二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计说明书范例.doc

机械设计课程设计说明书

机械课程设计说明书

姓名：
班级

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、原始数据
输送带的有效拉力 F=2000N
输送带的工作速度 v=1.55
输送带的滚桶直径 d=280mm
3、工作条件
两班制工作，空载启动。载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。
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
根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率

设： ——一对流滚动轴承效率。 =0.99

计 算 及 说 明
结 果
——为齿式联轴器的效率。 =0.99
——为8级齿轮传动的效率。 =0.97
——输送机滚筒效率。 =0.96
估算传动系统的总效率：

工作机所需的电动机攻率为：
Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：。,因此综合应选电动机额定功率
2、电动机的转速选择
根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速

方案比较
方案号
型号
额定功率
同步转速
满载转速
总传动比
Ⅰ
Y160M—4
11.0KW
1500
1460
24.31
Ⅱ
Y160L—6
11.0KW
1000
970
16.01
通过两种方案比较可以看出：方案Ⅱ选用电动机的总传动比为15.99，适合于二级减速传动，故选方案Ⅱ较为合理。Y160L——6型三相异步电动机额定功率为11.0kw，满载转速为970r/min,电动机中心高H=160mm，轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直径和长度分别为：D=42mm、E=110mm
§2传动比的分配
带式输送机传动系统的总传动比：
.1

传动系统各传动比为：

计 算 及 说 明
结 果

§3 传动系统的运动和动力学参数设计
传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：
0轴——电动机轴

1轴——减速器中间轴

2轴——减速器中间轴

3轴——减速器低速轴

4轴——工作机

计 算 及 说 明
结 果

轴号
电动机
减速器
工作机
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速
1440
1440
303
82.79
82.79
功率
3.82
3.59
3.44
3.31
3.24
转矩
23.87
23.63
104
368
360
联接、传动件
联轴器
齿轮
齿轮
联轴器
传动比
1
4.75
3.66
1
传动效率
0.99
0.9603
0.9603
0.9801
(单位：； P——kW; T——Nm)
第三章 高速级齿轮设计
一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
1)选用斜齿圆柱齿轮传动
2)运输机为一般工作机，速度不高，故用7级精度（GB10095-88）
3)材料选择。
由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，二者材料硬差为40HBS。
4)选取小齿轮齿数Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.75×17=79.75
取Z2=80。
5)选取螺旋角。初螺旋角为β=140
§1按齿面强度设计
即：
1） 确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt=1.6
（2） 由文献【一】图10-30得ZH=2.433
（3） 由文献【一】图10-30得：
（4） 计算小齿轮传递的转矩
×P1/n1=95.5×105×3.59/1440=2.5×104Nm

各参数如左图所示

T1=2.5×103Nm
计 算 及 说 明
结 果
(5) 文献【一】表10-7得：
(6) 文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数
(7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的疲劳强度极限。
(8)设每年工作时间按300天计算

(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数

(10)疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S=1。

2)计算
(1)小齿轮分度圆直径d1t

(2)计算圆周的速度：
(3)计算齿宽b及模数mnt

计 算 及 说 明
结 果
H=2.25mnt=2.045mm b/h=35.83/4.6=7.789
(4)计算重合度

(5)计算载荷系数K
根据v=2.7m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=1.10;由查得：KHβ=1.41;KFβ=1.3;KHa=KFa=1.4

(6)按实际的载荷系数校正所算得的

(7)计算模数Mn

§2 按齿根弯曲强度设计：
1）确定计算参数
(1)计算载荷系数

(2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得
(3)计算当量齿数：

(4)查取齿形系数，由表10-5查得：
(5)查取应力校正系数，由表10-6得：
(6)由图10-20C得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa

计 算 及 说 明
结 果
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88
(8)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数Ｓ＝1.4

(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。

　　　　大齿轮的数值大
２)设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=39.66mm来计算应有的齿数。于是由
　　　取
则
４)几何尺寸计算
１)计算中心距
将中心距圆整为113mm
2)按圆整后中心距修正螺旋角

mm
计 算 及 说 明
结 果

３)计算大、小齿轮的分度圆直径

４)计算齿轮宽度

圆整后取
5)结构设计
　　　　　　　　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。
1)选用斜齿圆柱齿轮传动
2)运输机为一般工作机器，速度高，故用7级精度（GB10095-88）
3)材料选择。
由文献【一】表10-1得可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，二者材料硬差为40HBS。
4)选取小齿轮齿数Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.66×17=62
取Z2=62。
5)选取螺旋角。初螺旋角为β=140
§1按齿面强度设计
即：
2） 确定公式内的各计算数值
（5） 试选Kt=1.6
（6） 由文献【一】图10-30得ZH=2.433
（7） 由文献【一】图10-30得：

计 算 及 说 明
结 果
(4)计算小齿轮传递的转矩
×P2/n2=95.5×105×3.7818/1440=25.0767×104Nm
(5) 文献【一】表10-7得：
(6) 文献【一】表10-6得：材料弹性影响系数
(7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。
(8)设每年工作时间按300天计算

(9)由文献【一】图10-19查得接触疲劳寿命系数

(10)疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数为S=1。

2)计算
(1)小齿轮分度圆直径d1t

(2)计算圆周的速度：
(3)计算齿宽b及模数mnt

计 算 及 说 明
结 果

H=2.25mnt=2.045mm b/h=60.19/7.7=7.8
(4)计算重合度

(5)计算载荷系数K
根据v=1m/s、7级精度，由文献【一】图10-8查得动载系数Kv=0.7;由查得：KHβ=1.422;KFβ=1.33;KHa=KFa=1.4

