二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书范例

1、机械设计课程设计说明书机械课程设计说明书姓名：黄文班级：机械设计及制造1班计 算 及 说 明结 果第一章 设计任务书§1设计任务1、 设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、 已知条件： 输送带的有效拉力 F=7000N； 输送带的工作速度 v=1.1 （允许运输带速度误差为±5%）； 滚桶直径 D=400mm； 滚筒效率 j=0.96 (包括滚筒与轴承的效率损失)； 工作条件 两班制，连续单向运转，载荷较稳定； 使用折旧期 8y； 工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35； 动力来源 电力，三相交流，电压380/220V; 检查间隔期 四年一次大

2、修，；二年一次中修，半年一次小修。 制造条件及生产批量 一般制造厂制造，小批量生产。第二章 传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示 §1电动机的选择 1电动机容量选择选择电动机类型。按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其机构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。选择电动机的容量。工作机的有效功率为： Pw=Fv1000=7000×1.1/1000=7.7kw从电动机到工作机输送带总效率为： =12*22*32*42 由表可知，1=0.99，2=0.98，3=0.97，4=0.96. =0.992×0.982×0.972

3、×0.962=0.817所以电动机所需工作功率为 Pd=Pw=7.70.817=9.42kw确定工作机的转速按表推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i'=840。而工作机滚筒轴的转速为 nw=60×1000vd=60×1000×1.1×40053r/min所以电动机转速的可选范围为 nd= i'nw=（840）×53=（4242120）r/min符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min和1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用

4、同步转速为1000r/min的电动机。 根据电动机的类型、容量和转速、由电机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y160L6。其主要性能如下表1.1所示。电动机的安装尺寸如表1.2所示。表1.1 Y160L6型电动机的主要性能电动机型号额定功率kw满载转速r·min-1起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160L6119702.02.0表1.2 Y160L6型电动机的安装尺寸型号HABCDEF×GDGkbb1b2hAABBHAL1Y160L1602542541084211012×837153252551653857031420645Pw=7.7kwnw=53r/min

5、计 算 及 说 明结 果§2传动比的分配 总传动比i i= nmnw=97053=18.3 分配传动比 i=i×i考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取i=1.4i，故 i=1.4i =1.4×18.3 =5 i=ii =18.35=3.66§3计算传动装置各轴的运动和动力参数 各轴的转速 轴 n=nm=970r/min 轴 n=ni=9705=194r/min 轴 n=ni =1943.6653r/min滚筒轴 n滚=n=53r/min 各轴的输入功率轴 P=Pd1=9.42×0.99=9.33kw轴 P=P23=9.33×0.9

6、8×0.97=8.87kw轴 P=P23=8.87×0.98×0.97=8.24kw滚筒轴 P滚=P21=8.24×0.98×0.99=7.99kw 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为 Td=9.55×106×9.42970=9.27×104Nmm故轴 T=Td1=92743.3×0.99=9.18×104Nmm 轴 T= T23i=91815.9×0.98×0.97×5=4.36×105 Nmm轴 T=T23i=436401×0.98

7、15;0.97×3.66=-1.52×106 Nmm滚筒轴 T滚=T21=1518324.6×0.98×0.99=1.47×106 Nmm将上述计算结果汇总于表1.3表1.3 带式传动装置的运动和动力参数 轴名功率P/kw转矩T/（Nmm）转速n/(rmin-1)传动比i效率电动轴9.429.27×10497010.99轴9.338.879.18×1044.36×10597019450.95轴8.241.52×106533.660.95轴9.429.27×10497010.97滚筒轴9.339.

8、18×104970第三章 高速级齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用为直齿硬齿面圆柱齿轮传动，压力角取为20°。带式输送机为一般工作机器，参考表，选用7级精度。材料选择。由表得，选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），齿面硬度为50HRC，大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），齿面硬度为45HRC。选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=24×5=1202.按齿面接触疲劳强度计算由公式试算小齿轮分度圆直径，即 d1t32KHtTd·u+1u·(ZHZEZH)21 确定公式中各参数值 试选KHt=1.3 计算小齿轮传递的

