機械設計專業(yè)課程設計二級減速器高速級齒輪設計

計算過程和分析2.傳動裝置總體設計本設計中已知條件為：兩班制工作，連續(xù)單向運轉，載荷叫平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35℃，我們這里選擇電動機類型為三相鼠籠式異步電動機(Y系列三相異步電動機)。2.1電動機選擇2.1.1電動機類型選擇按工作要求和工作條件選擇Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓380V。2.1.2電動機容量選擇此帶式運輸機，其電動機所需功率為式中，——工作機實際需要電動機輸出功率，；——工作機需要輸入功率，；——從電動機至工作劑之間傳動裝置總效率。工作及所需功率式中，——工作機阻力，；——工作機線速度，m/s；——工作機效率。設分別為齒輪傳動2對、滾動軸承3對及聯軸器2個效率，則。查《機械設計課程設計手冊》表1-5取，，，。則工作機有效功率所以電動機所需功率2.1.3電動機轉速確實定單極圓柱齒輪傳動比，采取二級圓柱齒輪傳動，工作機轉速為所以電動機轉速可選范圍為選擇Y132M2-6電機綜合考慮，決定選擇1000電動機。依據電動機類型、結構、容量和轉速查《機械設計課程設計手冊》表12-1~表12-14選定電動機型號為Y132M2-6，其關鍵參數選擇Y132M2-6電機電動機型號額定功率/kW滿載轉速/（r/min）堵轉轉矩最大轉矩質量/kg額定轉矩額定轉矩Y132M2-65.59602.02.284關鍵安裝尺寸及外形尺寸：型號ABCDEFGHKABACADHDLY132M2-62161788938801033132122802752103155152.2傳動裝置總傳動比和分配傳動比2.2.1總傳動比總傳動比為為式中，為滿載轉速，r/min；為實施機構轉速，r/min。2.2.2分配傳動比分配傳動比考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近。取故2.3各軸運動和動力參數2.3.1各軸轉速Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸卷筒軸2.3.2各軸輸入功率Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸2.3.3各軸輸入轉矩現將計算結果匯總以下：軸名功率P/kW轉矩T/（N·m）轉速n/（r/min）電機軸5.554.22960Ⅰ軸5.4554.22960Ⅱ軸5.34240.67211.9Ⅲ軸5.755.5665.63.齒輪設計計算3.1高速級齒輪設計計算小齒輪選擇調質；大齒輪選擇鋼小齒輪選擇調質；大齒輪選擇鋼調質。①類型：選擇支持圓柱齒輪傳動，壓力角。②精度等級：由教材表10-6，選擇7級精度。③材料：由教材表10-1，選擇小齒輪材料為調質（調質），齒面硬度為；大齒輪。材料為鋼（調質），齒面硬度。④齒數：選小齒輪，大齒輪齒數，取。3.1.2設計計算（1）設計準則齒輪要正常工作必需滿足一定強度以免失效，所以要經過強度計算來設計齒輪尺寸，先分別按齒面接觸疲憊強度和齒根彎曲疲憊強度計算出最小分度圓直徑進而算出模數，比較二者大小，然后按標準模數取值，再依據模數算出最終分度圓直徑等齒輪尺寸?？紤]到裝配時兩齒輪可能產生軸向誤差，常取大齒輪齒寬,而小齒輪寬，方便于裝配。按齒面接觸疲憊強度設計=1\*GB4㈠由教材式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中各參數值=1\*GB3①按教材P203試取=2\*GB3②計算小齒輪傳輸轉矩。=3\*GB3③由教材表10-7選擇齒寬系數（非對稱部署）。=4\*GB3④由教材圖10-20差得區(qū)域系數。=5\*GB3⑤由教材表10-5查得材料彈性影響系數=6\*GB3⑥由教材式（10-9）計算接觸接觸疲憊強度用重合系數：=7\*GB3⑦計算接觸疲憊許用應力。由教材圖10-25d查得小齒輪和大齒輪接觸疲憊極限分別為、。由教材式（10-15）計算應力循環(huán)次數：由教材圖10-23查取接觸疲憊壽命系數,取失效概率為,安全系數,由式（10-14）得：取和中較小者作為該齒輪副接觸疲憊許用應力，即2）試算小齒輪分度圓直徑=2\*GB4㈡調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前數據準備。=1\*GB3①圓周速度。=2\*GB3②齒寬。2）計算實際載荷系數。=1\*GB3①由教材表10-2查得使用系數。=2\*GB3②依據、7級精度，由教材圖10-8查動載系數。=3\*GB3③齒輪圓周力。查教材表10-3得齒間載荷分配系數。=4\*GB3④由教材表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱部署時，得齒向載荷分布系數。由此，得到實際載荷系數3）由教材式（10-12），可求得按實際載荷系數算分度圓直徑及對應齒輪模數（3）按齒根彎曲疲憊強度設計=1\*GB4㈠由教材式（10-5）計算彎曲疲憊強度用重合系數。1）確定公式中各參數值=1\*GB3①試選=2\*GB3②由教材式（10-5）計算彎曲疲憊強度用重合度系數。=3\*GB3③計算。由教材圖10-17查得齒形系數、。由教材圖10-18查得應力修正系數、。由教材圖10-24c查得小齒輪和大齒輪吃根彎曲疲憊極限分別為、。由教材圖10-22查得彎曲疲憊壽命系數、。取彎曲疲憊安全系數，由教材式（10-14）得因為大齒輪大于小齒輪，所以取2）試算模數=2\*GB4㈡調整齒輪模數計算實際載荷系數前數據準備。=1\*GB3①圓周速度。=2\*GB3②齒寬。=3\*GB3③寬高比。2）計算實際載荷系數。=1\*GB3①依據，7級精度，由教材圖10-8查得動荷系數。=2\*GB3②由，，查教材表10-3得齒間載荷分配系數。=3\*GB3③由教材表10-4用插值法查,結合，查教材圖10-13，得。則載荷系數為3）由教材式（10-13），可得按實際載荷系數算得齒輪模數對比計算結果，由齒面接觸疲憊強度計算模數m大于由齒根彎曲疲憊強度計算模數，因為齒輪模數大小關鍵取決于彎曲疲憊強度所決定承載能力，而齒面接觸疲憊強度所決定承載能力僅和齒輪直徑相關，可取由彎曲疲憊強度算得模數并就近圓整為標準值，按接觸疲憊強度算得分度圓直徑，算出小齒輪齒數。取，則大齒輪齒數，取，和互為質數。這么設計出齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲憊強度，又滿足了齒根彎曲疲憊強度，并做到結構緊湊，避免浪費。（4）計算幾何尺寸=1\*GB4㈠計算分度圓直徑=2\*GB4㈡中心距=3\*GB4㈢計算齒輪寬度考慮不可避免安裝誤差，為了確保設計齒寬和節(jié)省材料，通常將小齒輪略為加寬（5~10）mm，即取，而使大齒輪齒寬等于設計寬度，即。（5）圓整中心距后強度校核上述齒輪副中心距并沒有不便于相關零件設計和制造。為此，可不進行圓整。=1\*GB4㈠齒面接觸疲憊強度校核按前述類似做法，先計算教材式（10-10）中各參數。,；，，，，，。將上述數據代入教材式（10-22）得到齒面接觸疲憊強度滿足要求。=2\*GB4㈡齒根彎曲疲憊強度校核按前述