齿轮传动设计

机械原理

课程设计说明书设计题目：齿轮传动设计

学院：工程机械学院

专业：机械设计制造及其自动化班级：25040910

学号：2504091017

设计者：

指导教师：夏纯达

2012.01.05 目录

一设计题目 (3)

二全部原始数据 (4)

三设计方法及原理 (4)

四设计及计算过程 (5)

五设计结果 (10)

六设计分析 (11)

七参考文献 (11)

（附录：封闭曲线的绘制）.12

八课程设计体会 (15)

九齿轮啮合示意图 (16)

课程设计说明书

一设计题目：齿轮传动设计

设计条件和要求：如图所示为一变速箱，可实现三种传动比，两轴中心距为80mm,各轮齿数分别为z1=43，z2=43，z3= 42，z4=41，，m=4mm,α'=20°，h a*=1，滑动齿轮z1可以分别和齿轮z2=43，z3= 42，z4=41相啮合两轴之间中心距a’=170 mm。试设计这三对齿轮。

二全部原始数据：

z1=43，z2=43，z3= 42，z4=41，m=4mm, h a*=1，a’=170 mm

三设计方法及原理：

按照一对齿轮变为因数之和(x1+x2)的不同，齿轮传动可分为下列三种类型：1零传动（x1+x2=0）

⑴标准齿轮传动。x1=x2=0，应有如下关系式，即

z>min z,z2>min z,α'=α,a’=a,y=0,δ=0

1

特点：设计简单，便于互换。

⑵高度变为齿轮传动。x1=-x2,一般小齿轮采用正变位，大齿轮采用负变,并应有如下关系

x>=*

h(z min-z1)/ z min,x>=*a h(z min-z2)/ z min

a

z1+z2>=2z min,α'=α,a’=a,y=0,δ=0

特点：①可能设计出z

⑤重合度略有降低。

2正传动（x1+x2>0）

α'>α,a’>a, y=0,δ=0

特点：①可以减小齿轮机构的尺寸，因为两轮齿数不收z1+ z2≥2 z min的限制；②可以减轻轮齿的磨损程度，由于啮合角增大和吃定的降低，使得实际啮合线段更加远离极限啮合点；③可以配凑中心距；④可以提高两轮的承受能力；⑤互

换性差，须成对设计，制造和使用；⑥重合度略有降低。

3负传动（x1+x2﹤0）

z1+z2>2z min,α'<α,a’

特点：①重合度略有增加；②互换性差，须成对设计，制造和使用；③齿厚变薄，强度降低，磨损增大。

综上所述，根据各个传动的优缺点不同，应优先选择正传动，而负传动是最不理想的，在传动中心距等于标准中心距时，为了提高传动质量，可采用高度变为齿轮传动代替标准齿轮传动。

变为因数可在封闭曲线上选择，封闭曲线的绘制过程见附录

四设计及计算过程：

齿轮z1和齿轮z2，z3，z4

1.求标准中心距a:

a2=ｍ（z1+z2）／2=172

a3=ｍ（z1+z3）／2=170

a4=ｍ（z1+z4）／2=168

2.求啮合角α'

cosα2'=a2cosα/a' α2'=18.0571°

cosα3'=a3cosα/a' α3'=20°

cosα4'=a4cosα/a' α4'=21.7766°

3.求变位因数之和:

由无侧隙啮合方程式得：

x1+x2 =(z1+z2)(invα'-invα)/2tanα= -0.4771

x1+x3 =(z1+z3)(invα'-invα)/2tanα= 0

x1+x4 =(z3+z4)(invα'-invα)/2tanα=0.5216

4.变为因数的选择:

在z1- z3的封闭曲线图（见附录）上作直线x1+x3=0。在此直线上的点满足变为因数和为0，中心距170mm。取该直线与η＇=η＇＇线的交点（0.142，-0.142）.则x1=0.142，

x3=-0.142 ，x2=-0.6191 ，x4=0.3796

（一）齿轮z1和齿轮z2

计算几何尺寸：

由变位因数值知，该传动为负传动。

中心距变动因数 y=(a’-a)/m=-0.5

齿顶高变动因数δ=x1+x2-y=0.0229

齿顶高 h a1=(h a*+x1-δ)m=4.4764

h a2=(h a*+x2-δ)m=1.432

齿根高 h f1=(h a*+c*-x1)m= 4.432

h f2=(h a*+c*-x2)m=7.4764

齿全高h1=h a1+h f1=8.9084

h2=h a2+h f2=8.9084

分度圆直径d1=mz1=172

d2=mz2=172

齿顶圆直径 d a1=d1+2h a1=180.9528

d a2=d2+2d a2=174.864

齿根圆直径 d f1=d1-2h f1=163.136

d f2=d2-2h f2=157.0472

基圆直径 d b1=d1cosα=161.6271

d b2=d2cosα=161.6271

顶圆压力角αa1= arccos(d b1/d a1)=26.72179°

αa2= arccos(d b2/d a2)=22.43668°

重合度εa=[z1(tanαa1-tanα’)+z2(tanαa2-tanα’)]/2

=1.808768

分度圆齿厚 s1=πm/2+2x1mtanα=6.696655

s2=πm/2+2x2mtanα=4.480515

齿顶厚 s a1=s1r a1/r2-2r a1(invαa1-invα)=3.039552 s a2=s2r a2/r2-2r a2(invαa2-invα)=3.432309

（二）齿轮z1和齿轮z3

计算几何尺寸：

由变位因数值知，该传动为零传动。

中心距变动因数 y=(a’-a)/m=0

齿顶高变动因数δ=x1+x3-y=0

齿顶高h a1=(h a*+x1-δ)m=4.568

h a3=(h a*+x3-δ)m=3.432

齿根高h f1=(h a*+c*-x1)m=4.432

h f3=(h a*+c*-x3)m=5.568

齿全高h1=h a1+h f1=9

h3=h a3+h f3=9

分度圆直径 d1=mz1=172

d3=mz3=168

齿顶圆直径 d a1=d1+2h a1=181.136

d a3=d3+2d a3=174.864

齿根圆直径 d f1=d1-2h f1=163.136

d f3=d3-2h f3=156.864

基圆直径 d b1=d1cosα=161.6271

d b3=d3cosα=157.8683

顶圆压力角αa1= arccos(d b1/d a1)=26.83667°

αa3= arccos(d b3/d a3)=25.47055°

重合度εa=[z1(tanαa1-tanα’)+z2(tanαa3-tanα’)]/2π=1.7228 分度圆齿厚 s1=πm/2+2x1mtanα=6.6967

S3=πm/2+2x3mtanα=5.8697

齿顶厚 s a1=s1r a1/r1-2r a1(invαa1-invα)=2.9501 s a3=s3r a3/r3-2r a3(invαa3-invα)=3.1551 （三）齿轮z1和齿轮z4

