二级变速箱设计报告

§2-3 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：
（1）各轴的转速
Ⅰ轴 nⅠ=nN=960r/min.
Ⅱ轴 nⅡ===265.2r/min Ⅲ轴 nⅢ===95.4r/min
卷筒轴 n卷= nⅢ=95.4r/min
（2）各轴输入功率
Ⅰ轴 PⅠ=Pd=3.3×0.99=3.297kw.
选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 传动方案为直齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级 精度（GB10095-88）. 材料选择。由文献【1】表10-1选择小齿轮材料 为40（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。
系数S=1，由式（10-12）得：==0.9600M=546M
0.92550M=506.55M 2)计算
试算小齿轮3分度圆直径，代入中较小的值。
=mmmm
计算及说明
结果
2)计算圆周速度v。
mm
vm/s1.007m/s
3)计算齿宽b。
b=172.53mm=72.53mm
4)计算齿宽与齿高之比。
v1.007m/s
4.65 7）由文献【1】图10-19取接触疲劳强度寿命系数 0.88；0.91 8）计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全
系数S=1，由式（10-12）得：==0.88600M=528M
计算及说明
结果
0.91550M=500.5M
2）计算
试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的
值。=mm46.07mm
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
==95.5r/min.
nw=95.5r/min.
方案比较
方案号
1 2 3 4
型号
额定功率 KW
Y112M—2 4.0KW
Y112M—4 4.0KW
计算及说明
选小齿轮齿数24，2.7824=66.72，取。 §4-1按齿面强度设计
结果
设计公式为：
1)确定公式内的各计算数值 由文献【3】表11-3试选载荷系数：1.3
2）计算小齿轮传递的转矩：=
=1.152 N·mm
由文献【1】表10-7选取齿宽系数。 由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数
Y132M1—6 4.0KW
Y160M1—8 4.0KW
同步转速 r/min
3000 1500 1000 750
满载转速 r/min
2890 1440 960 720
计算及说明
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带 传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适， 因此选用电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下
第一章设计任务书
§1-1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、工作条件：连续单向运转，载荷平稳，室内工 作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括卷筒轴承 的摩擦阻力影响已在F中考虑）。
3、使用期限：八年，四年一次大修，两年一次中
4、生产批量：10台。 5、生产条件：中等规模机械厂，可加工7—8级精度 齿轮及涡轮。 6、动力来源：电力，三相交流（220/380V）。 7、运输带速度允许误差：土5% 8、原始数据： 输送带的工作拉力 F=4500N 输送带的工作速度 v=1.8 输送带的卷筒直径 d=400mm
得模数1.44mm，并就近圆整为标准模数1.5，按接触 Z2=123
强度算得的分度圆直径=50.40mm，
算出小齿轮齿数=33.634
大齿轮齿数34=123.08，取
=51mm =184 .5
这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触 a=117.75mm
疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构 51mm，
189.8。
由文献【1】图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的
接触疲劳强度极限600M；大Fra Baidu bibliotek轮的接触疲劳强 度极限=550M。
计算齿轮应力循环次数：
=1.152 N·mm
6060265.21（1836510）=4.6463
1.6713 7）由文献【1】图10-19取接触疲劳强度寿命系数 0.91；0.921 8）计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全
紧凑，避免浪费。 3)几何尺寸计算
56mm。
（1） 计算分度圆直径=m=341.5mm=51mm
=m=1231.5mm=184.5mm
（2） 计算中心距a=mm=117.75mm
（3） 计算齿轮宽度b=151mm=51mm
取51mm，56mm。
第四章低速级齿轮传动设计
已知条件为输入功率3.2kW，小齿轮转速 =265.2r/min，传动比2.78由电动机驱动，工作寿命 10年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。
=M=241.57M 计算载荷系数K= K==11.111.38=1.518 查取齿形系数。由表10-5查得2.65，2.256。 查取应力校正系数。由表10-5查得=1.58， =1.738。 计算大、小齿轮的并加以比较。
0.0135 0.0162
因此，大齿轮的数值大。 2)设计计算
mmm=2.14mm
型号
Y132M1 —6
额定功率
同步转速
满载转 速
KW
r/min r/min
4.0KW 1000 960
堵转转矩 额定转矩
2.0
最大转矩 额定转矩
2.0
结果
§2-2传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比
===10.05
分配传动比:
Ⅰ×iⅡ
考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取
===3.62.
