齿轮减速器设计

项目--内容设计计算依据和过程计算结果一．总体方案设计1.概述1.1设计要求分析1.2搓丝机机构简图1.3参数要求1.4执行机构简图本章主要内容是完成总体方案的设计计算，包括：1. 总体方案概述；2. 原动机的选择；3. 传动比的分配；4. 运动与动力参数的计算；要求滑块往复运动一次加工一件，因为加工过程与回程要求速度不同，故设计偏置的曲柄滑块机构，使其具有急回特性。

原动机选择电动机，运转平稳，传动机构选择“带传动+两级齿轮减速器”。

最大加工长度160mm，滑块行程约310mm；公称搓动力8kN;生产率40件/分。

项目--内容设计计算依据和过程计算结果2.原动机选择2.1功率2.2转速由图2可知曲柄最高点与滑块所在直线的距离很短，故当曲柄与连杆垂直的时候，0α≈而90θ≈，sin/cosT FRθθ=则所需的最大扭矩mT FR=所以，工作机需要提供的最小功率满足：max()/9550mPw T n=⨯已知传动装置的总效率为3221234ηηηηη=•••，其中，V带传动效率1η=0.96，滚动轴承的效率2η=0.99，闭式齿轮的效率3η=0.96，连杆的效率3η=0.99。

故，所需电动机效率为：/ 3.85d wP P Kwη==低速齿轮转速40/minwn r=，V带传动比'124i=，二级圆柱齿轮减速器'2840i=，则，总的传动比范围是'16160i=，∴电动机的转速可取范围在：'(16160)40/min(6406400)/mindr rn=⨯=适合这个范围的有（750，1000，1500，3000）r/min,取常用的1500r/min.mT FR==813.86N.mη=0.8593.85dP Kw=因载荷比较平稳，电动机的额定功率edP略大于dP即可。

项目--内容设计计算依据和过程计算结果2.3总结3. 分配传动比4. 运动与动力参数的计算 0轴 功率0P 转速0n 扭矩0T 1轴 功率1P转速1n 电动机参数选择为：型号 额定功率/Kw 同步转速/满载转速Y112M-4 41500/1440总的传动比/36a m w i n n ==，取V 带的传动比0i=3；则减速器的传动比/a i i i =；取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比12 1.4i i =则低速级的传动比2312/ 2.928i i i ==0d P P = 0m n n = 0009550/T P n =1001P P η=• 1001/n n i =选择Y112M-4型电机 i =1212 4.0991.415i ==⨯23i =2.9280P =3.85kw 0n =1440r/min 0T =25.53N.m 1P =3.696Kw 1n =480r/min项目--内容设计计算依据和过程计算结果扭矩1T2轴（中间轴）功率2P转速2n扭矩1T3轴（低速轴）功率3P转速3n扭矩3T总结1119550/T P n=2112P Pη=•2112/n n i=2229550/T P n=3223P Pη=•3223/n n i=3339550/T P n=将各轴的输入功率或者输入转矩乘以轴承的效率0.99，既可以得到其输出功率或者输出转矩。

综合上述，则可以得到各轴运动及动力参数如下表所示。

轴名功率P/Kw转矩T/N m转速n/minr传动比i效率η输入输出输入输出电动轴3.85 25.53 14401轴3.696 3.66 73.535 72.79 480 3 0.962轴3.549 3.51 289.436 286.54 117.14.099 0.963轴3.408 3.37 813.86 805.72 39.99 2.928 0.96到此，我们完成了机械装置的总体方案的设计计算，该部分包括了总体方案概述；原动机的选择；传动比的分配；运动与动力参数的计算等。

在本文的第二部分，我们将进行主要零部件的设计计算。

173.535T N m=23.549P Kw=2117.1/minn r=2289.436T N m=33.408P Kw=339.99/minn r=3813.86T N m=项目--内容设计计算依据和过程计算结果二． 主要零部件的设计1. 传动零件（齿轮）的设计计算1.1高-中速轴间的齿轮联结设计条件(1).选择材料和精度(2).粗估n m本章主要内容将对传动装置中主要零部件进行设计计算，包括：1.传动零件（齿轮）的设计计算；2.轴的设计及校核计算；3.滚动轴承的选择和寿命计算；4.键联结设计计算。

采用斜齿面圆柱齿轮作为减速器的齿轮设计；选用闭式硬齿面；按照齿根弯曲疲劳强度设计，按照齿面接触疲劳强度校核。

P=3.66Kw ；小齿轮转速1480/min n r =； 传动比12 4.099i =；使用情况：10年，每年300工作日，16小时/日； 电动机动力，工作中有中等振动，传动不逆转；小批量生成。

