低速级齿轮设计计算
机械设计大作业四 减速器低速级齿轮设计
安徽科技学院机械原理大作业四齿轮传动的设计姓名：李传仁、李运才、梁何奔、刘晗班级：车辆104班指导教师：陈丰2013年4月13日设计题目：设计如图所示给料机用二级圆柱齿轮减速器中低速级的直齿圆柱齿轮传动。
已知低速级小齿轮传递的功率P=17kw，小齿轮的转速n1=30r/min,传动比i=4,单向传动，工作平稳，每天工作8小时，每年工作300天，预期寿命10年。
解：1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
（2）给料机一般为工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88)。
（3）材料选取，有表10-1选择小齿轮为40Cr （调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS 。
（4）选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=24*4=96。
2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行计算，即[]3211132.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛±∙≥H E dt Z u u KT d σφ （1）确定公式内的各1）试选载荷系数Kt=1.3。
2）计算小齿轮传递的转矩。
mmN mmN n pT ∙⨯=∙⨯⨯=⨯=5515110412.53017105.95105.953）由表10-7选取齿宽系数1=dφ。
4）由表10-6查的材料的弹性影响系数8.189=EZ 。
5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH 6001lim =σ，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH 5502lim =σ。
6）由式10-13计算应力循环次数。
7111064.8)1030082(1306060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N7721016.241064.8⨯=⨯=N7)由图10-19取接触疲劳寿命系数90.01=HN K；95.02=HN K。
8)计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12得[]MPaMPa SK HN H 5406009.01lim 11=⨯==σσ[]MPa MPa SK HN H 5.52255095.02lim 22=⨯==σσ（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径td 1，代入[]Hσ中较小的值。
二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书
二级圆柱齿轮减速器设计计算说明书一、设计任务设计一用于带式运输机的二级圆柱齿轮减速器。
运输机工作经常满载，空载启动，工作有轻微振动，两班制工作。
运输带工作速度误差不超过 5%。
减速器使用寿命 8 年（每年 300 天）。
二、原始数据1、运输带工作拉力 F ＝＿_____ N2、运输带工作速度 v ＝＿_____ m/s3、卷筒直径 D ＝＿_____ mm三、传动方案的拟定1、传动方案选用展开式二级圆柱齿轮减速器，其结构简单，效率高，适用在载荷平稳的场合。
2、电机选择选择 Y 系列三相异步电动机，其具有高效、节能、噪声低、振动小、运行可靠等优点。
四、运动学和动力学计算1、计算总传动比总传动比 i ＝ n 电／ n 筒，其中 n 电为电动机满载转速，n 筒为卷筒轴工作转速。
2、分配各级传动比根据经验，取高速级传动比 i1 ，低速级传动比 i2 ，应满足 i ＝ i1 ×i2 。
3、计算各轴转速高速轴转速 n1 ＝ n 电／ i1 ，中间轴转速 n2 ＝ n1 ／ i2 ，低速轴转速 n3 ＝ n2 。
4、计算各轴功率高速轴功率 P1 ＝Pd × η1 ，中间轴功率 P2 ＝P1 × η2 ，低速轴功率 P3 ＝P2 × η3 ，其中 Pd 为电动机输出功率，η1 、η2 、η3 分别为各级传动的效率。
5、计算各轴转矩高速轴转矩 T1 ＝ 9550 × P1 ／ n1 ，中间轴转矩 T2 ＝ 9550 × P2 ／n2 ，低速轴转矩 T3 ＝ 9550 × P3 ／ n3 。
五、齿轮设计计算1、高速级齿轮设计（1）选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用______材料，大齿轮选用______材料，精度等级选______。
（2）按齿面接触疲劳强度设计确定公式内各计算数值，计算小齿轮分度圆直径 d1 。
（3）确定齿轮齿数取小齿轮齿数 z1 ，大齿轮齿数 z2 ＝ i1 × z1 。
二级减速器课程设计说明书
二级减速器课程设计说明书一、设计任务设计一个用于特定工作条件的二级减速器，给定的输入功率、转速和输出转速要求，以及工作环境和使用寿命等限制条件。
二、传动方案的拟定经过对各种传动形式的比较和分析，最终选择了展开式二级圆柱齿轮减速器。
这种方案结构简单，尺寸紧凑，能够满足设计要求。
三、电动机的选择1、计算工作机所需功率根据给定的工作条件和任务要求，计算出工作机所需的功率。
2、确定电动机的类型和型号综合考虑功率、转速、工作环境等因素，选择合适的电动机类型和型号。
四、传动比的计算1、总传动比的计算根据电动机的转速和工作机的转速要求，计算出总传动比。
2、各级传动比的分配合理分配各级传动比，以保证减速器的结构紧凑和传动性能良好。
五、齿轮的设计计算1、高速级齿轮的设计计算根据传动比、功率、转速等参数，进行高速级齿轮的模数、齿数、齿宽等参数的设计计算。
2、低速级齿轮的设计计算同理，完成低速级齿轮的相关设计计算。
六、轴的设计计算1、高速轴的设计计算考虑扭矩、弯矩等因素，确定高速轴的直径、长度、轴肩尺寸等。
2、中间轴的设计计算进行中间轴的结构设计和强度校核。
3、低速轴的设计计算完成低速轴的设计计算，确保其能够承受工作中的载荷。
七、滚动轴承的选择与计算根据轴的受力情况和转速，选择合适的滚动轴承，并进行寿命计算。
八、键的选择与校核对连接齿轮和轴的键进行选择和强度校核，以确保连接的可靠性。
九、箱体结构的设计考虑减速器的安装、润滑、密封等要求，设计合理的箱体结构。
包括箱体的壁厚、加强筋、油标、放油螺塞等的设计。
十、润滑与密封1、润滑方式的选择根据齿轮和轴承的转速、载荷等因素，选择合适的润滑方式。
2、密封方式的选择为防止润滑油泄漏和外界灰尘进入，选择合适的密封方式。
十一、设计总结通过本次二级减速器的课程设计，对机械传动系统的设计过程有了更深入的理解和掌握。
在设计过程中，充分考虑了各种因素对减速器性能的影响，通过计算和校核确保了设计的合理性和可靠性。
机械设计课程设计说明书(二级齿轮传动减速器)模版
机械设计课程设计计算说明书学院：动力与机械学院专业：机械设计制造及其自动化班级：姓名：学号：目录一、设计任务书 (2)二、传动方案的分析及说明 (2)三、电动机的选择 (4)四、确定传动方案的总传动比及分配各级的传动比 (5)五、计算传动方案的运动和动力参数 (6)六、V带传动的设计计算 (8)七、齿轮传动的设计计算 (11)八、轴的设计计算 (21)九、滚动轴承的选择及计算 (32)十、键联接的选择及校核计算 (34)十一、联轴器的选择 (36)十二、附件的选择 (36)十三、减速器箱体的结构设计尺寸 (38)十四、润滑与密封 (38)十五、参考资料目录 (4)十六、设计小结 (40)一、设计任务书1、设计题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器2、技术参数：注：运输带与卷筒以及卷筒与轴承间的摩擦阻力已在F中考虑。