(6)按实际的载荷系数校正所算得的

(7)计算模数Mn

§2按齿根弯曲强度设计：
1）确定计算参数
(1)计算载荷系数

(2)根据纵向重合度1.35,从图10-28查得螺旋角影响系数
(3)计算当量齿数：

H=2.25mm

计 算 及 说 明
结 果
(4)查取齿形系数，由表10-5查得：
(5)查取应力校正系数，由表10-6得：
(6)由图10-20C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
(7)由图10-18查得弯曲疲劳强寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88
(8)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数Ｓ＝1.4

(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。

　　　　大齿轮的数值大
２)设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取Mn=3mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=86.26mm来计算应有的齿数。于是由

　取则

计 算 及 说 明
结 果
４.几何尺寸计算
１)计算中心距
将中心距圆整为139mm
2)按圆整后中心距修正螺旋角

３)计算大、小齿轮的分度圆直径

４)计算齿轮宽度

圆整后取：

§3结构设计
1、参考文献【一】第228页图10-39
2、以大齿轮为例在3号图纸上绘图
3、图示可参考附录【一】

§4 斜齿轮各参数的确定
名称
符号
高速1齿
高速2齿
低速1齿
低速2齿
螺旋角

13.40
13.40
14.250
14.250
法面模数

2.5
2.5
3
3
端面模数

2.57
2.57
3.09
3.09
法面压力角

200
200
200
200
端面压力角

20.50
20.50
20.60
20.60
法面齿距

7.85
7.85
9.42
9.42
端面齿距

8.70
8.70
9.72
9.72
法面齿顶高系数

1
1
1
1
法面顶隙系数

0.25
0.25
0.25
0.25
法面基圆齿距

7.38
7.38
8.85
8.85
齿顶高

2.5
2.5
3
3
齿根高

3.125
3.125
3.75
3.75
法面齿厚

3.925
3.925
4.71
4.71
齿顶圆直径

71.82
308.26
92.52
308.82
齿根圆直径

60.57
297.01
79.52
295.82
分度圆直径

66.82
303.26
86.52
302.82
基圆直径

62.59
284.06
80.99
283.46
计 算 及 说 明
结 果
第五章 各轴设计方案
1．轴的设计
轴的布置如下图：

计 算 及 说 明
结 果
§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。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38.3mm，可选标准轴球轴承的安装直径为40mm，即轴的直径为40mm，那么宽B=15mm.由文献【二】表5-2得d2=49.75mm
考虑相邻齿轮轴向不发生干涉，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。

2、受力分析（如下页图示）

§2 中间轴的受力和弯矩图如下

计 算 及 说 明
结 果
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：

弯矩图如上图
4、求垂直面内的支承力，作垂直面的弯矩图

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。

计 算 及 说 明
结 果

(轴向力Fa1、Fa2用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用丙端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承A、B上)

弯矩图如上图所示
6、轴的初步计算
经查资料轴的材料为45号钢调质处理

此处开有一个键槽时，直径增大4%，所以

7、轴的结构设计
按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径：

由文献【二】表5-1，取减速器中间轴的危险面直径d =65mm.
轴的最小直径取d2就不当了，应定为：60mm(为轴承处直径大小)
8、键的选取：
由文献【二】附录G可得：b×h=18×11,轴:-0.043～0毂：±0.0215;
深度：轴：7（0～0.2）,毂：4.4(0～0.2); 半径：r=0.25～0.40
RB=2829.57

合弯矩
大小
左侧
所示

D=65mm

计 算 及 说 明
结 果
§3 高速轴的设计及联轴器的选取
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
。
输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。
2、初步选定联轴器和计算转矩：
Tca=KAT1
由文献【二】表14-1得KA=1.3;
Tca=1.3×87330=113529Nmm
查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为125000Nmm；半联轴器的孔径d1=25;半联轴器长度L=62mm；毂孔长度L1=44mm。
由文献【二】表5-2得：d1=25 时，
d2= d1+3.1c=25+3.1×1.6=29.9mm
3、选角接触球轴承
由文献【二】附表E-3可选7006C:
d3=35mm, D=62mm, B=14mm
4、d4=d2+3.1×1.6=39.96; 取d4=40mm
5、键的选取
1）联轴器处键的选取

2)齿轮处键的选取

6、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。（标注如附录二）

d1=25

d2= 30mm

d3=35mm
d4=40mm
d5=46mm

计 算 及 说 明
结 果
§4 低速轴的设计及联轴器的选取
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
。
输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。
2、联轴器的计算转矩：
Tca=KAT3
由文献【二】表14-1得KA=1.3;
Tca=1.3×128900=1675700Nmm
查标准Gb/T5014-1985或手册，选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000Nmm；半联轴器的孔径d1=60;半联轴器长度L=142mm；毂孔长度L1=107mm。
由文献【二】表5-2得：d1=60mm时，
d2= d1+3.5c=60+3.5×2=67mm
3、选角接触球轴承
由文献【二】附表E-3可选7014C:
d3=70mm, D=110mm, B=20mm
4、d4=74mm
5、键的选取
1）齿轮处键的选取

2)联轴器处键的选取

6、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。（标注如附录二）

d1=60mm
d2=67mm

d3=70mm
d4=84mm

§5 各轴图示与标注
高速级轴承

中间轴承

低速级轴承

【注】：上图为二级传速轴的示图和相应尺寸标注，单位：mm

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