计算几何尺寸：

由变位因数值知，该传动为正传动。

中心距变动因数 y=(a’-a)/m=0.5

齿顶高变动因数δ=x1+x4-y=0.0216

齿顶高 h a1=(h a*+x1-δ)m=4.4816

h a4=(h a*+x4-δ)m=5.432

齿根高 h f1=(h a*+c*-x1)m= 4.432

h f4=(h a*+c*-x4)m=3.4816

齿全高h1=h a1+h f1=8.9136

h4=h a4+h f4=8.9136

分度圆直径 d1=mz1=172

d4=mz4=164

齿顶圆直径 d a1=d1+2h a1=180.9632

d a4=d4+2d a4=174.864

齿根圆直径 d f1=d1-2h f1=163.136

d f4=d4-2h f4=157.0368

基圆直径 d b1=d1cosα=161.6271

d b4=d4cosα=154.1096

顶圆压力角αa1= arccos(d b1/d a1)=26.72833°

αa4= arccos(d b4/d a4)=28.19908°

重合度εa=[z1(tanαa1-tanα’)+z4(tanαa4-tanα’)]/2π=1.6041 分度圆齿厚 s1=πm/2+2x1mtanα=6.6967

s4=πm/2+2x4mtanα=7.2885

齿顶厚 s a1=s1r a1/r1-2r a1(invαa1-invα)= 3.0345

s a4=s4r a4/r4-2r a4(invαa4-invα)=2.7888

五设计结果

参数名称符号z1-z2z1-z3z1-z4

标准中心距 a 172 170 168

实际中心距a＇170 170 170

中心距变动因数y -0.5 0 0.5

齿顶高变动因数o 0.0229 0 0.0216

齿顶高h a 4.4764 4.568 4.4816 1.432 3.432 5.432

齿根高h f 4.432 4.432 4.432

7.4764 5.568 3.4816

齿全高h 8.9084 9 8.9136 8.9084 9 8.9136

分度圆直径 d 172 172 172 172 168 164

齿顶圆直径d a 180.9528 181.136 180.9632 174.864 174.864 174.864

齿根圆直径d f

163.136 163.136 163.136 157.0472 156.864 157.0368

基圆直径d b 161.6271 161.6271 161.6271 161.6271 157.8684 154.1096

齿顶圆压力角αa 26.7218 26.8367 26.7283 22.4367 25.4706 28.1991

重合度ε 1.8088 1.7228 1.6041

分度圆齿厚s 6.6967 6.6967 6.6967 4.4805 5.9501 7.3885

齿顶厚s a

3.0396 2.9450 3.0345

3.4323 3.1551 2.7888 六设计分析：

（1）本齿轮设计中z1要同时满足与齿轮z2，z3，z4 啮合，故设计变位因数时要同时考虑三种情况并以零传动为准取变位因数，进而确定其他变位因

数。

（2）z1-z2采用了负传动，考虑了配凑中心距条件，齿厚薄，强度降低，互

换性差，但可略微增加重合度。

（3）z1-z3采用的是零传动中的高度变为齿轮传动，这种传动小齿轮采用正变位，大齿轮采用负变位。这种设计可以提高齿轮啮合的整体承载能力，

使大小齿轮的磨损接近，改善磨损情况。但会使互换性和重合度略有降

低。

（4）z1- z4采用了正传动，可保证在无侧隙啮合的情况下可配凑中心距。增加了两齿轮的齿根厚度，从而提高齿轮的抗弯能力。重合度略有降低。

七参考文献

【1】申永胜.机械原理教程.北京：清华大学出版社，1999

【2】孟宪源.现代机构手册.北京：机械工业出版社，1994

【3】王三民.机械原理与课程设计.机械工业出版社，2005

【4】朱景梓.渐开线齿轮变为系数的选择.北京：人民教育出版社，1982【5】张伟社.机械原理教程.西安：西北工业大学出版社，2006

（附录：封闭曲线的绘制）

封闭图中各条曲线的定义

（1）不发生根切的限制线：根据不发生根切的最小变位因数χmin=(17-z)/17算出的两个齿轮不发生根切的限制线χ1min，χ2min,它们分别平行于两坐标轴，如果要求所设计的齿轮完全不发生根切，变位因数χ1要在χ1min线的右边选取，χ2要在χ2min线的上方选取。

图中8-28曲线①和②是允许两个子轮有微量根切的限制线。当这种微量根切的根切点不进入齿廓工作段时，将不致降低重合度。如果允许这种微量根切，则变位因数可取在曲线1右侧和曲线②的上方。

（2）重合度限制曲线：曲线③是εα=1的曲线，还有一条εα=1.2的曲线。当在曲线③的左下方选取变位因数时，则εα≥1，当在εα=1.2曲线左下方选取变位因数时，则εα≥1.2。

（3）齿顶厚度限制曲线：曲线④是S a1=0的限制曲线，另外两条限制曲线是S a1=0.25m 和S a1=0.4m的曲线。如果要求齿厚是S a1>0.4m，则应在S a1=0.4m曲线的左上方选取χ1（4）过度曲线不发生干涉限制曲线：曲线⑤和⑥是保证齿轮1不发生过渡曲线干涉的限制线，⑦和⑧是保证齿轮2不发生过渡曲线进一步干涉的曲线。变位因数要在这四条曲线所围成的区域内选取，才能保证该对齿轮传动不会发生过渡曲线干涉。（5）等滑动磨损曲线：曲线η＇=η＇＇表示两齿轮材质相同时，它们的齿根部分的磨损相等。

（6）节点位于一对啮合区或双齿啮合区限制曲线：曲线δ1=0.0表示节点正好位于图

8-15中靠近B1点的C点位置上，C为一对轮齿啮合区和双齿啮合区的分界点；曲线δ=0.6表示节点位于靠近B1点的双齿啮合区内，于C点相距0.6m；曲线δ2=0.0表示节

点正好位于另一单齿于双齿啮合区的分界点D；δ2=0.6m的曲线表示节点位于B2靠近点的双齿啮合区内离D点距离为0.6m。而在曲线δ=0.0与δ=0.0之间的区域内选择变位因数，则节点位于单齿啮合区内。

（7）两轮齿根等弯曲疲劳强度曲线：点画线a是两轮材料相同，小齿轮为主动时，两轮齿根弯曲疲劳强度相等的曲线；点画曲线b是两轮材料相同，大轮为主动时，两轮齿根弯曲疲劳强度相等的曲线。

由上述可知，对两齿轮齿数不同是组合，就应有不同的封闭图，但在已有的封闭图册上，齿数组合是有限的，当所设计的齿轮其齿数组合与图册上不相符时，可以参考齿数组合相近的封闭图。

附录：z1- z3齿轮啮合封闭曲线

课程设计体会

几日的课程设计结束了，在这次的课程设计中不仅检验了我所学习的知识，也培

养了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在设计过程中，与同学分工设计，和同学们相互探讨，相互学习，相互监督。学会了合作，学会了运筹帷幄，学会了宽容，学会了理解，也学会了做人与处世。

课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程．”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础．

通过这次齿轮传动设计，本人在多方面都有所提高。通过这次齿轮传动设计，综合生产实际知识进行运用本专业所学课程的理论和设计工作的实际训练,从而培养和提高学生独立工作能力，巩固与扩充了齿轮设计等课程所学的内容，掌握齿轮设计的方法和步骤，提高了计算能力，绘图能力，熟悉了规范和标准，同时各科相关的课程都有了全面的复习，独立思考的能力也有了提高。

在这次设计过程中，体现出自己单独设计的能力以及综合运用知识的能力，体会了学以致用、突出自己劳动成果的喜悦心情，从中发现自己平时学习的不足和薄弱环节，从而加以弥补。

在此感谢我们的夏老师.，老师严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样；老师循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪；这次模具设计的每个实验细节和每个数据，都离不开老师您的细心指导。而您开朗的个性和宽容的态度，帮助我能够很顺利的完成了这次课程设计。