3、工作条件：单向连续转动，有轻微冲击载荷，室内工作，有粉尘。
一班制（每天8小时工作），使用三相交流电为动力，期限10年（每年按365天计算），三年可以进行一次大修。
小批量生产，输送带速度允许误差为±3%。
4、生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度的齿轮和蜗杆，进行小批量生产（或单件）。
二、传动方案的分析及说明根据要求及已知条件，对于传动方案的设计选择V带传动和二级闭式圆柱齿轮传动。
V带传动布置于高速级，能发挥它传动平稳、缓冲吸振和过载保护的优点。
二级闭式圆柱齿轮传动能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且维护方便。
V带传动和二级闭式圆柱齿轮传动相结合，能承受较大的载荷且传动平稳，能实现一定的传动比，满足设计要求。
传动方案运动简图：取0A =112，于是得：53.3033.32355.611233110=⨯=≥n P A d mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-15%，取15%，故11.35%)151(53.30=+⨯≥d mm ，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取min d =38mm 。
低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数
低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数1.引言1.1 概述概述部分是文章的开端，需要概括性地介绍文章的主题和内容，引起读者的兴趣。
对于本文的主题"低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数"，可以按照以下方式进行概述：引言部分旨在探讨和比较低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数之间的关系。
在机械设计与工程领域中，齿轮是一种重要的传动元件，用于实现动力的传递与变速功能。
而齿轮的齿数则是决定其传动特性与效率的关键参数之一。
低速级齿轮与高速级齿轮在机械传动中分别承担着不同的作用。
低速级齿轮通常用于承受较大的扭矩和转动力，主要用于较低速度、大功率的传动系统中。
而高速级齿轮则需要具备更高的转速和较小的尺寸，常见于高速转动的传动系统中。
因此，低速级齿轮与高速级齿轮的设计与选择都需要考虑其齿数的合理与适应性。
本文将探讨低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数之间的相关性，并通过分析与比较两者的特点、设计原则和应用场景，来阐述不同齿数对于齿轮传动性能与效率的影响。
同时，本文还将介绍一些常用的设计方法和技巧，以帮助读者在实际工程设计中正确选择和应用适合的齿数方案。
通过深入研究低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数之间的关系，读者可以更好地理解齿轮传动的基本原理，并在实践中提高齿轮传动系统的效率与可靠性。
本文旨在为读者提供一份有关齿轮齿数选择和设计的综合指南，帮助读者在工程实践中作出明智的决策，提高齿轮传动系统的性能和可靠性。
希望本文能为广大读者带来启发与指导，促进齿轮传动领域的进一步研究和应用。
文章结构部分的内容可以包括以下几个方面的介绍：1.2 文章结构本文将按照以下结构来探讨低速级齿轮齿数与高速级齿轮齿数之间的关系。
首先，在引言部分，我们将对本文的研究对象进行概述。
我们将介绍低速级齿轮和高速级齿轮的定义，以及它们在机械传动系统中所起到的作用。
同时，我们也会简要讨论为什么研究低速级齿轮和高速级齿轮的齿数之间的关系是至关重要的。
接下来，我们将进入正文部分。
齿轮计算
（二）低速级齿轮传动的设计计算１．齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢。
调质后表面淬火，齿面硬度为40～50HRC。
经查图，取＝＝1200MPa，＝＝370Mpa。
（2）齿轮精度按GB/T10095－1998，选择６级，齿根喷丸强化。
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核持面接触疲劳强度。
（10）计算小齿轮传递的转矩＝kN·m（11）确定齿数z因为是硬齿面，故取z＝33，z＝i z＝3.92×33＝129传动比误差i＝u＝z/ z＝129/33＝3,909Δi＝＝0.28％5％，允许（12）初选齿宽系数按非对称布置，由表查得＝0.6（13）初选螺旋角初定螺旋角＝12（14）载荷系数K使用系数K工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K＝1.25动载荷系数K估计齿轮圆周速度v＝0.443m/s 查图得K＝1.01;齿向载荷分布系数K预估齿宽b＝80mm 查图得K＝1.171，初取b/h＝6，再查图得K＝1.14齿间载荷分配系数查表得K＝K＝1.1载荷系数K＝K K K K=1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58（15）齿形系数Y和应力修正系数Y当量齿数z＝z/cos＝19/ cos＝35.26z＝z/cos＝120/ cos＝137.84查图得Y＝2.45 Y＝2.15 Y＝1.65 Y＝1.83（16）重合度系数Y端面重合度近似为＝【1.88-3.2×（）】cos＝【1.88－3.2×（1/33＋1/129）】×cos12＝1.72＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos12）＝20.41031＝11.26652因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.669（17）螺旋角系数Y轴向重合度＝＝1.34,取为1Y＝1－＝0.669（18）许用弯曲应力安全系数由表查得S＝1.25工作寿命两班制，7年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝8.687×10/3.909＝2.22×10查图得寿命系数, ;实验齿轮的应力修正系数,查图取尺寸系数许用弯曲应力比较,取(10) 计算模数按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取(11) 初算主要尺寸初算中心距,取a=500mm修正螺旋角分度圆直径齿宽,取,,齿宽系数(12) 验算载荷系数圆周速度查得按，，查得，又因，查图得，，则K＝1.611，又Y=0.887，Y=0.667，。
低速轴的设计计算及说明资料
（3）截面Ⅶ左侧
抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。
抗扭截面系数
弯矩M及弯曲应力为：M=210393N·mm。
扭矩T3及扭转切应力为：T3=954930N·mm。
过盈配合处的 ，由附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得 ，
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得型轴承的定位轴肩高度为h=6mm，因此，取dⅣ-Ⅴ=77mm。
3）取安装齿轮处的轴段Ⅵ-Ⅶ的直径dⅥ-Ⅶ=70mm；齿轮的左端与左轴承之间采用轴肩定位，轴肩高度h=（2～3）R，由轴径d=70mm查表15-2，得R=2mm，故取h=6mm，则轴环处的直径dⅤ-Ⅵ=82mm。轴环宽度b≥1.4h，取lⅤ-Ⅵ=12mm。齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅥ-Ⅶ=69mm。
