-聯(lián)軸器 5-滾筒圖3.1二級圓柱齒輪減速器設計圖4選擇電動機，傳動系統(tǒng)運動和動力參數計算4. 1選擇電動機電動機是標準部件。由于工作環(huán)境清潔，運動載荷平穩(wěn)，所以選擇丫系列一般用途 的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。4.1.1 確定電動機的容量(1) 工作機卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =3000*0.8/1000 =2.4 kw(2) 電動機所需的輸出功率為了計算電動機的所需的輸出功率 Pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率 n總。設 n 1、 n 2、

24、 n 3、 n 4、n 5為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動(設齒輪精度為 7級)、滾動軸承、V形帶傳動、工作機的效率，由表1-7查得n 1 = 0.99，n 2 = 0.98，n 3 = 0.99，n 4 = 0.95，n 5 = 0.96，則傳動裝置的總效率為2323"總2 n 3 n J 5 = 0.99 X 0.98 X 0.99x 0.95 x 0.96=0.8414（4-1）p=2.4=2.85kwn 總0.84144.1.2 確定電動機轉速由表13-2推薦的傳動副傳動比合理范圍普通V帶傳動i帶=24圓柱齒輪傳動i齒=35則傳動裝置總傳動比的合理范圍為i總=i帶X i齒1 X i

25、齒2i 總=（24）X（ 3 5）X（ 35） = （18100）電動機轉速的可選范圍為nd=i .X nw=（ 18100）型空3=（ 18100）型迴空 r/min 兀-D3.14x410=671.12-3730.15 r/min根據電動機所需功率和同步轉速，查表12-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500r/min、1000i7min。選用同步轉速為:1500 r/min選定電動機型號為：丫112M-44. 2確定傳動裝置總傳動比以及各級傳動比的分配(1) 傳動裝置總傳動比(4-2)i. = = =38.60 nw37.3式中nm-電動機滿載轉速：1440 r/min;nw-工作機的轉

26、速：37.3r/min。(2) 分配傳動裝置各級傳動比i總=i帶X i齒1X i齒2分配原則： (1) i帶V i齒(2) i 帶=2 4i 齒=35 i 齒 1= (1.31.5) i 齒 2根據表2-3,V形帶的傳動比取i帶=2.6，貝U減速器的總傳動比為i =9.90雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為i 齒 1 = 3.59低速級的傳動比i 齒 2 = i/i 齒 1 =2.76。4. 3運動參數和動力參數計算(1)各軸轉速計算o = nm =1440 r/minni= nm / i 帶=1440/2.6 r/min =553.85 r/minnii= ni / i 齒 1 = 553.

27、85/3.59 r/min =154.28 r/minniii= nn / i 齒 2 = 154.28/2.76r/min=55.90 r/min(2) 各軸輸入功率P0= Pd=2.85 KWPi= Pd n 4 = 2.85 X 0.95 KW=2.70kwPii= Pi n 2 n 3 =2.70 咒 0.98 咒 0.99 KW=2.63 kwPiii= Pii n 2n 3 =2.60.98 咒0.99 KW=2.55 kw可得傳動裝置各軸運動參數和動力參數表表4.1傳動裝置各軸運動參數和動力參數表項目軸號功率(kw)轉速n(i7mn )轉矩T(N m傳動比0軸2.85144018

28、.902.6I軸2.70553.8546.563.59n軸2.63154.28162.802.76川軸2.5555.90435.64(3).各軸輸入轉矩To = 9550Pd/no =18.90 NTi = 955OP1/ni =46.56 NmTii = 9550Pl i/nii =162.80TIII = 9550Piii/niii = 435.64 N m5 V帶傳動的設計帶傳動有多種分類，根據用途的不同，一般情況下有工業(yè)用傳動帶、汽車用傳動帶、 農業(yè)機械用傳動帶和家用電器用傳動帶等等多種傳送帶。而摩擦型傳送帶又可以根據其 截面形狀的不同而分為平帶、V帶和特殊帶等等。而在這里選用的V帶傳

