减速器设计计算及说明

一、总体方案设计设计计算及说明主要结果二、运动参数设计设计计算及说明主要结果（一）电动机的选择1、工作机主轴转速𝐧𝐖=65r/min2、工作机的工作功率𝐏𝐖=𝟒𝐤𝐖3、传动装置总效率𝛈𝐬齿式联轴器（1个）η联=0.998级精度锥齿轮传动（1个）η联=0.978级精度圆柱斜齿轮（1个）η齿=0.97滚子轴承（3对）η承=0.98总效率：ηs=η联∙η柱齿∙η锥齿∙η承3=0.99×0.97×0.97×0.983=0.904、电动机额定功率𝐏𝐞Pe′=PWηs=40.90kW=4.4kW所选电动机的额定功率Pe≥Pe′，取Pe=5.5kW，选择电动机型号为：Y132S-4三相异步电动机，其额定转速ne=1440r/min。（二）传动比分配传动装置的总传动比：is=nenW=144065=22.154一般高速级圆锥齿轮的传动比约取i锥=0.25is=0.25×22.154≈5.5设计计算及说明主要结果高速级传动比i1=5.5低速级传动比i2=4则：i=i1i2=5.5×4=22输出转速：n=nEi=144022=65.45转速误差：n−nwnw=65.45−6565=0.6%5%故传动比合适。（三）运动及动力参数运算1、计算各轴的转速𝐧𝐣n1=ne=1440r/minn2=nei1=9605.5r/min=261.82r/minn3=n2i2=261.824r/min=65.45r/min2、计算各轴的功率𝐏𝐣P1=Pe∙η联=5.5×0.99kW=5.445kWP2=P1∙η承∙η锥齿=5.445×0.99×0.97kW=5.229kWP3=P2∙η承∙η柱齿=5.229×0.99×0.97kW=5.021kW3、计算各轴的输入转矩𝐓𝐣T1=9550×P1n1=9550×5.4451440N∙m=36.11N∙m设计计算及说明主要结果T2=9550×P2n2=9550×5.229261.82N∙m=190.73N∙mT3=9550×P3n3=9550×5.02165.45N∙m=732.57N∙m运动和动力参数表轴号输入功率P（Kw）输入扭矩T（Nm）输入转速n（r/min）15.44536.11144025.229190.73261.8235.021732.5765.45三、主要零件的计算设计计算及说明主要结果（一）高速级齿轮（锥齿轮）设计计算1、选择材料和热处理方法，确定许用应力参考机械设计教程得知，直齿锥齿轮加工难于磨，较少采用硬齿面齿轮传动，为提高承载能力，降低加工成本，对于一些载荷较大、结构尺寸有限制而缺少硬齿面加工条件的场合，可采用中硬度齿面，若两齿轮齿数比较大（u5）时，亦可采用硬齿面小齿轮和软齿面大齿轮的组合。本齿轮传动为高速级，载荷较大，设计传动比i1=5.5,则参考表6-1初选材料。小齿轮：17CrNiMo6，渗碳淬火，54~62HRC；大齿轮：37SiMn2MoV，表面淬火，50~55HRC。根据小齿轮齿面硬度58HRC和大齿轮齿面硬度54HRC，按图6-6MQ线查得齿面接触疲劳极限应力为：σHlim1=1500MPa，σHlim2=1180MPa；按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力为：σFE1=850MPa，σFE2=720MPa。按图6-8a查得接触寿命系数ZN1=0.91，ZN2=0.96；按图6-8b查得接触寿命系数YN1=0.87，YN2=0.89；其中N1=60γn1th=60×1×1440×5×250×8=8.7×108N2=60γn2th=60×1×261.82×5×250×8=1.57×108再查表6-3，取最小安全系数：SHmin=1.2，SFmin=1.5于是[σH1]=σHlim1SHZN1=15001.2×0.91MPa=1137.5MPa[σH2]=σHlim2SHZN2=11801.2×0.96MPa=944.0MPa[σF1]=σFE1SFYN1=8501.5×0.87MPa=493MPa设计计算及说明主要结果[σF2]=σFE2SFYN2=7201.5×0.89MPa=427.2MPa2、分析失效、确定设计准则由于要设计的齿轮传动是闭式齿轮传动，且为硬齿面齿轮，最大可能的失效是齿根疲劳折断；也可能发生齿面疲劳。因此，本齿轮传动可按轮齿的弯曲疲劳承载能力进行设计，确定主要参数，再验算齿面接触疲劳承载能力。3、按轮齿的弯曲疲劳承载能力计算齿轮主要参数根据式m≥√4KT1φR(1−0.5φR)2z12√1+u2YF[σF]3确定计算载荷：小齿轮转矩T1=9.55×103P1n1=9.55×103×5.4451440N∙m=36.11N∙mKT1=KAKαKβKVT1查表6-7，考虑本齿轮传动是斜齿圆柱齿轮传动，电动机驱动，载荷平稳，轴承相对齿轮不对称布置，取载荷系数K=1.6，则KT1=KAKαKβKVT1=1.6×36.11N∙m=57.78N∙m由于锥齿轮加工精度较低，尤其大直径齿轮精度更难于保证，φR=bR=0.3，初选z1=20，z2=i1z1=5.5×20=110，δ1=arctan1i=arctan15.5=10.3°,δ1=arctani=arctan5.5=79.7°zv1=z1cosδ1=20cos10.3°=20.32zv2=z2cosδ2=110cos79.7°=615.20查图6-16，得两轮复合齿形系数为YF1=4.38，YF2=4.06,由于设计计算及说明主要结果YF1[σF1]=4.38493=8.88×10−3YF2[σF2]=4.06427.2=9.50×10−3将YF2[σF2]代入计算，于是m≥√4KT1φR(1−0.5φR)2z12√1+u2YF[σF]3=√4×57.78×1030.3(1−0.5×0.3)2×202×√1+5.524.06427.23mm=1.65mm查表6-10取标准模数m=2mm，则d1=mz1=40mm4、选择齿轮精度等级齿轮圆周速度v=πd1n160×1000=π×40×144060×1000ms=3.0m/s查表6-9，并考虑该齿轮传动的用途，选择8级精度。5、精确计算计算载荷KT1=KAKαKβKVT1K=KAKαKβKVFt=2T1d1=2×36.1140=1.8kN查表6-4，KA=1；查图6-9，Kv=1.18。齿轮传动啮合宽度b=φRR=φR×d12sinδ1=0.2×402×sin10.3=22.37mm≈23mm查表6-6得设计计算及说明主要结果KAFtb=1×1.8×10323N/mm=78.26N/mm100𝑁/𝑚𝑚经表面硬化的直齿轮，Kα=1.2查表6-5，φd=1.0，减速器轴的刚度较大，Kβ=1.17K=KAKαKβKV=1×1.2×1.17×1.18=1.66KT1=KAKαKβKVT1=1.66×36.11N∙m=59.94N∙mKFt1=1.66×1.8kN=2.99kN6、验算轮齿接触疲劳承载能力σH=ZHZE√4KT1bR(1−0.5bR)2d13u≤[σH]区域系数查图6-13，标准齿轮ZH=2.5，弹性系数查表6-8得ZE=189.8√MPa，因大齿轮的许用齿面接触疲劳应力值较小，故将[σH2]=944MPa代入，于是σH=ZHZE√4KT1bR(1−0.5bR)2d13u=2.5×189.8×√4×59.94×1030.3(1−0.5×0.3)2×403×uMPa=841.15MPa≤[σH2]=944MPa轮齿弯曲疲劳承载能力足够。8、斜齿圆柱齿轮传动几何尺寸计算主要结果设计计算及说明主要结果（二）低速级齿轮（斜齿圆柱齿轮）设计计算1、选择材料和热处理方法，确定许用应力参考表6-1、6-2初选材料。小齿轮：37SiMn2MoV，调质，263~294HBW；大齿轮：45钢，正火，162~217HBW。