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=3291N
FNH2=3739N
FNV1=1228N
FNV2=1395N
弯矩M
MH=411375N·mm
MV1=153500N·mm
MV2=153450N·mm
总弯矩
扭矩T
T3=954930 N·mm
6.按扭矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据下式及上表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力
又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 ，
故有效应力集中系数按下式为
由附图3-2得尺寸系数εσ=0.67；由附图3-3得扭转尺寸系数ετ=0.82。
二级减速器-(步骤详细)(含总结)(机械课程设计)
机械设计基础课程设计计算说明书题目：带式运输机传动装置设计学院：机电工程学院专业班级：学号：学生姓名：指导教师：目录一、本次课程设计的目的 (1)二、初始数据 (1)1、工作条件 (1)2、已知数据 (1)三、传动方案的拟定 (1)四、电动机的选择计算 (2)1、选择电动机 (2)2、电动机总效率 (2)3、工作机转速 (2)4、电机所需功率 (3)五、传动比分配 (3)六、传动装置的运动和动力参数计算 (4)1、各轴转速计算 (4)2、各轴输入功率计算 (4)3、各轴输入转矩计算 (4)七、齿轮设计要求 (5)八、高速级齿轮设计 (5)1 齿轮概况 (5)2、齿面接触疲劳强度校核 (6)3、齿根弯曲疲劳强度计算 (7)4、中心距校核 (7)5、齿轮圆周速度校核 (8)九、低速级齿轮设计 (8)1、齿轮概况 (8)2、齿面接触疲劳强度校核 (9)3、齿面接触疲劳强度校核 (10)4、齿根弯曲疲劳强度计算 (10)5、中心距校核 (11)6、齿轮圆周速度校核 (11)7、其余圆周速度校核 (12)十、轴类零件设计 (12)1、轴一 (12)2、轴三 (13)3 、轴二 (14)11、轴承校核 (19)十二、平键挤压强度校核 (21)十三、润滑选择 (21)十四、减速器铸造箱体尺寸 (21)十五、自我总结 (23)参考文献 (23)图1 带式输送机传动简图图2 示意图已知总传送比：i=16.744双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：图3 轴一图轴直径的初选：由于轴一受到转矩小（由4.1看出），C=108；则有：；有一键槽与联轴器配合，轴径应增大5%，有所以。
但又因为要与联轴器配合，。
图4 轴三图图5 轴二图图 6 轴二受力图十五、自我总结本次课程设计主要任务是，设计一个二级圆柱斜齿轮减速器。
从一窍不通，到有初步思绪，将以前所学的知识都结合起来，边学边做，依葫芦画瓢，再到最后完成，这对本身就是一种提升。
链传动的设计计算
链传动的设计计算一.传动比的计算总传动比的计算：；—AQ77nmax*^rImin-U∙o((― -------v maximin一最小的传动比；rιmax-峰值转速；R「车轮的半径；VmSX一设计的最高时速；当电机最高转速为9000r∕min,设计的最高时速为130km∕h,车轮的半径为0.266m,因此传动系的最小传动比为6.94.链传动时，传动功率PnOokW,传动效率为0.92〜0.96,工作链速为v≤15m∕s,传动比i≤8.丫_ZPn60*1000V-链条的速度；Z-链轮齿数；P-链条的节距；n-转速；切记：链轮齿数越少，运动不均匀性越大，节距也就越大转速越高动载荷越大。
当Zι=13时，链节的节距p=15.875,链速V2=31m∕s;考虑到低速级链速的大小iι≥2.4,由于布置空间的大小因此取i1=2.4,i2-2.89,z2-31.二.中心距及链节数的确定中心距a0m in zzθ∙2z1(i+l)p,a0≥140mm;链节数LP=等+叁言+(嚎¥V,L p MO;三.确定链长L和实际中心距a链长L~Lp*P,L=0.6m100O实际中心距a= LP—弩)+J(LP-弩A(三⅛a=135mm四.作用在轴上的力工作拉力F=100OS,我们在驾驶赛车时时速大多数控制在50km∕h,电机输出轴的转速为3470r∕min,链速为12m∕s,F为3266N,压轴力为3919N.当电机功率由零达到40kw时，电机输出功率为39.2kw,电机转速为2000r∕min,链速为6.879m∕s,F=5698.5N,压轴力为6838.2No低速级的计算一.中间轴的最高转速为3750r∕min,为了使链速降低我们选用低速级的小链轮为15齿,大齿轮为43,链速为V2=14.9m∕s o二.中心距及链节数的确定中心距a0m i n-θ∙2z1（i+l）p,a0≥185mm;链节数LP=等+叁言+（嚎¥V,Lp=54;五.确定链长L和实际中心距a链长L上空,L=0.857m1000实际中心距a=/（LP—弩）+J（LP-空）2-8（笨）1,a=184.89mm六.作用在轴上的力工作拉力FnOOol,根据赛车的时速为50km∕h,中间轴的转速为1445.8r∕min,链速为5.738m∕s,P=36.9kw,F=6430.8N,压轴力为7717N.当电机的功率为40kw,转速为2000r∕min,中间轴的转速为833r∕min,链速为3.3m∕s,F=11182N,压轴力为13418N.。
风力发电机齿轮增速箱毕业设计
摘要风电产业的飞速发展促成了风电装备制造业的繁荣，风电齿轮箱作为风电机组的核心部件，倍受国内外风电相关行业和研究机构的关注。
但由于国内风电齿轮箱的研究起步较晚，技术薄弱，特别是兆瓦级风电齿轮箱，主要依靠引进国外技术。
因此，急需对兆瓦级风电齿轮箱进行自主开发研究，真正掌握风电齿轮箱设计制造技术，以实现风机国产化目标。
本文设计的是兆瓦级风力发电机组的齿轮箱，通过方案的选取，齿轮参数计算等对其配套的齿轮箱进行自主设计。
1）根据风电齿轮箱承受载荷的复杂性，对其载荷情况进行了分析研究,确定齿轮箱的机械结构。
选取两级行星派生型传动方案，在此基础上进行传动比分配与各级传动参数如模数，齿数，螺旋角等的确定；通过计算，确定各级传动的齿轮参数；选择适当的齿轮。
2）对行星齿轮传动进行受力分析，得出各级齿轮载荷结果。
依据标准进行静强度校核，结果符合安全要求。
3）绘制CAD装配图，并确定恰当合理参数。
关键词：风电齿轮箱；风力发电；结构设计。
ABSTRACTThe rapid development of wind power industry lead to the prosperity of wind power equipment manufacturing industry．As the core component of wind turbine，the gearbox is received much concern from related industries and research institution both at home and abroad．However, due to the domestic research of gearbox for wind turbine starts late，technology is weak，especially in the gearbox for MW wind turbine，which mainly relied on the introduction of foreign technology．Therefore，it is urgent need to carry out independent development and research on MW wind power gearbox，and truly master the design and manufacturing technology in order to achieve the goal of localization．