同时感谢对我帮助过的同学们，谢谢你们对我的帮助和支持，让我感受到同学的友谊。由于本人的设计能力有限，在设计过程中难免出现错误，恳请老师们多多指教,我十分乐意接受你们的批评与指正，本人将万分感谢。

齿轮啮合示意图

课程设计齿轮传动设计

3.2高速级齿轮传动的设计 3.2.1传动齿轮的设计要求 1)齿轮材料：软齿面齿轮传动 小齿轮：45号钢，调质处理，齿面硬度为240HBS； 大齿轮：45号钢，正火处理，齿面硬度为200HBS。 2)轴向力指向轴的非伸出端； 3)每年300日，每班8小时，两班制 4)齿宽系数； 5)螺旋角； 6)中心距取整，分度圆直径精确计算(保留小数点后两位)。 3.2.2选择齿轮类型，精度等级及齿数 1)参考表10.6，取通用减速器精度等级为7级精度 2)取小齿轮齿数为，齿数比，即大齿轮齿数 ,取； 3)选择斜齿圆柱齿轮，取压力角°； 4)初选螺旋角. 3.2.3按齿面接触疲劳强度设计 1.计算小齿轮的分度圆直径，即 ≥ 1)确定公式中的各参数值 a)试选载荷系数=1.3 b)计算小齿轮传递的转矩

=9.55*?=9.55**4.496/1450(N?mm)=2.96*N?mm c)取齿宽系数=1.0 d)由图10.20查得区域系数=2.433； e)由表10.5查得材料的弹性影响系数=189.8 f)计算接触疲劳强度用重合度系数 =arctan(tan/tan)=arctan(tan20/tan14)=20.562° =arccos =arccos[24*cos20.562/(24+2*1*cos14)]=29.974 =arccos = 22.963 = =[24*(tan29.974-tan22.963)+115*(tan22.963-tan20.562)]/2 =1.474 ==1*24*tan14/=1.905 = g)螺旋角系数===0.985 h)计算接触疲劳许用应力 由图10.25c,d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 =500MPa，=375MPa 应力循环次数分别为 =60=60*1450*1*(2*8*300*8)=3.341*

齿轮传动设计

机械原理 课程设计说明书 设计题目：齿轮传动设计 学院：工程机械学院 专业：机械设计制造及其自动化班级：25040808

设计者：刘春（学号：25） 指导教师：张老师 2011-01-13 课程设计说明书 一、设计题目：齿轮传动设计 如图所示，齿轮变速 箱中，两轴中心距为80㎜， 各轮齿数为Z1=35，Z2=45， Z3=24，Z4=55， Z5=19,Z6=59，模数均为 m=2㎜，试确定各对齿轮的传动传动类型，并设计这三对齿轮传动。 二、全部原始数据：

Ｚ１=35，Ｚ2=45,Ｚ3=24,Ｚ4=55,Ｚ5=19,Ｚ6=59, ｍ=2mm,ha*=1,c*=0.25, α=20，a'=80mm 三、设计方法及原理： （一）传动的类型及选择： *按照一对齿轮的变位因数之和（Ｘ1+Ｘ2）的不同，齿轮传动可分为三种类型。 1.零传动（X1+Ｘ2=0） a.标准齿轮传动：X1=Ｘ2=0 传动特点：设计简单，便于互换。 b.高度变为齿轮传动：Ｘ1=-Ｘ2≠0，Ｘ1+Ｘ2=0。一般小齿轮 采用正变位，大齿轮采用负变位。 传动特点：互换性差，需成对设计和使用，重合度略有降低。 2.正传动(Ｘ1+Ｘ2>0) 传动特点： ①可以减小齿轮机构的尺寸。 ②可以减轻齿轮的磨损程度。 ③可以配凑中心距。 ④可以提高两轮的承载能力，由于两轮都可以采用正变。

位，可以增加两齿轮的齿根厚度，从而提高两齿轮的抗弯能力。 ⑤互换性差，需成对设计，制造和使用。 ⑥重合度略有降低。 3.负传动(Ｘ1+Ｘ2<0） 传动特点： ①重合度略有降低。 ②互换性差，需成对设计，制造和使用。 ③齿厚变薄，强度降低，磨损增大。 综上所述，正传动的优点突出，所以在一般情况下，采用正传动；负传动是最不理想的传动，除配凑中心距的不得已情况下，尽量不用；在传动中心距等于标准中心距时，为了提高传动质量，可采用高度变位齿轮传动代替标准齿轮传动。 （二）变位因数的选择： *根据设计要求，可在封闭图上选择变位因数。 封闭图内容解释： 1.封闭图中阴影区是不可行区，无阴影区是可行区。所选择的变位因数的坐标点必须在可行区内。 2.根据不发生根切的最小变位因数算出两个齿轮不发生根切的限制线Ｘ1min，Ｘ2min分别平行于两坐标轴，若变位因数Ｘ1在Ｘ1min线的右边，变位因数Ｘ2在Ｘ2min线的上方，则所设计的齿轮完全不发生根切。

直齿锥齿轮传动计算例题

例题10-3试设计一减速器中的直齿锥齿轮传动。已知输入功率P=10kw，小齿轮转速n1=960r/min，齿数比u=3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。 [解]1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）选用标准直齿锥齿轮齿轮传动，压力角取为20°。 （2）齿轮精度和材料与例题10-1同。 （3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=3.224=76.8，取z2=77。 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即 1) =1.3 计算小齿轮传递的转矩。 9.948 选取齿宽系数=0.3。 查得区域系数 查得材料的弹性影响系数。 [] 由图 由式（ ， 由图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

2）试算小齿轮分度圆直径 (2) 1 3.630m/s ②当量齿轮的齿宽系数 0.342.832mm 2) ①由表查得使用系数 ②根据级精度（降低了一级精度） ④由表 由此，得到实际载荷系数 3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为 及相应的齿轮模数 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-27）试算模数，即

1）确定公式中的各参数值。 ①试选 ②计算 由分锥角 由图 由图 由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 由图取弯曲疲劳寿命系数 ，由式（10-14）得 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 2)试算模数。 =1.840mm

机床主传动系统设计

机床主传动系统设计 多轴箱是组合机床的重要专用部件。它是根据加工示意图所确定的工件加工孔的数量和位置、切削用量和主轴类型设计的传递各主轴运动的动力部件。其动力来自通用的动力箱，与动力箱一起安装于进给滑台，可完成钻扩铰镗孔等加工工序。 通用主轴箱采用标准主轴，借助导向套引导刀具来保证被加工孔的位置精度。 5.1大型主轴箱的组成 大型通用主轴箱由通用零件如箱体、主轴、传动轴、齿轮和附加机构等 组成。有箱体、前盖、后盖、上盖、侧盖等为箱体类零件；主轴、传动 轴、手柄轴、传动齿轮、动力箱或电动机齿轮等为传动类零件；叶片泵、 分油器、注油标、排油塞、油盘和防油套等为润滑及防油元件。 5.2多轴箱通用零件 1．通用箱体类零件箱体材料为HT200，前、后、侧盖等材料为HT150。 多轴箱的标准厚度为180mm，前盖厚度为55mm，后盖厚度为90mm。 2．通用主轴 1)滚锥轴承主轴 2)滚针轴承主轴 3)滚珠轴承主轴：前支承为推力球轴承、后支承为向心球轴承或圆锥滚子 轴承。因推力球轴承设置在前端，能承受单方向的轴向力，适用于钻孔 主轴。 3．通用传动轴 通用传动轴一般用45＃钢，调质T235；滚针轴承传动轴用20Cr钢， 热处理S0.5～C59。 4．通用齿轮和套 多轴箱用通用齿轮有：传动齿轮、动力箱齿轮和电机齿轮。 5.3通用多轴箱设计 1．多轴箱设计原始依据图