29、動的傳動原理是靠 V帶的兩側面與輪槽側面壓緊產生摩擦力從而傳遞動力的。因為相比較平帶傳動而言， V帶是無接頭的傳動帶，同時 V帶要比平帶結構緊湊，所以傳動較平穩(wěn)。由于傳動帶的結構原因，V帶與帶輪的接觸面要比平帶大，相比較平帶而言，V帶傳動的摩擦力更大，因此可以傳遞較大功率。則可得 V帶傳 動是帶傳動中應用最廣的一種傳動 。同時帶傳動也有功率損失，主要有以下幾方面:(1)滑動損失。在摩擦型帶傳動工作時，因為傳動帶在工作中產生的性變差以及在帶輪兩端產生的拉力差而產生的彈性滑動，會導致帶與從動輪之間的速度損失。此產 生的彈性滑動率一般在1%-2%之間。并且工作中產生滑動損失隨緊、松邊拉力差和帶體 彈

30、性模量的變化而變換，一般是隨帶體彈性模量的增大而減小，隨緊、松邊拉力差的增 大而增大。在某些情況下，會造成傳動帶的運動處于非常不穩(wěn)定的狀態(tài)，傳動效率急劇 下降，帶的磨損加劇，嚴重影響傳動帶的使用壽命，既嚴重打滑的情況，特別是過載打 滑。(2)內摩擦損失。內摩擦損失是由于帶在運行中的反復伸縮，在帶輪上的撓曲會使帶體內部產生摩擦引起的功率損失。內摩擦損失隨預緊力、帶厚與帶輪直徑比的增加 而增大。減小帶的拉力變化，可減小其內摩擦損失。(3) 帶與帶輪工作面的粘附性以及 V帶楔入、退出輪槽的側面摩擦損失。(4) 空氣阻力損失。在傳動帶咼速運行時，運行風阻引起的功率損失，其損失與速度的平方成正比。(5)

31、 軸承摩擦損失。即軸承受帶拉力的作用，是引起功率損失的重要因素之一。V帶和帶輪有基準寬度制和有效寬度制這兩種寬度制?；鶞蕦挾戎剖且曰鶞示€位置和基準寬度來定義帶輪的槽型和尺寸，當V帶的截面與 帶輪的基準直徑重合時帶輪的基準寬度即為 V帶節(jié)面輪槽內相應位置的寬度，用以表示 輪槽輪截面特征值它不受公差影響，是帶輪與帶標準化的基本尺寸。有效寬度制規(guī)定輪槽兩側的邊的外端寬度為有效寬度。該尺寸不受公差影響，在輪槽有效寬度處的直徑是有效直徑。由于尺寸制的不同，帶的長度分別以基準長度和有效 長度來表示?；鶞书L度是在規(guī)定的張緊力下，V帶位于測量帶輪基準直徑處的周長；有效長度則 是在規(guī)定張緊力下，位于測量帶輪有效

32、直徑處的周長。普通V帶是用基準寬度制，窄V帶則由于尺寸制的不同，有兩種尺寸系列。在設計計算時，基本原理和計算公式是相同的。尺寸則有差別10 0傳動的優(yōu)點是:(1)帶是彈性體，能夠緩和載荷沖擊，運行平穩(wěn)且無噪聲。由于過載時將引起帶在帶輪上打滑，所以可起到保護整機的作用。 制造和安裝精度不像嚙合傳動那樣嚴格，維護方便，無需潤滑。通過增加帶的長度以適應中心距較大的工作條件。傳動的缺點是:(1)帶與帶輪的彈性滑動使傳動比不準確，效率較低，壽命較短。(2) 傳遞同樣大的圓周力時，外廓尺寸和軸上的壓力都比嚙合傳動大。(3) 不宜用于高溫和易燃等場合5.1 V帶的基本參數1、確定計算功率PC:已知：P =