小齿轮用40Cr ，经调质处理；大齿轮一样； 精度等级初选8级。

选用闭式硬齿面，按照齿根弯曲疲劳强度设计，按照齿面接触疲劳强度校核。

初步设计时，按照下式估算齿轮的法向模数：[1]4271321P FS n m d HPKTY m A Z ψσ=•其中： m A =12.6；1.4K =（取1.2-2.0中间值）；173.535T N m =；0.5;d ψ= 131Z = (在14-31间，初取31)；项目--内容设计计算依据和过程计算结果(3).确定基本参数查表[1]P231图27-20和图27-21可知，2.60;FaY= 1.62;SaY=故 4.21;Fs Fa SaY Y Y=•=齿轮单向受力，由[1]P427知：lim1.4Fp Fσσ≈；带入计算公式可以得到：13211.6311;FSn md HPKTYm AZψσ=•=取标准值nm=1.75；初取13β=；则/cos 1.806;t nm mβ==初取131Z=；2127;Z=则小齿轮直径1155.986;td m Z=•=大齿轮直径22229.362;td m Z=•=中心距为21142.674;2d da mm+==圆整：a=143mm；故：精确的螺旋角：12()arccos14.3052nZ Z maβ+==；精确的端面模数：/cos 1.81013;t nm mβ==精确的小齿轮直径：1172.04;td m Z=•=精确的大齿轮直径：2256.114;td m Z=•=齿宽167.2;db dψ=•=FsY=4.21；取标准值nm=1.75项目--内容设计计算依据和过程计算结果(5).校核齿根弯曲疲劳强度a. 计算齿根弯曲应力 使用系数A K 动载荷系数V K齿向载荷分布系数F K β齿间载荷分配系数F K α齿形系数Fa Y 应力修正系数Sa Y故取 小齿轮齿宽1b =75； 大齿轮齿宽2b =67； 齿根弯曲疲劳强度的校核公式是：[1](2711)tF A V F F Fa Sa FP nF K K K K Y Y Y Y bm αβεβσσ-=≤公式由[1]表27-7查得A K =1.50； 由[1]表27-6查得V K =1.05； 又()/67.2 2.25 1.7517.1;b h =⨯=231()10H b K A B C b d β-=++⨯⨯ 231.170.16 1.20.60.6110671.44;-=+⨯⨯+⨯⨯=由[1]图27-9查得F K β=1.47；由[1]表27-8查得F K α=1.2；由[1]图27-20查得1 2.46;Fa Y = 2 2.18;Fa Y =1 1.65;Sa Y =2 1.81;Sa Y =A K =1.50； V K =1.05；H K β=1.44;F K β=1.47；F K α=1.2； 1 2.46;Fa Y = 2 2.18;Fa Y = 1 1.65;Sa Y = 2 1.81;Sa Y =项目--内容设计计算依据和过程计算结果计算重合度系数Y ε螺旋角系数Y β代入计算F σb. 计算许用弯曲应力实验齿轮的齿根弯曲强度极限lim F σ重合度系数0.250.75/e Y εαε=+； 其中，3cos e b ααεεβ=； 12121[(tan tan ')(tan tan ')]2at at at at Z Z αααααπε=-+-；111arccos()28.228b a a d d α==；222arccos()22.770b a a d d α== 由于无变位，'20αα==；1[(tan tan )(tan tan )]22828.712012922.2820απε=-+-1.69;=代入计算得0.67;Y ε=由[1]图27-22查得Y β=0.87；将上面所有参数代入方程求解F σ；111tF A V F F Fa Sa nF K K K K Y Y Y Y bm αβεβσ= =146.8a MP ； 222tF A V F F Fa Sa nF K K K K Y Y Y Y bm αβεβσ==142.7a MP ； 按公式[1]lim limF ST NT VrelT RrelTXFP F Y Y Y Y Y S σσ=公式(27-17)计算许用弯曲应力；由[1]图27-22查得lim1lim2300,270a a F F MP MP σσ==0.67;Y ε= Y β=0.87；1F σ=146.8a MP2F σ=142.7a MPlim F σ=300 a MP最小安全系数limFS尺寸系数XY寿命系数NTY应力修正系数STY相对齿根圆角敏感及表面状况系数计算许用弯曲应力c.校核弯曲疲劳强度由[1]表27-8查得limFS由[1]图27-33查得XY由[1]图27-33查得NTY，其中：总的工作时间310300164810;nt h=⨯⨯=⨯应力循环次数4814.81060480 1.3810lN=⨯⨯⨯=⨯；4814.81060105 3.3710lN=⨯⨯⨯=⨯；122.0;ST STY Y==12121VrelT VrelT RrelT RrelTY Y Y Y====；130020.89/1.25427;FP aMPσ=⨯⨯=227020.93/1.25401;FP aMPσ=⨯⨯=11146.8427;F FPσσ=<=22142.7401;F FPσσ=<=故：齿根弯曲疲劳强度校核合格。

limFS=1.25；121X XY Y==；N10.89;Y=20.93NY=；122.0;ST STY Y==12VrelT VrelTY Y==1121RrelT RrelTY Y==1FPσ=427;aMP2FPσ=401;aMP(6). 校核齿面接触疲劳强度a. 计算齿面接触应力 节点区域系数H Z 弹性系数E Z 重合度系数Z ε螺旋角系数Z β 使用系数A K 动载荷系数V K 齿间载荷分配系数H K α齿向载荷分布系数H K β齿面接触应力H σ 齿面接触疲劳强度的校核公式是：11t H H E A V H H F Z Z Z Z K K K K d b εβαβμσμ±=••••• [1](275)HP σ-≤公式由[1]图27-33查得非变位斜齿轮H Z ； 由[1]表27-33查得2189.8/E Z N mm =； 由[1]P227可知，sin /n b m βεβπ==3.02>1；110.77;1.760Z εαε∴=== (其中前已求出αε=1.69)cos 0.98;Z ββ== 由[1]表27-7查得A K ； 由[1]表27-6查得V K ； 由[1]表27-8查得H K α；由[1]表27-8查得H K β；代入[1](275)-公式计算得到H σ；H Z =2.43；2189.8/E Z N mm =Z ε= 0.77; Z β= 0.98;A K =1.50； V K =1.20；H K α=1.785；H K β=1.44；H σ=697.54 a MP ；项目--内容设计计算依据和过程计算结果b.计算许用接触应力HPσ实验齿轮的接触疲劳极限limHσ寿命系数NTZ齿面工作硬化系数wZ接触强度尺寸系数XZ润滑油膜影响系数最小安全系数计算许用接触应力c.校核接触疲劳强度(7).总结按公式[1](2716)limlimH NT L v R w XHPHZ Z Z Z Z ZSσσ-•••••=公式计算许用接触应力。