1) 多轴箱设计原始依据图 图5－1.原始依据图 2) 主轴外伸及切削用量 表5－1.主轴参数表 3) 被加工零件：箱体类零件，材料及硬度，HT200，HB20～400 2． 主轴、齿轮的确定及动力的计算 1) 主轴型式和直径、齿轮模数的确定 主轴的型式和直径，主要取决于工艺方法、刀具主轴联结结构、刀具的进给抗力和切削转矩。钻孔采用滚珠轴承主轴。主轴直径按加工示意图所示主轴类型及外伸尺寸可初步确定。传动轴的直径也可参考主轴直径大小初步选定。 齿轮模数m （单位为mm ）按下列公式估算： (30~m ≥=≈1.9（《组合机床设计简明手册》p62）

齿轮设计说明书

设计计算说明书设计题目：齿轮 学院： 专业： 班级： 学号： 姓名： 指导老师：

计算内容计算说明结果 1.计算齿轮传动 比i2根据ω=2πn，v=ωr ，求得 n=ω/2π=1.96*60=117.6r/min 由此算出i2=1500/(2.5*117.6)=5.1 传动比i2=5.1 2选择齿轮材料，并确定许用应力大丶小齿轮都采用CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度 HRC60.根据参考文献[1]图10-38和图10-39查出齿 轮的疲劳极限强度，确定许用应力。 σHlim 1=σHlim 2=1500MPa σFlim 1=σFlim=460MPa [σH]=0.9σHlim 1=0.9*1500=1350MPa [σF]=1.4σFlim 1=1.4*460=644MPa 材料：大丶小齿轮都采 用CrMnTi，渗碳淬火 许用应力。 σHlim1=σHlim2=1500MPa σFlim1=σFlim=460MPa [σH]=1350MPa [σF]=644MPa 3.选取设计参数取最小齿轮齿数Z1=17，则 Z2=i2Z1=5.1*17=86.7,取大齿轮齿数Z2=87 Z1=17 Z2=87 4计算齿数比U=Z2/Z1=5.1 U=5.1 5计算相对误差是 否合理由于传动比误差为|（u-i）/i|*100%=0.39%<3%~5%， 所以齿轮数选择合理 合理 6选齿宽系数Φd参考表10—11选齿宽系数Φd =0.5 （齿轮相对于轴承为对称布置） Φd =0.5

7计算系数 A m、A d 初选螺旋角β=10°， 根据表10—8，系数A m=12.4，A d=756 A m=12.4 A d=756 8计算小齿轮的功率P1和小齿轮的转 速n1取传动带的效率 η=0.95，P1=P c*0.95=28.8*0.95=27.36w n1=V/i=1500/2.5=600(r/min) P1=27.36w n1=600(r/min) 9计算小齿轮的转 矩T1T1=9550*（P1/n1） =9550*（27.36/600）=435.48(N·m) T1=435.48(N·m) 10计算当量齿数按式（10-32）计算齿轮当量齿数 Z V1=Z1/cos3β=17/cos310°=17.8 Z V2=Z2/cos3β=87/cos310°=91.1 Z V1=17.8 Z V2=91.1 11计算模数m n根据表10—10查出复合齿形系数 Y SF1=4.49,Y SF2=3.85 取载荷系数K=1.2 m n≥A m31Y KT FS1/Φd Z12[σF] =12.4*) 644 * 2 ^ 17 * 5.0 /( ) 49 .4 * 48 . 435 * 2.1( 3=3.6 按表10—1取标准值m n=4mm M n=4mm 11计算中心距a a=[m n(z1+z2)]/2cosβ =[4*(17+87)]/2*cos10°=211.2mm 取a=212mm a=212mm

二级展开式圆柱齿轮传动减速器设计说明书Ⅱ

目录 设计任务书 (5) 一.工作条件 (5) 二.原始数据 (5) 三.设计内容 (5) 四.设计任务 (5) 五.设计进度 (6) 传动方案的拟定及说明 (6) 电动机的选择 (6) 一.电动机类型和结构的选择 (7) 二.电动机容量的选择 (7) 三.电动机转速的选择 (7) 四.电动机型号的选择 (7) 传动装置的运动和动力参数 (8) 一.总传动比 (8) 二.合理分配各级传动比 (8) 三.传动装置的运动和动力参数计算 (8) 传动件的设计计算 (9) 一.高速啮合齿轮的设计 (9) 二.低速啮合齿轮的设计 (14) 三.滚筒速度校核 (19)

轴的设计计算 (19) 一.初步确定轴的最小直径 (19) 二.轴的设计与校核 (20) 滚动轴承的计算 (30) 一.高速轴上轴承（6208）校核 (30) 二.中间轴上轴承（6207）校核 (31) 三.输出轴上轴承（6210）校核 (32) 键联接的选择及校核 (34) 一.键的选择 (34) 二.键的校核 (34) 连轴器的选择 (35) 一.高速轴与电动机之间的联轴器 (35) 二.输出轴与电动机之间的联轴器 (35) 减速器附件的选择 (36) 一.通气孔 (36) 二.油面指示器 (36) 三.起吊装置 (36) 四.油塞 (36) 五.窥视孔及窥视盖 (36) 六.轴承盖 (37) 润滑与密封 (37) 一.齿轮润滑 (37)

二.滚动轴承润滑 (37) 三.密封方法的选择 (37) 设计小结 (37) 参考资料目录 (38)

五．设计进度 1、第一阶段：传动方案的选择、传动件参数计算及校核、绘 制装配草图 2、第二阶段：制装配图； 3、第三阶段：绘制零件图。 传动方案的拟定及说明 一个好的传动方案，除了首先满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及维护方便。要完全满足这些要求是很困难的。在拟订传动方案和对多种传动方案进行比较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。 根据工作条件和原始数据可选方案二，即展开式二级圆柱齿轮传动。因为此方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应行好，但也有一缺点，就是宽度较大。其中选用斜齿圆柱齿轮，因为斜齿圆柱齿轮兼有传动平稳和成本低的特点，同时选用展开式可以有效地减小横向尺寸。 示意图如下： 1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—联轴器；5—鼓轮；6—带式运输机 实际设计中对此方案略微做改动，即：把齿轮放在靠近电动机端和滚筒端。（其他们的优缺点见小结所述）