33、2.85kw； nm=1440r/min ；由機械設計基礎表13-811得工況系數：Ka = 1.2 ；得：Pc = Ka -P = 1.2咒 4.7kw = 3.42kw2、確定V帶型號：根據 巳、nm查機械設計基礎圖13-1511選用A型V帶3、確定大、小帶輪的基準直徑 dd(1)初選小帶輪的基準直徑：ddj = 110mm ；(2)計算大帶輪基準直徑:dd2 = i帶-0.02) = 3沢 110咒(1 - 0.02) = 323.4mm ；圓整取dd2 = 330mm，誤差小于5%是可以的。4、驗算帶速：兀dd1rm3.14% 110% 1440” / - /匚 *、/60咒1000V

34、 = = 8.29m/ S壬（5,25）m/s60咒1000一 帶的速度合適。5、確定V帶的基準長度和傳動中心距：（1）中心距：0.7(ddi +dd2)吒 a。£2(ddi + dd2)初選中心距 a。=1.5(dd1 +dd2)=1.5%(110 + 330) = 660mm取中心距a0 = 660mm。（2）基準長度：Ld0 = 2a0+扌(dd1 +dd2)+(dd2dd1)24a03.14(330-110)2=2 咒 660 + (110 + 330) + 24X660=2029mm對于A型帶選用Ld = 2300mm（3）實際中心距：俺 a0+ Ld Ldo = 660

35、+ 2300 一2029= 795.5mm2 2&主動輪上的包角由 a18-(dddd1)57得 =180" (330 -110)57 =164.15、120795.5主動輪上的包角合適。7、計算V帶的根數z :Z_Pc_KaPZ 一 一 P (P0 7P0)©Kl(1)nm，dd1查機械設計基礎表13-311得：P。=1.61kw ；(2)nm，i帶查表得：AP0=0.17kw；(3)% =164.15°查表得，包角修正系數Ka=0.95Ld = 2300mm，與V帶型號A型查表得：Kl =1.06綜上數據，得Z=（1喬0話硏藥“151.2X4.7取Z

36、= 4 < 10合適。8、計算預緊力Fo （初拉力）：根據帶型A型查機械設計基礎表13-111得:q = 0.1kg / mF0 = 500 沢 c"J+qvZV I也 丿= 5005.64 0+ 0" 8.292、X I1恥 8.2910.95 丿= 145.63N9、計算作用在軸上的壓軸力Fq :«1Fq =2ZF0Si n2164 15=2咒 4X145.63Xsin= 1153.91N其中a 1為小帶輪的包角。10、V帶傳動的主要參數表:表5.1 V帶傳動的主要參數表帶型帶輪基準直徑（mm）傳動比基準長度（mm）dd1 =110Add2 =33032

37、300中心距（mm根數初拉力（N）壓軸力（N）6604145.631153.915.2 帶輪的材料采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200帶輪的結構形式:V帶輪的結構形式與V帶的基準直徑有關。小帶輪接電動機，ddi=110mm較小，所以米用實心式結構帶輪。6漸開線斜齒圓柱齒輪設計齒輪傳動是利用兩齒輪的輪齒相互嚙合傳遞動力和運動的機械傳動。也就是利用主、從兩齒輪的輪齒直接傳遞運動和動力的傳動機構，其具有結構緊湊、效率高、使用壽命長等優(yōu)點。齒輪傳動可以用來傳遞相對位置不遠的兩個軸之間的運動和動力，所以在機械傳動中，齒輪傳動的應用最為廣泛。齒輪傳動主要有傳動平穩(wěn)，傳動比精確，工 作可靠、結構緊湊、效率高、壽

38、命長，使用的功率、速度和尺寸范圍大等特點。但是以其在設計制造和安裝中對精度的要求較高，因此不適宜在傳動距離過大的場合使用6.1高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表120表6.1高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據計算過程單位計算（或確定）結果1 .選齒輪精查表 10-813選用7級精度級7度等級小齒輪選用45號鋼（調質處理）小齒輪硬度為250HBS250HBS2 .材料查表 10-113大齒輪選用45號鋼（調質處理）大齒輪硬度為220HBS220HBSZj =(20 - 40)取乙=24乙=22Z2 RZ"Z2 =3.59x24 =82.573 .齒數ZJ 2'J 1個

