减速器设计及齿轮计算

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1、减速器设计计算及安装1、摘要:如图所示，设计带式输送机减速器的高速级齿轮传动。已知输入功率P1=10KW，小齿轮转速n1=960r/min，齿数比u=3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），带式输送机工作平稳，转向不变。2、前言1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.1按图所示的方案，选用直齿圆柱齿轮传动1.2运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）1.3材料选择。按理论我们可以选择40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。1.4选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z

2、2=uz1=3.2×24=76.8，取Z2=77。3、齿轮选择及计算3.1安齿面接触强度设计由于设计计算公式进行试算，即ｄ2≥2.323K1T1Φｄu±1ua（ZEσ）23.2确定公式内的各计算数值3.2.1试选载荷系数Kt=1.33.2.2计算小齿轮传递的转矩T1=95.5×105P1/960N×㎜=9.948×104N×㎜3.2.3按表格选取齿宽系数Φｄ=13.2.4按表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPａ1/23.2.5安手册齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限δHlim1=600MPａ；大齿轮的接触疲劳强度极限δHlim2=550MPａ；3.2.6按手册计算应力循环

3、次数N1=60n1jLh=60×960×1×（2×8×300×15）=4.147×109N2=4.147×109/3.2=1.296×1093.2.7按手册查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.953.2.8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得出：〔δH〕1=KHN1δhlim1S=0.9×600MPａ=540MPａ〔δH〕2=KHN2δhlim2S=0.95×550MPａ=522.5MPａ3.3计算3.3.1计算小齿轮分度圆直径ｄ1ｔ，代入〔δH〕中较小的值ｄ1ｔ≥2.323KtT1yu+1Φdu(ZE〔δH〕)2=2.32×1。3*9.948

4、*1042a×4.23.2×189.8522.52㎜=65.396㎜3.3.2计算圆周速度UU=πd1tn160×1000=π×65.396×96060×1000m/s=3.29m/s3.3.3计算齿宽bb=Φdd1ｔ=1×65.396㎜=65.396㎜3.3.4计算齿宽与齿高之比b/h模数mｔ=d1ｔ/ｚ１=65.396/24=2.725㎜齿高h=2.25mt=2.25×2.725㎜=6.13㎜b/h=65.396/6.13=10.693.3.5计算载荷系数根据U=3.29m/s，7级精度，由手册查出动载荷系数KV=1.12；直齿轮，假设KAFt/b＜100N/㎜。查得KHa=K

5、Fa=1.2；查得KA=1；小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.12+0.18（1+0.6Φd2）Φd2+0.23×10-3b将数据代入后得KHβ=1。12+0.18（1+0.6×12）×12+0.23×10-3×65.396=1.423；由b/h=10.67，KHβ=1.423，查手册得KFβ=1.35；故载荷系数K=KAKKVKHaKHβ=1×1.12×1.2×1.432=1.9133.3.6按实际载荷系数校正所算的分度园直径，ｄ1=ｄ1t3K/Kt=65.396×31.913/1.3㎜=74.38㎜2.7计算模数mm=ｄ1/Z1=74.38/24㎜=3.10㎜3.4按齿根

6、弯曲强度计算得出弯曲强度的设计公式为m≥32KT1Φｄｚ2（YFaYSa【σF】）3.4．1确定公式内的各计算数值3.4.2由手册查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa；3.3.3手册查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88；3.3.4计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4；由式得【σF】1=KFN1σFE1S=0.85×5001.4MPa=303.57MPa【σF】2=KFN2σFE2S=0.88×3801.4MPa=238.86MPa3.3.5计算载荷系数KK=KAKVKFaKFβ=1×1.

7、12×1.2×1.35=1.8143.3.6查取齿形系数手册查得YFa1=2.65；YFa2=2.226。3.3.7查取应力校正系数查得YSa1=1.58；YSa2=1.764比较后可以知道大齿轮的数值大。3.4设计计算m≥32×1.8149.948×10³1×24²×0.01644㎜=2.176㎜对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲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