1）The load Cases of gearbox for wind turbines ale analyzed，and the interrelation of loading cycle numbers under different torque levels is deduced according to the curve of materials’fatigue．the mechanical structure of gearbox is determined．The two-stage derivation planetary transmission scheme is selected．The gear parameters of every stage transmission is calculated．，and the force analysis results is obtained．2）the static strength check of tooth surface contact is implemented according to related standard．The result shows that it is accord with safety requirements．3）Draw CAD drawings, and determine appropriate reasonable parameters.KEYWORDS：Gearbox for Wind Turbine；the wind power；Structure Design.目录第一章前言错误!未定义书签。
齿轮设计公式
= 31.27。 z1 = 34 z2 = 111
计算项目及内容 2. 调整中心距后的强度校核 采用变位法调整中心距为 90mm （1） 计算变位系数和 计算啮合角，齿数和，变位系数和，中心距变动系数和齿顶高降低系数 (acosα) α′ = arccos [ ] = 18.876° α′ zΣ = z1 + z2 = 145 (invα′ − invα)zΣ xΣ = x1 + x2 = = −0.487 (2tanα) (a′ − a) y= = −0.5 m ∆y = xΣ − y = 0.013 查得分配变位系数x1 = 0.08，x2 = −0.55 （2） 齿面接触疲劳强度校核 为节省篇幅，仅给出计算结果： K H = 1.872,T1 = 1.983 × 104 N. mm， ϕd = 1， d1 = 42.5mm， i = 3.25， ZH = 2.57,ZE = 189.8MPa1 2 ,Zε = 0.862,所以 σH = 2K H T1 i + 1 ZH ZE Zε = 472.7MPa < σH = 523MPa 3 i ϕd d1
K A Ft1 = 68.46N. mm < 100������ . ������������ b = 1.2
2T1 = 1.648 × 103 N d1
由表 10-4 用插值法查得K H β = 1.414,结合b h = 10.67查得K F β = 1.34 则载荷系数为 K F = K A K v K F α K F β = 1.45 所以 m = mt
3
ห้องสมุดไป่ตู้
KF = 1.098mm K Ft
m = 1.098mm
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，可取由弯曲 疲劳强度算得的模数 1.098mm 并就近圆整为标准值m = 1.25mm，按接 触疲劳强度算得的分度圆直径d1 = 39.084mm，所以z1 = 取z1 = 32，则z2 = iz2 = 104 为使大小齿轮齿数互为质数，经调整得 z1 = 34 z2 = 111 1. 几何尺寸计算 分度圆直径 d1 = z1 m = 42.5mm d2 = z2 m = 138.75mm 中心距 （d1 + d2 ） a= = 90.625mm 2 齿轮宽度 b = ϕd d1 = 42.5mm 小齿轮齿宽加宽（5~10）mm，即 b1 = b + 5~10 mm = 47.5~52.5mm 取 b1 = 50mm，大齿轮b2 = b = 42.5mm
齿轮传动计算
齿轮传动设计计算试设计如图所示带式输送机用二级圆柱齿轮减速器中的斜齿圆柱齿轮传动。
已知电动机的型号为Y132M-4（额定功率P ＝7.5kW ，满载转速n 1＝1 440 r/min ），高速级齿数比u h ＝5.2，低速级齿数比u l ＝3.7，单向传动，工作机载荷有轻微冲击，每天工作15小时，预期使用寿命10年。
[解]Ⅰ、高速级齿轮传动设计1．选择齿轮材料、热处理、精度等级及齿数（1）运输机为一般工作机器，高速级齿轮选择常用材料及热处理，7级精度。
（2）小齿轮：40Cr （调质），齿面硬度280HBS ；大齿轮：45钢（调质），齿面硬度240HBS 。
硬度相差40HBS 。
（3）选择小齿轮齿数z 1＝31，大齿轮齿数z 2＝uz 1＝5.2×31＝161.2，可取z 2＝161，（传动比误差＜0.124﹪）。
（4）选取螺旋角，初取β＝14°。
（5）当量齿数：z v1＝z 1/cos 3β ＝31/cos 314°＝33.9，z v2＝z 2/cos 3β ＝161/cos 314°＝176.2 2．按齿面接触疲劳强度设计 式（8-18）32H βH E αd 11][12⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±⋅≥σZ Z Z u u εKT d φ1）确定计算参数（1）试选载荷系数K t ＝1.9 （2）计算小齿轮传递的转矩T 1mm N 10974.414405.71055.91055.9461161⋅⨯=⨯⨯=⨯=n P T（3）由表8-12，选取齿宽系数φ d ＝1.0（4）由表8-9，查得弹性系数Z E ＝189.8MPa （5）由图8-19，查得节点区域系数Z H ＝2.431—电动机，2—高速级联轴器，3—减速器，4—高速级齿轮传动，5—低速级齿轮传动，6—低速级联轴器，7—输送机滚筒带式输送机传动简图（6）端面重合度705.114cos 16113112.31.88cos 112.31.8821α=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±-=βz z ε （7）螺旋角系数0.98514cos cos β=== βZ （8）由图8-13c ，按齿面硬度查取接触疲劳极限：小齿轮σ Hlim1＝720 MPa ，大齿轮σ Hlim2＝580 MPa ；（9）由式（8-13），计算应力循环次数NN 1＝60jnL h ＝60×1×1440×（15×300×10）＝3.888×109 N 2＝N 2/u ＝3.888×109/（161/31）＝7.486×108由图8-15查得接触疲劳寿命系数：小齿轮K HN1＝0.9，大齿轮K HN2＝1.0 （10）计算接触疲劳许用应力[σ H ]取接触疲劳强度安全系数[S H ]＝1.0，由式（8-12）得MPa 6480.17209.0][][H 1Hlim HN11H =⨯==S K σσMPa 5800.15800.1][][H Hlim2HN22H =⨯==S K σσ2）计算设计参数（1）试算小齿轮分度圆直径d 1t ，取[σH ]＝（[σH ]1＋[σH ]2）/2＝（648＋580）/2＝614 MPamm 671.41614985.043.28.1892.512.5705.10.110974.49.12][1232432H βH E αd 1t t 1=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⋅+⋅⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±⋅≥σZ Z Z u u εT K d φ mm 304.13114cos 671.41cos 11n =⨯==z βd m取标准模数m n ＝1.5 mm （2）计算中心距()()m m 41.14814cos 2161315.1cos 221=⨯+⨯=+=βz z m a n 将中心距圆整为a ＝148 mm 按圆整后的中心距修正螺旋角()()4012131482161315.1arccos 2arccos21'''=⨯+⨯=+= a z z m βn小齿轮分度圆直径d 1＝m n z 1/cos β＝1.5×31/cos13°21′04″＝47.792 mm 齿宽b ＝φ d d 1＝1.0×47.792＝47.792 mm ，圆整取b ＝50 mm （2）计算圆周速度vs m 60.31000601440792.47π100060π11=⨯⨯⨯=⨯=n d v（3）计算载荷系数K由表8-5查得使用系数K A ＝1.25；圆周力F t ＝2T 1/d 1＝2×4.974×104/47.792＝2081.5 N ，K A F t /b ＝1.25×2081.5/50＝52.0 N/mm ＜100 N/mm 由图8-7查得动载系数K v ＝1.12；由表8-7查取齿间载荷分配系数K H α＝1.4，K F α＝1.4；由表8-8查算齿向载荷分布系数K β＝1.42，一般减速器应经过仔细跑合，可取K H β＝K F β＝1.2。
卷筒直径D=480mm,工作转速n=75rmin,运输带的有效拉力F=3200N
2014年12月20日目录一、设计题目 (3)二、拟定传动方案 (3)三、选择电动机 (4)四、确定传动装置的总传动比和分配传动比 (5)五、计算传动装置的运动和动力参数 (5)六、齿轮的设计 (7)七、轴的设计和键的校核 (10)八、输出轴联轴器的选择 (18)九、减速器的各部位附属零件的设计 (18)十、润滑方式的确定 (19)一.设计题目设计一用于卷扬机传动装置中的两级圆柱齿轮减速器。
轻微震动，双向运转，在室内常温下长期连续工作。
卷筒直径D=480mm,工作转速n=75r/min,运输带的有效拉力F=3200N.二.拟定传动方案为估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案。
由先知条件75wnr/min，计算出传动装置的总传动比为13或20（一般选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机），根据总传动比数值，初步拟定二级传动比的多种方案。
指导书上已经分析其优缺点。
经过比较，选用带式运输机的二级展开式圆柱直齿轮减速器，如下图。
三．选择电动机二1.选择电动机类型：按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结构，电压380V ，Y 型。
2.选择电动机的容量输送带速度s mDn v w 88.1100060=⨯=π 卷筒轴输出功率sm Fv p w 76.51000==电动机输出功率ηwd p p =由电动机到运输带的传动总功率为432241ηηηηη=—滚动轴承的传动效率：0.99 —圆柱齿轮的传动效率：0.97 —弹式联轴器的传动效率：0.96 —齿式联轴器的传动效率：0.99则：91.099.099.097.099.042432241=⨯⨯⨯==ηηηηη 所以kwp p wd 5.791.076.5===η由表20.1选取电动机额定功率kwp ed 5.7=3.确定电动机转速为便于选择电动机转速，推算出电动机可选范围。
由表2.1查的单级齿轮传动比范围i=3-6，则电动机转速可选范围为m in2700~6752'r i n n w d =⋅=。
低速级齿轮传动设计参数
渐开线圆柱齿轮传动设计报告一、设计信息设计者Name=王宇设计单位Comp=浙江大学宁波理工学院设计日期Date=2014/3/8设计时间Time=20:22:42二、设计参数传递功率P=2.81(kW)传递转矩T=104.91(N·m)齿轮1转速n1=255.77(r/min)齿轮2转速n2=63.62(r/min)传动比i=4.02原动机载荷特性SF=轻微振动工作机载荷特性WF=均匀平稳预定寿命H=48000(小时)三、布置与结构结构形式ConS=闭式齿轮1布置形式ConS1=非对称布置（轴钢性较大）齿轮2布置形式ConS2=非对称布置（轴钢性较大）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=ML齿轮1材料及热处理Met1=45<调质>齿轮1硬度取值范围HBSP1=217～255齿轮1硬度HBS1=230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=162～217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、齿轮精度齿轮1第Ⅰ组精度JD11=8齿轮1第Ⅱ组精度JD12=8齿轮1第Ⅲ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Ⅰ组精度JD21=8齿轮2第Ⅱ组精度JD22=8齿轮2第Ⅲ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=3(mm)端面模数Mt=3.00000(mm)螺旋角β=0.000000(度)基圆柱螺旋角βb=0.0000000(度)齿轮1齿数Z1=30齿轮1变位系数X1=0.00齿轮1齿宽B1=90(mm)齿轮1齿宽系数Φd1=1.000齿轮2齿数Z2=121齿轮2变位系数X2=0.00齿轮2齿宽B2=95(mm)齿轮2齿宽系数Φd2=0.262总变位系数Xsum=0.000标准中心距A0=226.50000(mm)实际中心距A=226.50000(mm)中心距变动系数yt=0.00000齿高变动系数△yt=0.00000齿数比U=4.03333端面重合度εα=1.76284纵向重合度εβ=0.00000总重合度ε=1.76284齿轮1分度圆直径d1=90.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径da1=96.00000(mm)齿轮1齿根圆直径df1=82.50000(mm)齿轮1基圆直径db1=84.57234(mm)齿轮1齿顶高ha1=3.00000(mm)齿轮1齿根高hf1=3.75000(mm)齿轮1全齿高h1=6.75000(mm)齿轮1齿顶压力角αat1=28.241393(度)齿轮2分度圆直径d2=363.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径da2=369.00000(mm)齿轮2齿根圆直径df2=355.50000(mm)齿轮2基圆直径db2=341.10842(mm)齿轮2齿顶高ha2=3.00000(mm)齿轮2齿根高hf2=3.75000(mm)齿轮2全齿高h2=6.75000(mm)齿轮2齿顶压力角αat2=22.419984(度)齿轮1分度圆弦齿厚sh1=4.71024(mm)齿轮1分度圆弦齿高hh1=3.06167(mm)齿轮1固定弦齿厚sch1=4.16114(mm)齿轮1固定弦齿高hch1=2.24267(mm)齿轮1公法线跨齿数K1=4齿轮1公法线长度Wk1=32.25788(mm)齿轮2分度圆弦齿厚sh2=4.71226(mm)齿轮2分度圆弦齿高hh2=3.01529(mm)齿轮2固定弦齿厚sch2=4.16114(mm)齿轮2固定弦齿高hch2=2.24267(mm)齿轮2公法线跨齿数K2=14齿轮2公法线长度Wk2=124.64533(mm)齿顶高系数ha*=1.00顶隙系数c*=0.25压力角α*=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α*t=20.0000000(度)端面啮合角αt'=20.0000001(度)七、检查项目参数齿轮1齿距累积公差Fp1=0.07195齿轮1齿圈径向跳动公差Fr1=0.04949齿轮1公法线长度变动公差Fw1=0.04313 