机械设计齿轮传动设计答案解析

题10-6 图示为二级斜齿圆柱齿轮减速器, 第一级斜齿轮的螺旋角 1 β的旋 向已给出。 （1）为使Ⅱ轴轴承所受轴向力较小,试确定第二级斜齿轮螺旋角β的旋向, 并画出各轮轴向力、径向力及圆周力的方向。 （2）若已知第一级齿轮的参数为:Z 1 =19,Z 2 =85,m n =5mm,0 20 = n α,a=265mm, 轮1的传动功率P=,n 1 =275 r/min。试求轮1上所受各力的大小。 解答: 1．各力方向：见题解10-6图。 2．各力的大小：m N 045 . 217 m N 275 25 .6 9550 9550 1 1 1 ? = ? ? = ? =n P T 148 . 11 , 9811 .0 265 2 ) 85 19 ( 5 2 ) ( cos2 1 1= = ? + ? = + =β β a z z n m ； mm 83 . 96 cos 1 1 = =β z n m d； N 883 tan , N 1663 cos tan , N 4483 2000 1 1 1 1 1 1 1 1 1 = = = = = =β β α t a t r t F F n F F d T F ； 题10-7图示为直齿圆锥齿轮-斜齿圆柱齿轮减速器,为使Ⅱ轴上的轴向力 抵消一部分,试确定一对斜齿圆柱齿轮螺旋线的方向;并画出各齿轮轴向力、径向 力及圆周力的方向。 解答：齿轮3为右旋，齿轮4为左旋; 力的方向见题解10-7图。 题解 题

↓ 题10-9 设计一冶金机械上用的电动机驱动的闭式斜齿圆柱齿轮传动, 已知:P = 15 kW,n 1 =730 r/min,n 2 =130 r/min,齿轮按8级精度加工,载荷有严重冲击,工作时间t =10000h,齿轮相对于轴承为非对称布置,但轴的刚度较大,设备可靠度要求较高,体积要求较小。（建议两轮材料都选用硬齿面） 解题分析：选材料→确定许用应力→硬齿面，按轮齿的弯曲疲劳强度确定齿轮的模数→确定齿轮的参数和几何尺寸→校核齿轮的接触疲劳强度→校核齿轮的圆周速度 解答:根据题意,该对齿轮应该选用硬齿面,其失效形式以轮齿弯曲疲劳折断为主。 1. 选材料 大、小齿轮均选用20CrMnTi 钢渗碳淬火（[1]表11-2），硬度为56～62HRC ，由[1]图 11-12 和[1]图11-13查得：MPa 1500,MPa 430lim lim ==H F σσ 2.按轮齿弯曲疲劳强度进行设计 （1）确定FP σ 按[1]式（11-7 P227）计算，取6.1,2min ==F ST S Y ；齿轮的循环次数： 8111038.41000017306060?=???==at n N ,取11=N Y ,则: 538MPa MPa 16 .124301m in lim 1=??== N F ST F FP Y S Y σσ （2）计算小齿轮的名义转矩T 1

机械专业齿轮设计课程设计说明书范本

机械设计课程设计说明书 设计题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器 机械系机械设计与制造专业 设计者： 指导教师： 2010 年07月02日

目录 一、前言 (3) 1．作用意义 (3) 2．传动方案规划 (3) 二、电机的选择及主要性能的计算 (4) 1．电机的选择 (4) 2．传动比的确定 (5) 3．传动功率的计算 (6) 三、结构设计 (8) 1．齿轮的计算 (8) 2．轴与轴承的选择计算 (12) 3．轴的校核计算 (14) 4．键的计算 (17) 5．箱体结构设计 (17) 四、加工使用说明 (20) 1．技术要求 (20) 2．使用说明 (21) 五、结束语 (21) 参考文献 (22)

一、前言 1．作用及意义 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为二级直齿圆柱齿轮减速器，第二级传动为链传动。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之—。本设计采用的是二级直齿轮传动(说明直齿轮传动的优缺点)。 说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合。 综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力， 2．传动方案规划 原始条件：胶带运输机由电动机通过减速器减速后通过链条传动，连续单向远传输送谷物类散粒物料，工作载荷较平稳，设计寿命10年，运输带速允许误差为% 。 5 原始数据:

带传动和齿轮传动设计 说明书

机械设计大作业（二） 题目：带传动与齿轮传动设计 院系：过程装备与控制工程09（1）班姓名：沈益飞 学号：B09360114

目录 一、任务书 (3) （一）原始数据 (3) （二）工作量 (3) 二、电机的选择 (3) （一）各级效率 (3) （二）工作机所需功率 (3) （三）电机所需功率 (3) （四）电机所需转速范围 (3) （五）电机选择 (3) 三、传动参数的计算 (4) （一）各级传动比分配 (4) （二）各轴转速 (4) （三）各轴功率 (4) （四）各轴转矩 (4) （五）汇总数据 (4) 四、V带传动的设计计算 (5) （一）计算功率 (5) （二）选择V带带型 (5) （三）确定带轮基准直径并验算带速 (5) （四）确定中心距，并选择V带的基准长度 (5) （五）验算小带轮包角 (5) （六）确定带的初拉力与压轴力 (6) （七）带轮的材料与结构形式 (6) 五、齿轮传动的设计计算 (6) （一）选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数 (6) （二）按齿面接触强度设计 (6) （三）按齿根弯曲强度设计 (7) （四）几何尺寸计算 (7)

一、任务书 （一）原始数据 选择题号4：减速器输出轴转矩T=249 N.m 减速器输出轴转速n=96 r/min V 带传动与齿轮传动简图 见《机械设计作业集1》p41 （二）工作量 1.小带轮零件图一张 2.大齿轮零件图一张 3.设计说明书一份 二、电机的选择 （一）各级效率 由《机械设计课程设计》表2-4（p7）机械传动的效率概略值 0.940.9850.955=?=带η 0.9550.9850.97=?=柱η （二）工作机所需功率 kw n T p w 503.2962499550/=?=?= （三）电机所需功率 kw p p w o 788.28977.0/503.2/===η （四）电机所需转速范围 由《机械设计课程设计》表2-1（p4）常用机械传动的单机传动比推荐值 min /2304min /57696)246(r r n i n o --=?-=?' ='? （五）电机选择 由《机械设计课程设计》表20-1（p196）Y 系列三相异步电机技术数据 得Y132S-6型号电机的额定功率Pm=3 kw ,满载转速：Nm=960 r/min

机械基础-案例07 闭式斜齿圆柱齿轮传动

闭式斜齿圆柱齿轮传动 设计一闭式斜齿圆柱齿轮传动。已知传递的功率P 1=20kW ，小齿轮转速 n 1=1000r/min ，传动比i=3，每天工作16h ，使用寿命5年，每年工作300天，齿轮对称布置，轴的刚性较大，电机带动，中等冲击，传动尺寸无严格限制。 解：设计步骤见表 1．选定材料、热处理方式、精度等级、齿数等 小轮：40Cr 调质 HB 1=241～286，取260HBW ； 大轮：45调质 HB 2=197～255，取230HBW ； 7级精度 取z 1=27，则大轮齿数z 2=i z 1=3×27=81， 对该两级减速器，取z=1。 初选螺旋角 =14° 2．确定许用弯曲应力 δHlim1=710MPa ，δHlim2=580MPa ， δFlim1=600MPa ，δFlim2=450MPa ， 安全系数取S Hlim =1.1 S Flim =1.25 N 1=60×1000×5×300×16=14.4×108 N 2= N 1/i=14.4×108/3=4.8×108 得：Z N1=0.975 Z N2=1.043 Y N1=0.884 Y N2=0.903 MPa S Z H N H H 3 .6291.1975.0710][min 1 1lim 1=?== σσ MPa S Z H N H H 550 1 .1043 .1580][min 2 2lim 2=?= = σσ MPa S Y Y F X N F F 32 .42425.11884.0600][min 1 11lim 1=??== σσ MPa S Y Y F X N F F 08 .32525 .11 903.0600][min 2 22lim 2=??= = σσ