===2.78
第二章传动系统方案的总体设计
一、减速器类型选择 根据减速器的工作条件和要求，本次设计带式输 送机传动系统方案如下图所示
二、各主要部件的选择
目的
过程分析
动力源
要求已定
考虑平行轴传动，且传动平稳，加工制造简
结论 电动机
齿轮
轴承 联轴器
单
直齿传动所以减速器轴承受轴向力不大 为使连接平稳可靠
直齿传动
球轴承 凸缘联轴器
K=1.7004 50.4mm
由文献【1】表10-2查得使用系数1；
由文献【1】表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对
支承非对称布置时，1.417。
10.65，1.417查文献【1】图10-13得1.35；
故载荷系数K=11.201.417=1.7004
6）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由下
0.0138 0.0163
因此，大齿轮的数值大。 ２)设计计算
mmm=1.44mm
K=1.62
计算及说明
结果
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强度决定的承载能力，而
齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径
（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的 Z1=34
结果
由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m 1）确定公式内的各计算数值 由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强 度极限500 M；大齿轮的弯曲疲劳强度极限380 M； 由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.87， =0.89； 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得 =M=310.70M
Ⅱ轴
··=3.297×0.99×0.98=3.2kw
PⅡ=
Ⅲ轴
PⅢ=
··=3.2×0.99×0.98=3.104kw
卷筒轴P卷=
··=3.104×0.99×0.99=3.04kw
（3）各轴的输入转矩
电动机的输出转矩Td为
Td=9.55×106 =9.55×106×=3.313×104N·
㎜
故Ⅰ轴
Ⅰ=Td=.3.313×0.99=3.280×104N·㎜
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强度决定的承载能力，而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即 模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的得模 数3mm，按接触强度算得的分度圆直径=72.53mm
功率kw 3．33 3.297 3.2
转矩N•m 33.13 32.8 115.2
联接、传动件 联轴器 齿轮
传动比
1 3.62
传动效率
0.99 0.97
3轴 95.4 3.104 301.2 齿轮
2.78 0.97
工作机 4轴 95.4 3.04 295.2
联轴器 1
0.9801
第三章高速级齿轮设计
46.21mm=50.4mm
7)计算模数m。
计算及说明
结果
mmm=2.1mm
m=2.1mm
§3-2 按齿根弯曲强度设计 由下式得弯曲强度的设计公式为m
1)确定公式内的各计算数值 由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强 度极限500 M；大齿轮的弯曲疲劳强度极限380 M； 由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85， =0.87； 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得 =M=303.57M =M=236.14M 计算载荷系数K= K==11.2011.35=1.62 查取齿形系数。由文献【1】表10-5查得2.65， 2.206。 查取应力校正系数。由文献【1】表10-5查得 =1.58，=1.745。 计算大、小齿轮的并加以比较。
系数=2.5 （2）计算小齿轮传递的转矩：=N·mm=3.28
N·mm 由文献【1】表10-7选取齿宽系数。
由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数
189.8。
由文献【1】图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的
接触疲劳强度极限600M； 大齿轮的接触疲劳强度极限=550M。
计算齿轮应力循环次数：
60609601（1836510）=1.68192
由机械设计第八版课本表10-1可选小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢 （调质），硬度为240HBS，二者材料硬差为40HBS。 4)选取小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数：
=3.62×24=86.88 =87。
§3-1按齿面强度设计 由设计计算公式进行试算，
即： 确定公式内的各计算数值 （1） 由文献【3】表11-3试选Kt=1.3，标准齿轮区域
计算及说明
§2-1电动机的选择
结果
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
——对滚动轴承效率。=0.99 ——为齿式联轴器的效率。=0.99 ——为7级齿轮传动的效率。=0.98 ——输送机滚筒效率。=0.96 估算传动系统的总效率：
=··=0.9920.993·0.982·.96=0.86
已知条件为3.297kW，小齿轮转速=960r/min，传 动比由电动机驱动，工作寿命10年，一班制，载荷平 稳，连续单向运转。
计算及说明 计算及说明
一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1)选用直齿圆柱齿轮传动
结果 结果
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：
模数=mm=3.02mm
齿高h=2.25=2.25mm=6.79mm
==10.681
5)计算载荷系数。 根据v=1.007m/s，7级精度，由文献【1】图10-
6.57mm h=6.79mm
8查得动载系数1.1；
直齿轮，1；
由文献【1】表10-2查得使用系数1；
由文献【1】表10-4用插值法的7级精度、小齿
轮相对支承非对称布置时，1.420。
由=10.671，1.420查文献【1】图10-13得1.38；
故载荷系数K=11.11.420=1.562
6）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径， mm 由文献【1】式（10-10a）得72.53mmmm
7)计算模数mm·
m=3.21mm
计算及说明
§4-2 按齿根弯曲强度设计
故Ⅱ轴
Ⅱ=TⅠ···iⅠ=32798.7×0.99×0.98×3.62 =1.152×
轴 Ⅲ=TⅡ···=1.152×0.99×0.98×2.78
=3.012×N· ㎜ 卷筒轴 =··=3.012××0.98×0.99
=2.952×
各参数如左图所示
轴号
电动机 0轴
1轴
减速器 2轴
转速r/min 960 960 265.2
2）计算圆周速度v。
46.01mm
vm/s2.31m/s
3)计算齿宽b。
b=146.21mm=46.07mm
4)计算齿宽与齿高之比。
模数=mm=1.92mm 齿高h=2.25=2.251.93mm=4.32mm
v2.31m/s =1.92mm
==10.67
5)计算载荷系数。
根据v=2.31m/s，7级精度，由文献【1】图10-8查得 动载系数1.20； 直齿轮，1；