齿轮1齿距极限偏差fpt(±)1=0.02271齿轮1齿形公差ff1=0.01660齿轮1一齿切向综合公差fi'1=0.02359齿轮1一齿径向综合公差fi''1=0.03207齿轮1齿向公差Fβ1=0.02897齿轮1切向综合公差Fi'1=0.08855齿轮1径向综合公差Fi''1=0.06929齿轮1基节极限偏差fpb(±)1=0.02134齿轮1螺旋线波度公差ffβ1=0.02359齿轮1轴向齿距极限偏差Fpx(±)1=0.02897齿轮1齿向公差Fb1=0.02897齿轮1x方向轴向平行度公差fx1=0.02897齿轮1y方向轴向平行度公差fy1=0.01449齿轮1齿厚上偏差Eup1=-0.09086齿轮1齿厚下偏差Edn1=-0.36343齿轮2齿距累积公差Fp2=0.13189齿轮2齿圈径向跳动公差Fr2=0.07293齿轮2公法线长度变动公差Fw2=0.05939齿轮2齿距极限偏差fpt(±)2=0.02570齿轮2齿形公差ff2=0.02206齿轮2一齿切向综合公差fi'2=0.02866齿轮2一齿径向综合公差fi''2=0.03637齿轮2齿向公差Fβ2=0.01000齿轮2切向综合公差Fi'2=0.15395齿轮2径向综合公差Fi''2=0.10210齿轮2基节极限偏差fpb(±)2=0.02415齿轮2螺旋线波度公差ffβ2=0.02866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=-0.10282齿轮2齿厚下偏差Edn2=-0.41126中心距极限偏差fa(±)=0.03449八、强度校核数据齿轮1接触强度极限应力σHlim1=450.0(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值σFE1=320.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值[σH]1=508.9(MPa) 齿轮1弯曲疲劳强度许用值[σF]1=477.1(MPa) 齿轮2接触强度极限应力σHlim2=427.1(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值σFE2=311.1(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值[σH]2=483.1(MPa) 齿轮2弯曲疲劳强度许用值[σF]2=463.9(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σH=363.2(MPa)接触疲劳强度校核σH≤[σH]=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力σF1=58.3(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力σF2=55.5(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核σF1≤[σF]1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核σF2≤[σF]2=满足九、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(mm^2/s)有一定量点馈Us=不允许小齿轮齿面粗糙度Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm)载荷类型Wtype=静强度齿根表面粗糙度ZFR=Rz≤16μm (Ra≤2.6μm) 刀具基本轮廓尺寸圆周力Ft=2331.333(N)齿轮线速度V=1.205(m/s)使用系数Ka=1.100动载系数Kv=1.488齿向载荷分布系数KHβ=1.000综合变形对载荷分布的影响Kβs=1.000安装精度对载荷分布的影响Kβm=0.000齿间载荷分布系数KHα=1.340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Zε=0.864接触强度螺旋角系数Zβ=1.000重合、螺旋角系数Zεβ=0.864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=1.00000齿向载荷分布系数KFβ=1.000齿间载荷分布系数KFα=1.481抗弯强度重合度系数Yε=0.675抗弯强度螺旋角系数Yβ=1.000抗弯强度重合、螺旋角系数Yεβ=0.675寿命系数Yn=2.08746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=4.12722齿轮1应力校正系数Ysa1=1.62000 齿轮2复合齿形系数Yfs2=3.92731 齿轮2应力校正系数Ysa2=1.79409。
机械设计课程设计_二级展开式圆柱齿轮减速器(含全套图纸)
课程设计报告二级展开式圆柱齿轮减速器姓名：学院：专业：年级：学号：指导教师：2006年6月29日一.设计题目设计一用于卷扬机传动装置中的两级圆柱齿轮减速器。
轻微震动，单向运转，在室内常温下长期连续工作。
卷筒直径D=500mm,运输带的有效拉力F=10000N, 卷筒效率5η=0.96,运输带速度0.3/v m s=,电源380V,三相交流.二.传动装置总体设计：1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
其传动方案如下：三．选择电动机1.选择电动机类型：按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结果，电压380V，Y 型。
2.选择电动机的容量电动机所需的功率为：WdaPP=η KW1000WFVP= KW所以1000daFVP=η KW由电动机到运输带的传动总功率为1a422345η=η•η•η•η•η1η—带传动效率：0.962η—每对轴承的传动效率：0.99 3η—圆柱齿轮的传动效率：0.96 4η—联轴器的传动效率：0.99 5η—卷筒的传动效率：0.96则：4210.960.990.960.990.960.79a 422345η=η•η•η•η•η=⨯⨯⨯⨯= 所以 94650.33.8100010000.81d a FV p η=⨯==⨯KW3.确定电动机转速 卷筒的工作转速为6010006010000.311.46500V n D ⨯⨯⨯===∏∏⨯r/min查指导书第7页表1：取V 带传动的传动比2i =~4带；二级圆柱齿轮减速器传动比840i =~减速器，所以总传动比合理范围为16160i =~总，故电动机转速的可选范围是：n n i =⨯=(16~160)⨯11.46=183~1834总卷筒电机r/min符合这一范围的同步转速有750、1000和1500r/min 。
减速器设计计算及说明书
减速器设计计算及说明书
目录
一、总体方案设计 (1)
二、运动参数设计 (2)
三、主要零件的计算 (6)
四、减速器的润滑、密封及装油量的计算 (23)
一、总体方案设计
二、运动参数设计
=65r/min
所选电动机的额定功率，取，选择电动机三相异步电动机，其额定转速
三、主要零件的计算
按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力为：，。
，；
，
，则
查图6-16，得两轮复合齿形系数为，,
代入计算，于是
；按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲劳极限应力为：
，；
，
，则
；弹性系数查表
