齿轮变速器设计说明书机械课程设计

1、目 录一、 传动方案的拟定和运动简图二、 电动机的选择 三、 传动比的计算及分配四、 V带传动的设计计算五、 直齿圆柱齿轮传动的设计计算六、 轴的直径设计计算七、 轴的长度设计计算1 / 16计算项目计算及说明计算结果1.选择电动机已知装置所需输出功率电机输出功率 取V带传动效率取滚动轴承传动效率取8级精度圆柱齿轮传动效率则：则：因此选择电机额定功率V带传动比范围单级圆柱齿轮传动比范围总传动比范围电机转速范围综合考虑电机重量、价格等因素选用转速为1500r/min的Y系列电动机,型号Y132S-4,满载转速1440r/min.选用额定功率同步转速为满载转速的Y系列Y132S-4电动机2 / 1

2、62.确定和分配传动比传动装置总传动比综合考虑取V带传动比则齿轮传动比3.计算传动装置的运动和动力参数有传动比可知各轴的转速I 轴 II 轴 工作轴 各轴的输入功率I 轴 II 轴工作轴各轴输入转矩I 轴 II 轴 工作轴 电动机 将以上算得的运动和动力参数列表如下：3 / 16 参数 轴名电动机轴I 轴II 轴工作轴转速1440720150150功率5.0384.8364.644.598转矩T（）33.41264.144295.668 292.739传动比 24.81.00效 率 0.960.974.带传动设计计算说明计算结果4 / 16由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成.5 / 1

3、65.齿轮传动设计 由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成. 渐开线圆柱齿轮传动设计报告一、设计信息 设计者 Name=廖逸轩 设计单位 Comp=温州职业技术学院 设计日期 Date=2011/12/19 设计时间 Time=15:43:20二、设计参数 传递功率 P=4.836(kW) 传递转矩 T=64.14(N·m) 齿轮1转速 n1=720(r/min) 齿轮2转速 n2=150.00(r/min) 传动比 i=4.8原动机载荷特性 SF=均匀平稳工作机载荷特性 WF=轻微振动预定寿命 H=36480(小时)三、布置与结构结构形式 ConS=闭式齿轮1布置形式 ConS

4、1=对称布置齿轮2布置形式 ConS2=对称布置四、材料及热处理齿面啮合类型 GFace=软齿面热处理质量级别 Q=MQ齿轮1材料及热处理 Met1=45<调质>齿轮1硬度取值范围 HBSP1=217255齿轮1硬度 HBS1=2366 / 165. 齿轮传动设计由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成.齿轮1材料类别 MetN1=0齿轮1极限应力类别 MetType1=6齿轮2材料及热处理 Met2=45<正火>齿轮2硬度取值范围 HBSP2=162217齿轮2硬度 HBS2=190齿轮2材料类别 MetN2=0齿轮2极限应力类别 MetType2=7五、齿轮精度齿

5、轮1第组精度 JD11=8齿轮1第组精度 JD12=8齿轮1第组精度 JD13=8齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L齿轮2第组精度 JD21=8齿轮2第组精度 JD22=8齿轮2第组精度 JD23=8齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L六、齿轮基本参数模数(法面模数) Mn=2.25(2)(mm)端面模数 Mt=2.25000(mm)螺旋角 =0.00000(度)基圆柱螺旋角 b=0.0000000(度)齿轮1齿数 Z1=25齿轮1变位系数 X1=0.007 / 165.齿轮传动设计由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成.齿轮1齿宽 B1=

6、56(mm)齿轮1齿宽系数 d1=0.996齿轮2齿数 Z2=120齿轮2变位系数 X2=0.00齿轮2齿宽 B2=56(mm)齿轮2齿宽系数 d2=0.207总变位系数 Xsum=0.000标准中心距 A0=163.12500(mm)实际中心距 A=163.12500(mm)中心距变动系数 yt=0.00000齿高变动系数 yt=0.00000齿数比 U=4.80000端面重合度 =1.74151纵向重合度 =0.00000总重合度 =1.74151齿轮1分度圆直径 d1=56.25000(mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=60.75000(mm)齿轮1齿根圆直径 df1=50.62500(m

7、m)齿轮1基圆直径 db1=52.85771(mm)齿轮1齿顶高 ha1=2.25000(mm)齿轮1齿根高 hf1=2.81250(mm)齿轮1全齿高 h1=5.06250(mm)齿轮1齿顶压力角 at1=29.531394(度)齿轮2分度圆直径 d2=270.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径 da2=274.50000(mm)齿轮2齿根圆直径 df2=264.37500(mm)8 / 165.齿轮传动设计由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成齿轮2基圆直径 db2=253.71701(mm)齿轮2齿顶高 ha2=2.25000(mm)齿轮2齿根高 hf2=2.81250(mm)齿轮2

8、全齿高 h2=5.06250(mm)齿轮2齿顶压力角 at2=22.438791(度)齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=3.53197(mm)齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.30550(mm)齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.12086(mm)齿轮1固定弦齿高 hch1=1.68200(mm)齿轮1公法线跨齿数 K1=3齿轮1公法线长度 Wk1=17.39355(mm)齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=3.53419(mm)齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.26157(mm)齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.12086(mm)齿轮2固定弦齿高 hch2=1.68200(mm)齿轮2公法线跨齿数 K2=14齿轮2

9、公法线长度 Wk2=93.45249(mm)齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)端面齿顶高系数 ha*t=1.00000端面顶隙系数 c*t=0.25000端面压力角 *t=20.0000000(度)端面啮合角 t'=20.0000001(度)七、检查项目参数9 / 165.齿轮传动设计由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.05950齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.04331齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.03975齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.02116齿轮1齿形公差 ff1=0.