39、Z2 =91取 Z2 =83,Z2u - 283U =3.458乙U - 3.458244 .螺旋角3P=820P-取_ 14度P145.按齒面接觸強度設計(1) KtKt=1.31.7K取 Kt1.6Kl 1.6續(xù)表6.1高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表(2)區(qū)域系數ZH根據圖10-30冋Zh =2-43Zh =2.43根據圖10-26 13查(3) £ a得 £ a1=0.77名% 中名of =1.64% =1.64£ a2=0.87(4)小齒輪傳遞的轉矩T1根據表1人=9.811x104Nmm4T1 =9.811X10(5)齒寬系數d根據表10-7冋*d =0.

40、71.15% =1.0(6)材料的彈性影響系數根據表10-6冋Ze =189.81MP a"2Ze =189.8Ze(7)齒輪接觸疲勞強度根據圖 10-21c13b H lim 1 = 550bH lim1 =550極限bHHm根據圖 10-21 d 13Hlimf =540MPa叭 lim 2 =540N1=60n 1 J "Lh = 60N, =9.57咒108(8)應力循x553.85X1x(2X8X300x環(huán)次數N根據式10-13 136)=9.57"08N2 =2.77X108N2 = NMU =2.77"08(9)接觸疲勞強度壽命根據圖10-

41、19 13KHN 1 =1.05KHN 1=1.05系數KHNKHN 2 =1.12KHN 2=1.12中北大學2014屆畢業(yè)設計說明書續(xù)表6.1高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表第23頁共53頁取失效概率為(10)接觸疲勞強度許用應力d H(11)小齒輪分度圓直徑d1t(12)圓周速(13)齒寬B(14)模數mnt(15)縱向重合度邛1%,安全系數為S=1,根據式10-12問得按式10 21問計算花 d1tn1V =60 咒10001咒 53.03 =53.03mntd1t cos P 53.03 xcos14242.14£ 3 = 0.318 0dz1tan 3b Khn1 pHlim

42、1 H - S1.05x550 十 u=577.5r 1 Khn2 pHlim2 屛LS二540 =604.8；21.6咒9.811咒104 3.59 + 131 咒 1.643 ,2.43x189.8、2 P 591.15)= 53.033.59叱1t n1V 60X10003.14X53.03X553.85 , 一 =1.5460X1000B1=60B2=55h = 2.25mnt =2.25X 2.14=4.815b/h =53.03/4.815=11.01邛=0.318X1X245 n141.903MPammm/smmr 1巧H=(5775+604.8)=591.15d1t =53.0

43、3V = 1.54B1=60B2=55mnt =2.14h = 4.815b/h =11.01邛= 1.903(16)載荷系由表10-2 13查得使用系數 Ka1根據v=1.54 m/s,7級精度，由圖10-813查得動載荷系數 Kv =1.08由表10-4冋查得KH3 =1.12+0.18(1+0.60 d2) $ d2+0.23 X 10-3b=1.420由圖10-13冋查得KF 3 =1.33aF <100N/mm假定 d1，由表10-3問查得KHa = KFa=1.4故載荷系數 K=KAKVKaKH3=1 X 1.08 X 1.4 X1.42=2.15K=2.15(17)按實際的

44、載荷系數校正分度圓直徑(18)計算模數mn根據式 10-10 a 13d1 cosPmn =Z1dd1t §K/Kt =53.03x 即 2.15/1.6 = 58.52mn"52®4 =2.3724mmmmd1 =58.52mn =2.376.按齒根彎曲強度設計(1)計算載荷系數KK=KAKVKFa KF 3K=1 X 1.08 X 1.4 X 1.33=2.01K=2.01(2)螺旋角 影響系數Yp根據縱向重合度£3= 1.903，根據圖 10-28 13丫P = 0.88丫P =0.88(3)計算當量齒數ZV(4)齒形系數YFa(5)應力校正系數Y