机械基础(齿轮传动的设计)

课程设计实训报告 课程名称: 《机械基础》 设计题目:齿轮传动的设计 系别: 机电工程系 专业班级: 机电一体化技术3班 学生姓名: 张波 学号: 20093121325 指导老师: 张传亮 设计时间: 2010年12月 河南质量工程学院

河南质量工程职业学院《机械基础》课程设计任务书

目录 1 方案的选择与确定 (2) 1.1 齿轮参数的选择 (3) 1.2设计和计算及说明 (3) 2轴的设计 (7) 2.1选择轴的材料 (7) 2.2轴的最小直径的估算： (7) 2.3轴的结构设计 (8) 2.4轴的结构工艺性 (9) 2.5提高轴疲劳强度的结构措施 (10) 3小结 (11) 4参考文献 (12) 1 方案的选择与确定

根据任务要求，选择齿轮传动设计，设计带式输送机的一级直齿圆柱齿轮减速器中的齿轮传动，该减速器由电动机驱动，齿轮传递的功率为20 KW，低速轴=200r/min，传动比i = 3.5，单向传动，长期使用，齿轮与轴的材料均转速n 2 为45钢。 1.1 齿轮参数的选择 1.1.1 齿数z 对于软齿面的闭式传动，在满足弯曲疲劳强度的条件下，宜采用较多齿数，=20～40。因为当中心距确定后，齿数多，则重合度大，可提高传动的一般取Z 1 平稳性。对于硬齿面的闭式传动，首先应具有足够大的模数以保持齿根弯曲强度， =17～20。 为减小传动尺寸，宜取较少齿数，但要避免发生根切，一般取Z 1 1.1.2、模数m 模数影响齿轮的抗弯强度，一般在满足齿轮弯曲疲劳强度的条件下，一去较小模数，以增大齿数，减小切齿量。 1.1.3 齿宽系数Ψd 之比，增大齿宽系数，可齿宽系数是大齿轮齿宽b和小齿轮分度圆直径d 1 减小齿轮传动装置的径向尺寸，降低齿轮的圆周速度。但是齿轮越大，载荷分布越不均匀。为便于装配和调整，常将小齿轮宽加大5～10 mm ，但设计计算时按大齿轮齿宽计算。 1.2设计和计算及说明 1.2.1.选择齿轮精度等级。 表1.1齿轮传动常用精度等级及其应用

齿轮传动设计计算例题详解精选.

齿轮传动设计计算的步骤 （1）根据题目提供的工作情况等条件，确定传动形式，选定合适的齿轮材料和热处理方法，查表确定相应的许用应力。 （2）分析失效形式，根据设计准则，设计m或d1； （3）选择齿轮的主要参数； （4）计算主要集合尺寸，公式见表9-2.表9-10或表9-11； （5）根据设计准则校核接触强度或弯曲强度； （6）校核齿轮的圆周速度，选择齿轮传动的静的等级和润滑方式等；（7）绘制齿轮零件工作图。

以下为设计齿轮传动的例题： 例题 试设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中得齿轮传动。已知：用电动机驱动，传递功率P=10KW ，小齿轮转速n 1=950r/min ，传动比i=4，单向运转，载荷平稳。使用寿命10年，单班制工作。 解：（1）选择材料与精度等级 小轮选用45钢，调质，硬度为229~286HBS （表9-4）大轮选用45钢，正火，硬度为169~217HBS(表9-4)。因为是普通减速器，由表9-13选IT8级精度。因硬度小于350HBS ，属软齿面，按接触疲劳强度设计，再校核弯曲疲劳强度。 （2）按接触疲劳强度设计 ①计算小轮传递的转矩为 T 1 =9.55×106 n1 P =9.55×106×95510 =105N ·mm ②载荷系数K 查表9-5取 K=1.1 ③齿数Z 和齿宽系数ψ d 取z 1=25，则 100254iz1z2=?== 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表9-12选取ψ d =1。 ④许用接触应力【 σ H 】 由图9-19（c ）查得 MPa H 5701 lim =σ MPa H 5302lim =σ 由9-7表查得S H =1 9h 11101.19=）8×5×52×10（×955×60=j 60=L n ?N ()8 9 1 2 10 34 1019.1i =N N ?=?= 查图9-18得 11 =Z N ， 1.082=Z N 由式（9-13）可得 []MPa H S Z H H N 5701570 11 lim 1 1=?= ?= σσ []MPa H S Z H H N 4.5721 530 08.12 lim 2 2 =?= ?=σσ 查表9-6得 MPa Z E 8.189=,故由式（9-14）得

机械传动系统设计实例

机械传动系统设计实例 设计题目：V带——单级斜齿圆柱齿轮传动设计。 某带式输送机的驱动卷筒采用如图14-5所示的传动方案。已知输送物料为原煤，输送机室内工作，单向输送、运转平稳。两班制工作，每年工作300天，使用期限8年，大修期3年。环境有灰尘，电源为三相交流，电压380V。驱动卷筒直径350mm，卷筒效率0.96。输送带拉力5kN，速度2.5m/s，速度允差±5%。传动尺寸无严格限制，中小批量生产。 该带式输送机传动系统的设计计算如下：

例9-1试设计某带式输送机传动系统的V 带传动，已知三相异步电动机的额定功率P ed =15 KW, 转速n Ⅰ=970 r/min ，传动比i =2.1，两班制工作。 [解] （1） 选择普通V 带型号 由表9-5查得K A =1.2 ，由式 (9-10) 得P c =K A P ed =1.2×15=18 KW ，由图9-7 选用B 型V 带。 （2）确定带轮基准直径d 1和d 2 由表9-2取d 1=200mm, 由式 (9-6)得 ()6.41102.012001.2)1(/)1(12112=-??=-=-=εεid n d n d mm ， 由表9-2取d 2=425mm 。 （3）验算带速 由式 (9-12)得 11π970200π 10.16100060100060 n d v ??= ==?? m/s ， 介于5～25 m/s 范围内，合适。 （4）确定带长和中心距a 由式(9-13)得

)(2)(7.021021d d a d d +≤≤+， )425200(2)425200(7.00+≤≤+a ， 所以有12505.4370≤≤a 。初定中心距a 0=800 mm ， 由式(9-14)得带长 2 122 1004)()(2 2a d d d d a L -+++=π， 2 (425200)2800(200425)2597.62 4800 π -=?+ ++ =?mm 。 由表9-2选用L d =2500 mm ，由式(9-15)得实际中心距 2.7512/)6.25972500(8002/)(00=-+=-+=L L a a d mm 。 （5）验算小带轮上的包角1α 由式(9-16)得 012013.57180?--=a d d α 000042520018057.3162.84120,751.2 -=-?=> 合适。 （6）确定带的根数z 由式(9-17)得 00l α ()c P z P P K K = +?， 由表9-4查得P 0 = 3.77kW,由表9-6查得ΔP 0 =0.3kW;由表9-7查得K a =0.96; 由表9-2查得K L =1.03， 47.403 .196.0)3.077.3(18 =??+= z ， 取5根。 （7）计算轴上的压力F 0 由表9-1查得q =0.17kg/m,故由式(9-18)得初拉力F 0 2c 0α 500 2.5 (1)P F qv zv K = -+