10、01473齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.02153齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0.02982齿轮1齿向公差 F1=0.02497齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.07422齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.06064齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.01988齿轮1螺旋线波度公差 ff1=0.02153齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.02497齿轮1齿向公差 Fb1=0.02497齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.02497齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.01248齿轮1齿厚上

11、偏差 Eup1=-0.08463齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.33850齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.11547齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.06520齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.05493齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.02395齿轮2齿形公差 ff2=0.01900齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.02577齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0.03384齿轮2齿向公差 F2=0.01000齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.13447齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.09127齿轮2基节极限偏差

12、 fpb(±)2=0.0225010 / 165.齿轮传动设计由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成.齿轮2螺旋线波度公差 ff2=0.02577齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.01000齿轮2齿向公差 Fb2=0.01000齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.01000齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00500齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.09579齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.38316中心距极限偏差 fa(±)=0.03023八、强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 Hlim1=560.0(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值 FE

13、1=440.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值 H1=633.4(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值 F1=678.7(MPa)齿轮2接触强度极限应力 Hlim2=540.0(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值 FE2=426.7(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值 H2=610.7(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值 F2=658.2(MPa)接触强度用安全系数 SHmin=1.00弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40接触强度计算应力 H=587.5(MPa)接触疲劳强度校核 HH=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 F1=134.4(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 F2=125.1(MPa)齿轮

14、1弯曲疲劳强度校核 F1F1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核 F2F2=满足11 / 165.齿轮传动设计由机械设计计算软件通过相关参数自动计算生成.九、强度校核相关系数齿形做特殊处理 Zps=特殊处理齿面经表面硬化 Zas=不硬化齿形 Zp=一般润滑油粘度 V50=120(mm2/s)有一定量点馈 Us=不允许小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz6m(Ra1m)载荷类型 Wtype=静强度齿根表面粗糙度 ZFR=Rz16m (Ra2.6m)刀具基本轮廓尺寸 圆周力 Ft=2280.533(N)齿轮线速度 V=2.121(m/s)使用系数 Ka=1.250动载系数 Kv=1.408齿向载荷分布系数 KH

15、=1.000综合变形对载荷分布的影响 Ks=1.000安装精度对载荷分布的影响 Km=0.000齿间载荷分布系数 KH=1.327节点区域系数 Zh=2.495材料的弹性系数 ZE=189.800接触强度重合度系数 Z=0.868接触强度螺旋角系数 Z=1.000重合、螺旋角系数 Z=0.868接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000润滑油膜影响系数 Zlvr=0.87000工作硬化系数 Zw=1.00000接触强度尺寸系数 Zx=1.0000012 / 16齿向载荷分布系数 KF=1.000齿间载荷分布系数 KF=1.468抗弯强度重合度系数 Y=0.681抗弯强度螺旋角系数 Y=1.000抗

16、弯强度重合、螺旋角系数 Y=0.681寿命系数 Yn=2.15964齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000齿根表面状况系数 Yrr=1.00000尺寸系数 Yx=1.00000齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.22020齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.58584齿轮2复合齿形系数 Yfs2=3.92859齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.7941113 / 165.齿轮传动设计6.轴的直径设计轴1.选择轴的材料根据强度等要求选择钢6.轴的直径设计2.估算轴段最小直径轴段最小直径由于最小轴段存在键槽则直径+（15）%约为21.79优先选用6.轴的直径设计3.根据轴结构草图设计其它轴段直径最左

17、端为最小直径轴段轴承透盖所在轴段直径由左端定位轴肩估算h=(0.070.1)d=2.2=22+2.2*2=26.4由毡圈标准得到轴径等于25mm轴承所在轴段直径由左端非定位轴肩估算h=(12)mm 据此选用6206号轴承轴承主要参数：内孔直径30 外圈直径62 宽度16由于轴承成对使用，则两轴承所在轴段直径相同均为30mm齿轮所在轴段按右边非定位轴肩计算结果如左图所示14 / 16h=(0.070.1)d=3（优先选用）齿轮左端轴段直径通过右端定位轴肩计算（取整数43）6.轴的直径设计轴1.选择轴的材料根据强度等要求选择钢6.轴的直径设计2.估算轴段最小直径轴段最小直径由于最小轴段存在键槽则直径+（15）%约为36.26选用LX型弹性柱销联轴器 型号：LX3则轴段直径选用6.轴的直径设计3.根据轴结构草图设计其它轴段直径最左端为最小直径轴段轴承透盖所在轴段直径由左端定位轴肩估算h=(0.070.1)d=3.8=38+3.8*2=45.6由毡圈标准得到轴径等于45mm轴承所在轴段直径由左端非定位轴肩估算h=(12)mm 据此选用6210号轴承结果如左图所示15 / 16轴承主要参数：内孔直径30 外圈直径62 宽度16由于轴承成对使用，则两轴承所在轴段直