45、Sa(6)齒輪的彎曲疲勞強度極限b FE(7)彎曲疲勞強度壽命系數K fn 1(8)計算彎曲疲勞許用應力d F根據表10-5 13根據表10-5 13根據圖 10-20b 13根據圖 10-20c 13根據圖10-18 13利用插值法可得取彎曲疲勞安全系數S= 1.3，由式10-12 得ZiZvcos3pZ2Zvos3p升1 =276.92升2 =255.77248f=90.94cos 14°Zv1 =26.30Zv2 =90.94YFa1=2.591YFa2=2.198YFa1=2.591YFa2=2.198YSa1=1.597YSa2=1.781% =400%2 =350Kfn1

46、 =0.90Kfn2 =0.95Kfnfe10.90x4001.3K FN FE2MPa0.95咒350MPaYSa1=1.597YSa2=1.781% =400%2 =350Kfn1 =0.90Kfn0.95升1 = 276.92= 255.771.3小齒輪的以比較(9)計算大YFa2Ysa2YFaYSa升并加YFa1YSa1彳591"597 0.015276.92竺士10.0153Hf 2255.77YFaYSa結論：大齒輪的f系數較大,以大齒輪的計算YFaYSa0.0153(10)齒根彎由式 10-17 13曲強度設計計算mn/KT肇。邛皿飛乙電【ctf =1.743mm-1.

47、743結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取 mn =2 mm已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=58.52 mm來計算應有的齒數。于是由djCOsP58.52 X C0S14CCZ =28.39,mn2取 Z1 =29，貝U Z2 = Z1 X i 齒 1 =29X 3.59=104.11 取 Z2=1043.幾何尺寸計算(1)計算中心距a(Z1 +Z2)mn2cosP(29+104)2 a = 2cos14 =137.1將中心距圓整為137mma=137(2)按圓整Larccos(心r

48、nn(29+104)2 一 ccnP =arcco =13.88B2X137因值卩=13.88后的中心距修正螺旋角32a改變不多，故參數弘、K3、ZH等不必修正。度中北大學2014屆畢業(yè)設計說明書續(xù)表6.1高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表（3）齒輪的29x2d, - 59 746 =59.74cos13.88°分度圓直徑dd mmd cosP104x2d -214 26d2 =214.26U 2厶 IT厶Ocos13.88°（4）齒輪的d fl = di -2.5mn = 59.74 一齒根圓直徑2.5咒 2 =54.74df1 =54.74df由df =d -2.5mndf2

49、 =d2 -2.5mn =214.26-mmd f1 209.262.5% 2 =209.26（5）齒輪寬b = 0 dd1圓整后?。築i =65度Bb=1.0 X 59.74Bi =65mmB2 =60=59.74B2 =60Ft= 2TiF9.8ii>M04N=3284.6N di59.74（6）驗算結果KaR 1x3284.6 L, b -IN / 11II11 UH. YON / 11II11 W 1 UU IN / 11II1159.74所以合適6.2低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表表6.2低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據計算過程單位計算（或確定）結果i.齒輪精度

50、等級查表10-8 知選用7級精度級72.材料查表10-1冋知小齒輪選用45號鋼（調質處理），硬度為250HBS大齒輪選用45號鋼（調質處理）硬度為220HBS小齒輪250HBS大齒輪220HBS續(xù)表6.2低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表3 .齒數ZZ3 =(20 40)Z4說3U =Z3Z3 =25Z4 =2.76X25 =69,取 70 U 二70 =2.825個Z3 =25Z4 =70U=2.84.螺旋角3P = 820取 3= 14度p = F 145.按齒面接觸強度設計(1) KtKt = 1.21.8取 Kt= 1.6Kt= 1.6(2 )區(qū)域系數根據圖10-30 13得Zh = 2.43Zh