9、转矩 T=9.18×104 Nmm 由表选齿宽系数 d=0.8 由图查得区域系数 ZH=2.5 由表查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2 由公式计算接触疲劳强度用重合度系数 Z a1=cos-1z1cos/(z1+2h*=cos-124×cos20°/(24+2×1=29.8411° a2=cos-1z2cos/(z2+2h*cos-1120×cos20°/(120+2×1=22.4388° =z1(tana1tan')+ z2(tana2tan')/2=24×(

10、tan29.8411°tan20°)+ 120×(tan22.4388°tan20°)/2=1.737 Z=4-3=4-1.7373=0.869 计算接触疲劳许用应力H。由表查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度分别为Hlim1=600 MPa、Hlim2=550 MPa由公式计算应力循环次数：N1=60n1jLh=60×970×1×（2×8×300×4）=1.12×109N2=N1/u=1.12×109/5=0.224×109由图查取接触疲劳寿命系数 KHN1

11、=0.95、KHN2=0.98取失效概率为1%、安全系数S=1，由公式有 H1=KHN1Hlim1S=0.95×6001=570 Mpa H2=KHN2Hlim2S=0.98×5501=539 Mpa取H1和H2中较小者作为该齿轮副的解除疲劳许用应力，即 H= H2=539 Mpa2 试算小齿轮分度圆直径 d1t32KHtTd·u+1u·(ZHZEZH)2=32×1.3×9.18×1040.8·5+15·(2.5×189.8×0.869539)2=59.395mm调整小齿轮分度圆直径1

12、 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度vv=d1tn60×1000=×59.395×97060×1000m/s=3.0m/s 齿宽bb=dd1t=0.8×59.395=47.516mm2 计算实际载荷系数KH 由表查得使用系数：KA=1 根据v=3.0m/s，7级精度，由图查得动载系数Kv=1.12 齿轮圆周力 Ft1=2T1/d1t=2×9.18×104/59.395=3.091×103N KAFt1/b=1×3.091×103/47.516=65N/mm100N/m 查表得齿间载荷分配系数

13、KH=1.2 由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.291由此得到实际载荷系数 KH=KAKvKHKH=1×1.12×1.2×1.291=1.743 由公式，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1=d1t3KHKHt=59.395×31.741.3=65.456mm及相应的齿轮模数 m=d1/z1=65.456/24=2.727按齿根弯曲疲劳强度设计1 由公式试算模数，即 mt32KFtT1KHt.(FasaH)1 确定公式中的各参数值 试选KFt=1.3 由公式计算弯曲疲劳强度重合度系数=0.25+0.75

14、=0.25+0.751.737=0.682 计算FasaF 由图查得齿形系数Fa1=2.65、Fa2=2.20由图查得应力修正系数sa1=1.58、sa2=1.80由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为lim1=510 MPa、lim2=510 MPa由图查得弯曲疲劳强度系数 KFN1=0.90、KFN2=0.98取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由公式得F1=KFN1Flim1S=0.90×5101.4=327.86 Mpa F2=KFN2Flim2S=0.98×5101.4=357 MpaFa1sa1F1=2.65×1.58327.86=0.0128Fa1

15、sa1F1=2.20×1.80357=0.0111因为小齿轮的FasaF大于大齿轮，所以取FasaF=Fa1sa1F1=0.0128试算模数 mt32KFtT1dz12.FasaF=32×1.3×9.18×104×0.6820.8×242×0.0128=1.654mm2 调整齿轮模数1 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v0d1=mtz1=1.654×24=39.696mmv=d1n160×1000=×39.696×97060×10002.02m/s 齿宽bb=dd1=0

16、.8×39.696=31.7568mm 宽高比b/hh=（2h*+ c*）mt=（2×1+0.25）×1.654=3.7215mmb/h=31.7568/3.7215=8.532 计算实际载荷 根据v=2.02m/s，7级精度，由图查得动载系数Kv=1.07 有Ft1=2T1/d1=2×9.18×104/39.696=4.625×103 NKAFt1/b=1×4.625×103/ 31.7568=146N/mm100N/mm由表查得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表用插值法查得KH=1.280,结合b/h=8.53

17、查图，得KF=1.280.则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1×1.07×1.1×1.28=1.51 由公式，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=1.654×31.511.3=1.739mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数1.739mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=65.456mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=6