取a=210mm,按经验式，取。
，。
，
四、减速器的润滑、密封及装油量的计算
时，轴承可选用油润滑润滑，通过在箱体上开油沟以达到润）飞溅润滑：当齿轮圆周速度
）刮板润滑：当齿轮圆周速度很低（。
机械设计课程设计计算说明书-二级展开式圆柱斜齿轮减速器
设 计 计 算 内 容计算结果一、设计任务书1．要求：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用年限8年，小批量生产，单班制工作，输送带速度允许误差%5 。
2．已知：带的圆周力F=1000N ，带速度V=18m/min,卷筒直径D=260mm 。
3．设计任务：①减速器装配图一张； ②零件工作图2张； ③零件说明书1份。
二、传动方案的拟定采用二级传动方案，一级传动采用斜齿轮传动其余为圆柱直齿轮传动。
三．电动机选择1.电动机的类型和结构形式的选择经综合分析，选用Y 系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有高效节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。
Y 系列电动机，额定电压为380V ，额定频率为50HZ.。
本设计中电动机采用封闭式结构。
2.电动机容量的选择滚筒转矩）mm .（13059*14521*290*910*213N FD T ====- 滚筒转速)min .(9635.2110*29020v n 13--===r D ππ 工作机所需功率kW D v P w 3.1939550963.21*1305带===ηπ传动装置总效率 0.9总=η所需电机输出kW P P a w d 3.547550.93.193===η 查表2.1选用Y112M-4 电动机主要参数 电动机额定功率（KW ） 4电动机满载转速)(r.min -11440 电动机伸出端直径（mm ） 28j6电动机伸出端安装长度（mm ） 60Pw=3.193KWP d =3.54755kWn=21.9635r/minY112M--4P ed =4kWn m =1440r/min四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算（一）方案选择根据传动装置的工作特征和对工作的要求选择两级展开式传动方案（二）传动比的分配及转速校核 1. 总传动比运输机驱动卷筒转动 65.56531440/21.96/n n i 电总===2.传动比分配及齿数比考虑到两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应有相近的浸油深度 所以s f i ）1.3~1.2（i =拟定s f 1.3i i = 5i 外=13.1131.3i 2s = 3.176i s = 4.129i f =f i 高速级传动比f i 低速级传动比拟定1z 齿数为22914.129*22i z z f 12===拟定3z 齿数为28893.176*28i z z s 34===实际总传动比i=65.7395*2889*2291u u 21==3.检验工作机驱动卷筒的转速误差 卷筒的实际转速721.904805391440/65.73/i n n 电‘筒=== 转速误差i 1=4.129i=3.176％0.321.96321.905-21.963n n -n n 筒’筒筒筒===∆合乎要求（三）减速器各轴传动功率计算 1.传动装置的传动功率计算 滑块联轴器效率0.981=η 弹性联轴器效率0.992=η 球轴承效率 0.993=η8级精度一般齿轮传动（油润滑）效率0.974=η 斜齿轮效率 0.995=η带式运输机为通用工作机，取电动机额定功率计算 （1）.各轴的转速：高速轴Ⅰ轴：r/min 1440n Ⅰ= 中间轴Ⅱ轴：min 348.1625r/4.1291440u n 1ⅠⅡ===n 低速轴Ⅲ轴: min /109.53423.176348.1625u 2ⅡⅢr n n ===(2).各轴的输入功率（kw ）Ⅰ轴： 3.924kW 0.99*0.99*432Ⅰ===ηηd P PⅡ轴： kW P P 3.842380.99*0.99*3.92453ⅠⅡ===ηηⅢ轴:KW P P 3.689840.99*0.97*3.8423843ⅡⅢ===ηηr/min1440n Ⅰ=min348.1625r/Ⅱ=nmin /109.532Ⅲr n =3.924kW Ⅰ=PkW P 3.842Ⅱ=kW P 3.690Ⅲ=m25999.875Ⅰm N T ⋅=m9105395.256Ⅱm N T ⋅=mmN T ⋅=4241.321707Ⅲ（3）．各轴输入扭矩的计算（N ·m ） 高速轴转矩 Ⅰ轴： .mm 25999.875n p 10*95501113ⅠN T == 中间轴转矩 Ⅱ轴： 9N.mm 105395.256n 10*95502232==P T底数轴转矩Ⅲ轴：mm N n P T .4241.32170710*95503333== 将各轴的运动和动力参数列于表1。
低速齿轮计算
计算项目
计算和说明
计算结果
1.选择材料及热处理
由表10-1，小齿轮选用40Cr，调质，取HBS1=280，大齿轮选用45钢，调质，取HBS2=240。二者相差40HBS
故合适。
HBS1=280
HBS2=240
参数
轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
工作机轴
转速/(r/min)
1440
682.5
227.5
98.5
98.23
功率P/kW
7.5
7.128
6.845
6.57
5.143
转矩T/(N·m)
49.74
99.7
287.34
637
500
传动比i
2.11
3
2.31
1
效率
0.96
0.97
0.97
0.96
7.2.低速级齿轮传动设计
Hlim1=600MPa
Hlim2=550MP
由式10-12得：（取失效概率为1%，安全系数S=1）
=
m/s
h=2.25mnt=2.25×3.0＝6.75mm
b/h=74.2/6.75=10.99
由表10-2得：KA=1
根据v=0.612 m/s，7级精度，由图10-8得：KV=1.02
由表10-4查得 的值与直齿轮相同，故
.确定计算参数
螺旋角系数
斜齿轮当量齿数
齿形系数YFa1、YFa2
应力修正系数YSa1、YSa2
弯曲疲劳强度极限 ，
弯曲应力循环次数NF
寿命系数KFN
链式运输机传动装置-课程设计
链式运输机传动装置-课程设计课程设计说明书课程名称：机械设计设计题目：链式运输机传动装置院系：机械工程系学生姓名：XXX学号：XXX专业：机械制造设计及其自动化班级：08级数控（1）班指导教师：XX目录第1章设计任务书第2章设计步骤1.传动方案的拟定2.电动机的选择3.传动装置的总传动比和各级传动比的分配4.传动装置运动和动力参数的计算5.传动零件的设计计算1.高速轴齿轮的设计计算2.低速轴齿轮的设计计算6.斜齿圆柱齿轮的作用力计算7.轴的设计计算8.滚动轴承的选择及寿命计算9.键联接的选择和验算10.联轴器的选择计算11.箱体结构的设计12.润滑密封设计第3章设计小结第4章参考资料第1章设计任务书设计题目：链式运输机传动装置设计要求：1.拟定传动关系：由电动机、减速器、联轴器、工作机构成；2.工作条件：链式运输机采用两班制工作，连续工作不超过3小时，然后停歇1小时，双向传动，工作中受中等震动，工作年限5年，同时要求电动机轴线与驱动链轮轴线平行；3.原始数据：①工作机输入功率为4.6KW②工作机轴输入转速为160r/min4.工作示意图：如下图所示课程设计要求每个学生完成以下工作：1.减速器装配图一张（A1纸）；2.零件工作图两张（A3纸）；3.计算说明书一份。
参考文献阅读：1.《机械设计》（第四版）XXX主编，高等教育出版社；2.《机械设计课程设计》XXX主编，XXX；3.《机械原理》（第七版）XXX主编，高等教育出版社；4.《机械制图》XXX、XXX主编，XXX；5.《减速器设计实例精解》XXX主编，机械工业出版社；6.《互换性与技术测量》XXX主编，XXX。