根据小齿轮齿面硬度270HBW和大齿轮齿面硬度210HBW，按图6-6MQ线查得齿面接触疲劳极限应力为：σHlim3=740MPa，σHlim4=400MPa；按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力为：σFE3=300×2=600MPa，σFE4=320×2=640MPa。按图6-8a查得接触寿命系数ZN3=1.06，ZN4=1.14；按图6-8b查得接触寿命系数YN3=0.87，YN4=0.93；其中N3=60γn1th=60×1×261.82×10×250×8=3.14×108N4=60γn2th=60×1×65.46×10×250×8=7.86×107再查表6-3，取最小安全系数：SHmin=1.0，SFmin=1.25于是[σH3]=σHlim3SHZN3=7401.0×1.06MPa=784MPa[σH4]=σHlim4SHZN4=4001.0×1.14MPa=456MPa[σF3]=σFE3SFYN3=6001.25×0.87MPa=417MPa[σF4]=σFE4SFYN4=6401.25×0.93MPa=476.16MPa2、分析失效、确定设计准则由于要设计的齿轮传动是闭式传动，且大齿轮是软齿面齿轮，最大可能的失效是齿面疲劳；但模数过小，也可能发生轮齿疲劳折断。因此，本齿轮传动可按齿面接触疲劳承载能力进行设计，确定主要参数，再验算轮齿的弯曲疲劳承载能力。3、按齿面接触疲劳承载能力计算齿轮主要参数根据式d3≥√2KT3φd(u1−+u)(ZHZEZβ[σH])23因属减速传动，u=i2=4。确定计算载荷：小齿轮转矩T3=9.55×103P2n2=9.55×103×5.229261.82N∙m=190.73N∙mKT3=KAKαKβKVT3查表6-7，考虑本齿轮传动是斜齿圆柱齿轮传动，电动机驱动，载荷平稳，轴承相对齿轮不对称布置，取载荷系数K=1.2，则KT3=KAKαKβKVT3=1.2×190.73N∙m=228.88N∙m初选β=15°，则Zβ=√cos15°=0.98。区域系数查图6-13,ZH=2.43；弹性系数查表6-8ZE=189.8√MPa；齿宽系数φd=bd1=1。因小齿轮的许用齿面接触疲劳应力值较小，故将[σH4]=456MPa代入，得：d3≥√2×228.88×1031(4+14)(2.43×189.8×0.98456)23=82.53mma=(1+u)d32=(1+4)×82.532=206.325mm取a=210mm,按经验式mn=(0.007~0.02)a，取mn=0.01a=0.015×210mm=3.15mm，取标准模数mn=3mm。z3=2acosβmn(1+u)=2×210×cos15°3×(1+4)=27.04取z3=27，z4=108。设计计算及说明主要结果β=arccosmn2a(z3+z4)=arccos32×210×(27+108)=15.36°=15°21′32′′4、选择齿轮精度等级d3=mnz3cosβ=3×27cos15°21′32′′=84.00mm齿轮圆周速度v=πd3n360×1000=π×84.00×261.8260×1000m/s=1.15m/s查表6-9，并考虑该齿轮传动的用途，选择8级精度。5、精确计算计算载荷KT3=KAKαKβKVT3K=KAKαKβKV查表6-4，KA=1；查图6-9，Kv=1.08。齿轮传动啮合宽度b=φdd3=1×84.00mm=84mmFt=2T3d3=2×190.7384kN=4.54kN查表6-6得：KAFtb=1×4.54×10384N/mm=54.05N/mm100𝑁/𝑚𝑚Kα=1.2查表6-5，φd=1.0，减速器轴刚度较大，Kβ=1.17K=KAKαKβKV=1×1.2×1.17×1.08=1.52KT3=KAKαKβKVT3=1.52×190.73N∙m=289.91N∙mKFt3=1.52×4.54kN=6.90kN6、验算轮齿接触疲劳承载能力设计计算及说明主要结果σH=ZHZEZβ√KFtbd3(u1−+u)=2.43×189.8×0.98×√6.90×10384×84×(