18、5.456/2=32.728 取z1=33，则大齿轮齿数为z2=uz1=5×33=165这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算1 计算分度圆直径d1=z1m=33×2=66mmd2=z2m=165×2=330mm2 计算中心距a=(d1+d2)/2=(66+330)/2=198mm3 计算齿轮宽度b=dd1=0.8×66=52.8mm考虑到不可避免的安装误差，为了保证齿宽b和节省材料，一般将小齿加宽（510）mm，即b1=b+（510）mm=52.8+（510）mm=57.862.8m

19、m，即b1=60mm，而使大齿轮齿宽等于设计齿宽即b2=b=52.8mm，第四章 低速级齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用为直齿硬齿面圆柱齿轮传动，压力角取为20°。带式输送机为一般工作机器，参考表，选用7级精度。材料选择。由表得，选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），齿面硬度为50HRC，大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），齿面硬度为45HRC。选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=24×3.66=87.84，取z2=882.按齿面接触疲劳强度计算由公式试算小齿轮分度圆直径，即 d1t32KHtT2d·u+1u·(ZH

20、ZEZH)21 确定公式中各参数值 试选KHt=1.3 计算小齿轮传递的转矩 T2=4.36×105 Nmm由表选齿宽系数 d=0.8由图查得区域系数 ZH=2.5由表查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2由公式计算接触疲劳强度用重合度系数 Z a1=cos-1z1cos/(z1+2h*=cos-124×cos20°/(24+2×1=29.8411° a2=cos-1z2cos/(z2+2h*cos-188×cos20°/(88+2×1=23.247° =z1(tana1tan')+

21、 z2(tana2tan')/2=24×(tan29.8411°tan20°)+ 88×(tan23.247°tan20°)/2=1.720 Z=4-3=4-1.7203=0.872计算接触疲劳许用应力H。由表查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度分别为Hlim1=600 MPa、Hlim2=550 MPa由公式计算应力循环次数：N1=60n2jLh=60×194×1×（2×8×300×4）=0.224×109N2=N1/u=0.224×109/3.66

22、=0.06×109由图查取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.98、KHN2=1.00取失效概率为1%、安全系数S=1，由公式有 H1=KHN1Hlim1S=0.98×6001=588 Mpa H2=KHN2Hlim2S=1×5501=550 Mpa取H1和H2中较小者作为该齿轮副的解除疲劳许用应力，即 H= H2=550 Mpa试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT2d·u+1u·(ZHZEZH)2=32×1.3×4.36×1050.8·3.66+13.66·(2.5×189.8

23、5;0.872550)2=100.697mm调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度vv=d1tn260×1000=×100.697×19460×1000m/s=1.02m/s 齿宽bb=dd1t=0.8×100.697=80.5576mm计算实际载荷系数KH 由表查得使用系数：KA=1 根据v=1.02 m/s，7级精度，由图查得动载系数Kv=0.97 齿轮圆周力 Ft1=2T1/d1t=2×4.36×105/100.697=8.66×103N KAFt1/b=1×8.66×

24、103/80.5576=107.5N/mm100N/m 查表得齿间载荷分配系数KH=1.1 由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.300由此得到实际载荷系数 KH=KAKvKHKH=1×0.97×1.1×1.300=1.39由公式，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1=d1t3KHKHt=100.697×31.391.3=102.969mm及相应的齿轮模数 m=d1/z1=102.969/24=4.29按齿根弯曲疲劳强度设计由公式试算模数，即 mt32KFtT1KHt.(FasaH)确定公式中的各参数值试选

25、KFt=1.3由公式计算弯曲疲劳强度重合度系数=0.25+0.75=0.25+0.751.720=0.686计算FasaF 由图查得齿形系数Fa1=2.65、Fa2=2.25由图查得应力修正系数sa1=1.58、sa2=1.78由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为lim1=510 MPa、lim2=510 MPa由图查得弯曲疲劳强度系数 KFN1=0.88、KFN2=0.93取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由公式得F1=KFN1Flim1S=0.88×5101.4=320.57 Mpa F2=KFN2Flim2S=0.93×5101.4=338.79 MpaFa1s

26、a1F1=2.65×1.58320.57=0.0131Fa1sa1H1=2.25×1.78338.79=0.0118因为小齿轮的FasaF大于大齿轮，所以取FasaF=Fa1sa1F1=0.0131试算模数 mt32KFtT1dz12.FasaF=32×1.3×4.36×105×0.6860.8×242×0.0131=2.81mm调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v0d1=mtz1=2.81×24=67.44mmv=d1n160×1000=×67.44×1946