杨可桢《机械设计基础》(第6版)复习笔记及课后习题详解(含考研真题)-齿轮传动【圣才出品】

第11章齿轮传动 11.1复习笔记 【通关提要】 本章主要介绍了标准直齿圆柱齿轮传动、标准斜齿圆柱齿轮传动及标准直齿锥齿轮传动的作用力和强度计算。学习时需要掌握齿轮传动的作用力分析及计算、失效形式及设计准则、计算载荷及参数选择，多以选择题、填空题和简答题的形式出现。针对三种齿轮传动的强度计算，由于计算难度较大，通常以选择题和简答题的方式考查其中的重难点，比如设计计算中，许用应力的计算和选取，齿轮的受力分析等。复习本章时不应以计算为重点，需理解记忆其中要点。 【重点难点归纳】 一、轮齿的失效形式和设计计算准则 1．轮齿的失效形式（见表11-1-1） 表11-1-1轮齿的失效形式

2．齿轮设计计算准则 （1）对于闭式齿轮传动，必须计算轮齿弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度。对于高速重载齿轮传动，还必须计算其抗胶合能力。对于一般的传动，选择恰当的润滑方式和润滑油的牌号和粘度。 （2）对于开式传动，只需计算轮齿的弯曲疲劳强度，以免轮齿疲劳折断。 二、齿轮材料及热处理（见表11-1-2） 表11-1-2齿轮材料及热处理

三、齿轮传动的精度 1．误差对传动的影响 （1）影响传递运动的准确性； （2）影响传动的平稳性； （3）影响载荷分布的均匀性。 2．齿轮传动精度等级的选用 齿轮的精度按国家标准规定，可分为13个精度等级：0级最高，12级最低。常用的是6～9级精度。 四、直齿圆柱齿轮传动的作用力及计算载荷（见表11-1-3） 表11-1-3直齿圆柱齿轮传动的作用力及计算载荷

五、直齿圆柱齿轮传动的齿面接触强度计算（见表11-1-4） 表11-1-4直齿圆柱齿轮传动的齿面接触强度计算

齿轮设计实例

【例1】设计一电动机驱动的带式运输机的两级减速器高速级的直齿圆柱齿轮传动。已知传递的功率P 1=5.5kW ，小轮转速n 1=960r/min ，齿数比u =4.45。 解： 1．轮齿部分主要几何尺寸的设计与校核 ① 选定材料、齿数、齿宽系数 由表10-7选择常用的调质钢 小轮：45调质 HB 1=210～230， 大轮：45正火 HB 2=170～210， 取小轮齿数Z 1=22，则大轮齿数Z 2=uZ 1=4.45×22≈98， 对该两级减速器，取φd =1。 ②确定许用应力： 许用接触应力 N H lim H H min []Z S σσ= 许用弯曲应力 Flim ST NT F F min []Y Y S σσ= 式中 σHlim1=560MPa ，σHlim2=520MPa （图8-7（c ））， σFlim1=210MPa ，σFlim2=200MPa （图8-7（c ））。 σFlim 按图8-26查取，应力修正系数Y ST =2，而最小安全系数σHlim =σFlim =1（表8-5），故 H11560 []5601σ?== MPa H21520 []5201σ?== MPa F12102 []4201σ?== MPa F22002 []4001 σ?= = MPa ③ 按齿面接触强度设计 由式 d 1 计算小轮直径。 载荷系数K =K A K V K β 取K A =1（表8-2），K V =1.15，K β=1.09（表8-3），故 K =1×1.15×1.09=1.25 小轮传递的转矩 T 1=9.55×106p /n =9.55×106×5.5/960=54713.5N ?mm 弹性变形系数Z E =189.8（表10-5）。 节点区域系数Z H =2.5。 将以上数据代入上式得

设计带式输送机传动装置 机械设计说明书

机械设计基础课程设计 计算说明书 设计题目带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器系机电工程系专业数控技术 班级 设计者 指导教师 2011年07 月12 日

目录 一、设计任务书 0 二、带式运输送机传动装置设计 (1) 三、普通V带传动的设计 (5) 四、直齿圆柱齿轮传动设计 (6) 五、低速轴系的结构设计和校核 (9) 六、高速轴结构设计 (16) 七、低速轴轴承的选择计算 (18) 八、低速轴键的设计 (19) 九、联轴器的设计 (20) 十、润滑和密封 (20) 十一﹑设计小结 (21) 参考资料 (22)

一.设计任务书 一.设计题目 设计带式输送机传动装置。 二.工作条件及设计要求 1.设计用于带式运输机的传动装置。 2.该机室内工作，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动。运输带速允许误差为 5%。 3.在中小型机械厂小批量生产，两班制工作。要求试用期为十年，大修期为3年。 三.原始数据 第三组选用原始数据：运输带工作拉力F=1250N 运输带工作速度V=1.5m/s 卷筒直径D=240mm 四.设计任务 1.完成传动装置的结构设计。 2.完成减速器装备草图一张（A1）。 3.完成设计说明书一份。

二.带式运输送机传动装置设计 电动机的选择 1.电动机类型的选择：按已知的工作要求和条件，选用Y 型全封闭笼型三相异步电动机 2.电动机功率的选择： E P =Fv/1000=1250*1.5/1000=1.875kw 3.确定电动机的转速：卷筒工作的转速 W n =60*1000/(π*D)=60*1000*1.5/(3.14*240)=119.43r/min 4.初步估算传动比： 总 i = 电动机 n / 卷筒n = d n / w n =43.1191000或 43 .1191500=8.37~12.55 因为根据带式运输机的工作要求可知，电动机选1000r/min 或1500r/min 的比较合适。 5.分析传动比，并确定传动方案 （1）机器一般是由原动机，传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力，变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作的性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要结构简单，制造方便，成本低廉，传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机、工作机为皮带输送机。传动方案采用两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减

齿轮传动设计

齿轮传动设计- 图文 一、转矩与功率 式中：P──齿轮传递的功率（kW）；T──传递的转矩（N.m）；n──齿轮的转速(r/min)。二、传动比i计算 式中：n1、n2分别为两齿轮的转速（r/min）。 三、圆柱齿轮传动简化设计计算公式 齿轮类型直齿轮斜齿轮式中：K──载荷系数， 接触强度弯曲强度。载荷平稳、精度高、速度较低、齿轮对称于轴承布置、 ， 斜齿轮时，应取小值；反之，取大值。T1──小齿轮传递的额定转矩（N.m）。齿宽系数：；齿数比： ，z1、z2分别为小齿轮、大齿轮的齿数；YFS──复合齿形系数； 。 为试验齿轮的接触疲劳极限应用 ──许用弯曲应力 为抗弯强度计 ──许用接触应用（N/mm2），（N/mm2），（N/mm2）， 为接触强度计算的最小安全系数，一般大小1.1。 ， 为齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值， 算的最小安全系数，一般应大小1.4。 四、齿轮疲劳强度校核公式 项目强度条件齿面接触疲劳强度或齿根弯曲疲劳强度或×计算应力N/mm2 许