工作计划：1.第一阶段：设计准备和传动装置的总体设计（2天）；2.第二阶段：装配图设计（9天）；3.第三阶段：零件工作图设计（3天）；4.第四阶段：整理和编写计算说明书和设计总结和答辩（1天）。
第2章设计步骤1.传动方案的拟定本设计采用由电动机、减速器、联轴器、工作机构成的传动方案。
东北大学机械设计课程设计ZL
目录一、设计任务书 (3)二、电动机的选择计算 (4)三、传动比的分配: (5)四、传动装置的运动和动力参数： (6)五、闭式齿轮传动设计: (8)（一）高速级齿轮的设计： (8)（ 1 ）材料的选择： (8)( 2 ）按齿面接触强度确定中心距并确定有关参数和几何尺寸 (9)( 3 ) 验算齿面接触疲劳强度 (11)( 4 ) 验算齿根弯曲疲劳强度 (12)（ 5 ）齿轮主要几何参数 (13)（二）低速级齿轮的设计： (14)( 1 ) 材料的选择: (14)( 2 ) 按齿面接触强度确定中心距并确定有关参数和几何尺寸 (15)( 3 ）验算齿面接触疲劳强度 (16)（ 4 ) 验算齿根弯曲疲劳强度 (18)( 5 ）齿轮主要几何参数 (19)六、开式齿轮的设计 (20)( 1 ）选择材料 (20)（ 2 ）齿根弯曲疲劳强度确定模数 (20)( 3 ) 齿轮主要几何参数 (23)七、轴的设计及计算及联轴器的选择 (23)（一）初步确定轴的直径 (23)( 1 ）高速轴的设计 (23)( 2 ) 中间轴的设计 (24)( 3 ) 低速轴的设计 (24)(二）低速轴的强度校核 (252)（ 1 ）有关参数及支点反力.。
.....。
.....。
..。
.。
..。
..。
....。
..252 (三）高速轴的强度校核. (307)（四）中间轴的强度校核 (317)八．滚动轴承的选择及寿命验算 (328)（一）初选滚动轴承的型号 (328)（二）轴承寿命验算 (328)( 1 ) 低速轴轴承寿命验算 (328)（ 2 ) 中间轴的轴承寿命验算 (349)（ 3 ）高速轴的轴承寿命验算 (30)九．键联接和联轴器的选择和校核 (30)（一）键的选择 (30)( 1 ）高速轴上键的选择 (30)（ 2 ) 中间轴上键的选择 (30)（ 3 ) 低速轴上键的选择 (30)（二)键的校核 (30)( 1 ）齿轮处的键 (30)( 2 ）外伸出的键 (31)十. 减速器的润滑，密封形式和联轴器的选择 (351)十一.参考文献 (31)一、设计任务书1．设计题目：设计胶带输送机的传动装置2 。
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Hlim1
弹性系数 节点区域系数 重合度系数 螺旋角系数
小齿轮的接触疲劳极限应力
10
大齿轮的接触疲劳极限应力
σ
Hlim2
由p146,图8.28查得
60n1aLh n1 / i
390.00 10.08 3.48 1.16 1.31 1.00 661.20 510.90 510.90
11 小齿轮应力循环次数 12 大齿轮应力循环次数 13 14 15
小齿轮齿数 大齿轮齿数 传动比 螺旋角 齿宽系数 端面重合度
Z1 Z2 i β Фd ε
α
圆整 误差 由p144,表8.6查得
4 5 6 7 8
1.88 3.2(1/ Z1 1/ Z2 ) cos
0.318d Z1 tan
轴面重合度 ε β 3齿面接触疲劳强度设计 1 KA 使用系数
σ σ
Flim1 Flim2
由p146,图8.28查得 由p148,图8.28查得 由p147,图8.30查得 由p147,图8.30查得 由p147,表8.7查得
YN 1 F lim1 / S F YN 2 F lim2 / S F
220.00 170.00 1.00 1.00 1.25 176.00 136.00 118.40 合格 109.87 合格
5齿根弯曲疲劳强度校核
1 2 3 4 5 6
YF1 YF2 Ys1 Ys2 Yε Yβ
由p139,图8.19查得 由p139,图8.19查得 由p139,图8.20查得 由p139,图8.20查得 由p140,图8.21查得 由p143,图8.26查得
重合度系数 螺旋角系数
7 8 9 10 11
小齿轮的弯曲疲劳极限应力 大齿轮的弯曲疲劳极限应力
1 2 3
参数
公式
结果 2.74 84.03 2.93 2.00 5.00 45 234 45 190 8 311400.69 30 87.9 87 2.90 -1.02% 10.00 1.10 1.71 1.85 1.25 1.20 1.21 1.20 189.80 2.47 0.76 0.99 570.00
20 小齿轮运动速度 21
动载系数
由p131,图8.7查得
dt1 3 KV / KVt
22 修正分度圆直径
4齿轮参数计算
1 2 3 4 5 6 7 8 9
模数 中心距 螺旋角
小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径
d1 cos / Z1
由p124,表8.1查得
d1 (i 1) /(2cos )
圆整
arccos mn ( z1 z2 ) / 2a
mn z1 / cos
mn z2 / cos
大齿轮宽度 小齿轮宽度
小齿轮当量齿数 大齿轮当量齿数
小齿轮的齿形系数 大齿轮的齿形系数
小齿轮的应力修正系数 大齿轮的应力修正系数
dபைடு நூலகம்d1
圆整
b 2 (5 ~ 10 )
z1 / cos3 z2 / cos3
2 3 4 5 6 7 8 9
由p130,表8.3查得 试选 由p132,图8.11查得 由p133,表8.4查得 由p136,表8.5查得 由p136,图8.14查得 由p136,图8.15查得 由p142,图8.24查得 由p146,图8.28查得
动载系数
齿向载荷分布系数 齿间载荷分布系数
Kvt Kβ Kα ZE ZH Zε Zβ
许用接触应力 [σ ]H 分度圆直径 dt1 V Kv d1 mn a β d1 d2 b2 b1
Zv1 Zv2
3
2K A KVt K K T1 u 1 Z E Z H Z Z d u H
dt1n1 /(60 1000)
2
93.08 0.41 1.08 89.87 2.95 3.00 177.95 180.00 12.84 92.31 267.69 101.54 102.00 108.00 32.37 93.87 2.79 2.28 1.55 1.76 0.69 0.92
齿轮传动设计
计算项目 已知： 额定功率 P 2 n1 转速 3 传动比 i 4 工作条件 载荷平稳、大批量生产 5 工作时间 t 6 使用期限 1选择齿轮的材料、热处理方式和精度等级 1 小齿轮材料 2 小齿轮热处理 调质 3 大齿轮材料 4 大齿轮热处理 正火 5 传动精度等级 2初步确定主要参数 9.55 106 P / n1 1 小齿轮传递转矩 T1 1
寿命系数 寿命系数 安全系数
YN1 YN2 SF
12 小齿轮的许用弯曲应力 [σ ]F1 13 大齿轮的许用弯曲应力 [σ ]F2 14
弯曲应力 弯曲应力
σ σ
F1
2KT1 /(bmn d1 )YF1Ys1Y Y 2KT1 /(bmn d1 )YF 2Ys 2Y Y
15
F2
单位 kW r/min
N1 N2 ZN1 ZN2 SH
寿命系数 寿命系数 安全系数
由p147,图8.29查得 由p147,图8.29查得 由p147,表8.7查得
Z N 1 H lim1 / S H Z N 2 H lim2 / S H
16 小齿轮的许用接触应力 [σ ]H1 17 大齿轮的许用接触应力 [σ ]H2 18 19
班制 年
HBS HBS 级 Nmm
合格
MPa
MPa
MPa 10 次 10 次
7 7
MPa MPa MPa mm m/s mm mm mm mm mm 度 mm mm mm mm mm
MPa MPa
MPa MPa MPa MPa