27、0×1000=0.685m/s齿宽bb=dd1=0.8×67.44=53.952mm宽高比b/hh=（2h*+ c*）mt=（2×1+0.25）×2.81=6.3225mmb/h=53.952/6.3225=8.532 计算实际载荷 根据v=0.685m/s，7级精度，由图查得动载系数Kv=1.05有Ft1=2T2/d1=2×4.36×105/67.44=1.293×104 NKAFt1/b=1×1.293×104/ 53.952=240N/mm100N/mm由表查得齿间载荷分配系数KF=1.1由表用插值

28、法查得KH=1.292,结合b/h=8.53查图，得KF=1.260.则载荷系数为KF=KAKvKFKF=1×1.05×1.1×1.26=1.46 由公式，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt3KFKFt=2.81×31.461.3=2.92mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数2.92mm并就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=102.96

29、9mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=102.969/3=34.323 取z1=34，则大齿轮齿数为z2=uz1=3.66×34=124这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算4 计算分度圆直径d1=z1m=34×3=102mmd2=z2m=124×3=372mm5 计算中心距a=(d1+d2)/2=(102+372)/2=237mm6 计算齿轮宽度b=dd1=0.8×102=81.6mm考虑到不可避免的安装误差，为了保证齿宽b和节省材料，一般将小齿加宽（510）mm，即b1=b+（51

30、0）mm=81.6+（510）mm=86.691.6mm，即b1=88mm，而使大齿轮齿宽等于设计齿宽即b2=b=86.6mm§1 中间轴的设计及轴承的选取1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为45钢，调质处理，由文献【二】表15-3取A0=112，于是得dmin=A03P2n2=112×38.87194=40.04mm。输出轴的最小直径显然是是安装滚动轴承处的直径，由文献【二】附表E-2，根据轴最小直径40.04mm，可选标准轴球轴承的安装直径为45mm，即轴的直径为45mm，那么宽B=19mm.由文献【二】表5-2得d2=55mm考虑相邻齿轮轴向不发生干涉，

31、计入尺寸S=10mm；考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸K=10mm；为保证党总支轴承放入箱体轴承座孔内，订入尺寸C=5mm。lAB=2(B/2+C+K)+S+bl1+bh1=199.8mmlAC=B/2+C+K+bh1/2=50.9mmlBC=lAB-lAC=148.9mmlBD=B/2+C+K+bl1/2=68.5mm2、受力分析（如下页图示）Ft1=2T2d21=2×4.36×105330=2642NFr1=Ft1tann=2642×tan20°=962NFt2=2T2d22=2×4.36×105102=8549NFr

32、2=Fr2tann=8549×tan20°=3112N§2 中间轴的受力和弯矩图如下3、求水平面内的支承力，作水平面的弯矩图 由轴的水平面的受力图可得：RA=Ft1·lBC+Ft2·lBDlAB=2642×148.98549×68.5199.8=4899.9NRB=Ft1+Ft2-RA=2642+8549-4899.9=6291.1NMA=MB=0MC=RA·lAC=4899.9×50.9=249404.91N·mmMD=RB·lBD=6291.1×68.5=430940.3

33、5 N·mm弯矩图如上图4、求垂直面内的支承力，作垂直面的弯矩图RAy=Fr1·lBC+Fr2·lBDlAB=962×148.9+3112×68.5199.8=1783.85NRBy=Fr1+Fr2-RAy=962+3112-1783.85=2290.15NMAy=MBy=0MCy=RAylAC=1783.85×50.9=90797.97 N·mmMDy=RBylBD=2290.15×68.5=156875.28 N·mm轴在垂直面内的弯矩图如上图所示。5、求支承反力、作轴的合成弯矩图和转矩图。RA=RA

34、2+RAy2=4899.92+1783.852=5214.5NRB=RB2+RBy2=6291.92+2290.152=6694.98MA=MB=0MC=MC2+MCy2=249404.912+90797.97 2=265418.69 N·mmMD=MD2+MDy2=430940.352+156875.28 2=428505.97 N·mm6、轴的初步计算经查资料轴的材料为45号钢调质处理B=640MPa, -1=60 MPa取安装齿轮处轴段的直径为49mm7、轴的结构设计根据轴径49mm选择高速级从动伦的圆头平键b×h×L=14×9×40,低速级主动轮