用应用N/mm2 安全系数式中：mn──法面模数（mm）；b──齿宽（mm）；d1──小齿轮分度圆直径（mm）；Ft──分度圆上的圆周力（N）；KA──使用系数；KV──动载系数；KHβ、KFβ──齿向载荷分布系数；KHα、KFα──齿间载荷分配系数； ──计算接触应力（N/mm2）；ZE──材料弹性系数， （）；ZH──节点区域系数；──接触强度计算的重合度与螺旋角系数；─ ─许用接触应力（N/mm2）；──试验齿轮的接触疲劳极限应力（N/mm2）；ZNT──接触计算的寿命系数；ZLVR──润滑油膜影响系数；ZW──工作硬化系数；ZX──接触强度计算的尺寸系数；SHlim──接触强度最小安全系数；系数； ──计算弯曲应力（N/mm2）；YFS──复合齿形 ──许用弯曲应力（N/mm2）； ───相 ──抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数； ─齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值（N/mm2）；YNT──抗弯强度计算的寿命系数；对齿根圆角敏感系数； ──相对齿根表面状况系数；YX──抗弯强度计算的尺寸系数。 五、校核计算公式中各系数 （1）分度圆上的圆周力Ft（N） 计算公式： 式中：T──传递的转矩，N.m；d──分度圆直径，mm。 （2）使用系数KA 使用系数是考虑由于原动机和工作机的载荷变动、冲击、过载等对齿轮产生的外部附加动载荷 影响的系数。可按表1选取。表1 使用系数KA 原动机工作特性均匀平稳轻微振动中等振动强烈振动工作机工作特性均匀平稳 1.00 1.10 1.25 1.50 轻微振动 1.25 1.35 1.50 1.75 中等振动1.50 1.60 1.75 2.0 强烈振动1.75 1.85 2.0 2.25 注：1. 对于增速传动，建议取表中数值的1.1倍。 2. 当外部机械与齿轮装置之间有挠性联接时，通常KA值可适当减小。 （3）动载系数KV

齿轮传动设计计算例题详解

齿轮传动设计计算的步骤 （1） 根据题目提供的工作情况等条件，确定传动形式，选定合适的 齿轮材料和热处理方法，查表确定相应的许用应力。 （2） 分析失效形式，根据设计准则，设计m 或d1； （3） 选择齿轮的主要参数； （4） 计算主要集合尺寸，公式见表9-2.表9-10或表9-11； （5） 根据设计准则校核接触强度或弯曲强度； （6） 校核齿轮的圆周速度，选择齿轮传动的静的等级和润滑方式等； （7） 绘制齿轮零件工作图。 以下为设计齿轮传动的例题： 例题 试设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中得齿轮传动。已知：用电动机驱动，传递功率P=10KW ，小齿轮转速n1=950r/min ，传动比i=4，单向运转，载荷平稳。使用寿命10年，单班制工作。 解：（1）选择材料与精度等级 小轮选用45钢，调质，硬度为229~286HBS （表9-4）大轮选用45钢，正火，硬度为169~217HBS(表9-4)。因为是普通减速器，由表9-13选IT8级精度。因硬度小于350HBS ，属软齿面，按接触疲劳强度设计，再校核弯曲疲劳强度。 （2）按接触疲劳强度设计 ①计算小轮传递的转矩为 T 1 =9.55×10 6n1 P =9.55×106×95010=105N ·mm ②载荷系数K

查表9-5取 K=1.1 ③齿数Z 和齿宽系数ψd 取z1=25，则 100254iz1z2=?== 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表9-12选取ψd =1。 ④许用接触应力【σH 】 由图9-19（c ）查得 MPa H 5701 lim =σ MPa H 5302lim =σ 由9-7表查得SH=1 9h 11101.19=）8×5×52×10（×955×60=j 60=L n ?N ()8 9 1 2 10 34 1019.1i =N N ?=?= 查图9-18得11=Z N ， 1.082=Z N 由式（9-13）可得 []MPa H S Z H H N 5701570 11 lim 1 1=?= ?= σσ []MPa H S Z H H N 4.5721 530 08.12 lim 2 2 =?= ?=σσ 查表9-6得MPa Z E 8.189=,故由式（9-14）得 [] mm H u u K Z T d E d 4.575708.18952.3415101.152.3)1(3253 2 111 =??? ???????=??? ? ??±≥σψ mm m z d 296.225 4 .571 1 == =

齿轮传动设计参数的选择

齿轮传动设计参数的选择： 1）压力角α的选择 2）小齿轮齿数Z1的选择 3）齿宽系数fd的选择 齿轮传动的许用应力 精度选择 压力角α的选择 由《机械原理》可知，增大压力角α，齿轮的齿厚及节点处的齿廓曲率半径亦皆随之增加，有利于提高齿轮传动的弯曲强度及接触强度。我国对一般用途的齿轮传动规定的压力角为α=20o。为增强航空有齿轮传动的弯曲强度及接触强度，我国航空齿轮传动标准还规定了α=25o的标准压力角。但增大压力角并不一定都对传动有利。对重合度接近2的高速齿轮传动，推荐采用齿顶高系数为1～1.2，压力角为16 o～18 o的齿轮，这样做可增加齿轮的柔性，降低噪声和动载荷。 小齿轮齿数Z 1 的选择 若保持齿轮传动的中心距α不变，增加齿数，除能增大重合度、改善传动的平稳性外，还可减小模数，降低齿高，因而减少金属切削量，节省制造费用。另外，降低齿高还能减小滑动速度，减少磨损及减小胶合的可能性。但模数小了，齿厚随之减薄，则要降低齿轮的弯曲强度。不过在一定的齿数围，尤其是当承载能力主要取决于齿面接触强度时，以齿数多一些为好。 闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多 一些为好，小一些为好，小齿轮的齿数可取为z 1 =2040。开式（半开式）齿轮传动，由于轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不致过小，故小齿轮不亦选用过多的 齿数，一般可取z 1 =1720。 为使齿轮免于根切，对于α=20o的标准支持圆柱齿轮，应取z 1≥17。Z 2 =u·z 1 。 齿宽系数 d 的选择

由齿轮的强度公式可知，轮齿越宽，承载能力也愈高，因而轮齿不宜过窄；但增 大齿宽又会使齿面上的载荷分布更趋不均匀，故齿宽系数应取得适合。圆柱齿轮齿宽系数的荐用值列于下表。对于标准圆柱齿轮减速器，齿宽系数取为 所以对于外捏合齿轮传动 a 的值规定为0.2，0.25，0.30，0.40，0.50，0.60，0.80，1.0，1.2。运用设计计算公式时，对于标准减速器，可先选定再用上式计 算出相应的 d 值 表：圆柱齿轮的齿宽系数 d 装置状况两支撑相对小齿轮作对 称布置两支撑相对小齿轮作不对 称布置 小齿轮作悬臂布 置 d 0.9～1.4（1.2～1.9）0.7～1.15（1.1～1.65）0.4～0.6 注：1）大、小齿轮皆为硬齿面时 d 应取表中偏下限的数值；若皆为软齿面或仅大齿轮为 软齿面时 d 可取表中偏上限的数值； 2)括号的数值用于人自齿轮，此时b为人字齿轮的总宽度； 3)金属切削机床的齿轮传动，若传递的功率不大时， d 可小到0.2； 4)非金属齿轮可取 d ≈0.5～1.2。 齿轮传动的许用应力 齿轮的许用应力[σ]按下式计算 式中参数说明请直接点击 疲劳安全系数S 对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并 不立即导致不能继续工作的后果，故可取S=S H =1。但是，如果一旦发生断齿，就