443 高速级齿轮传动设计

一、传动方案的拟定及电动机的选择 (2)

二、V 带选择 (4)

三．高速级齿轮传动设计 (6)

四、轴的设计计算 (9)

五、滚动轴承的选择及计算 (13)

六、键联接的选择及校核计算 (14)

七、联轴器的选择 (14)

八、减速器附件的选择 (14)

九、润滑与密封 (15)

十、设计小结 (16)

十一、参考资料目录 (16)

数据如下:

已知带式输送滚筒直径 320mm，转矩 T=130 N·m，带速 V=1.6m/s，传动装置总效率为 ?=82%。

一、拟定传动方案

由已知条件计算驱动滚筒的转速 n ω,即

5 . 95 320 6

. 1 1000 60 1000 60 ? ′ ′ = ′ =

p u w D n r/min 一般选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置传动比约为 10 或 15。根据总传动比数值，初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。

2.选择电动机

1）电动机类型和结构型式

按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。

2）电动机容量（1）滚筒输出功率 P w

kw n T 3 . 1 9550

5 . 95 130 9550 P = ′ = × =

w （2）电动机输出功率 P

kw d 59 . 1 %

82 3

. 1 P P = =

根据传动装置总效率及查表 2-4 得： V 带传动 ?1=0.945；滚动轴承 ?2 =0.98；圆柱齿轮传动 ?3 =0.97；弹性联轴器 ?4 =0.99；滚筒轴滑动轴承 ?5 =0.94。

（3）电动机额定功率 P ed

由表 20-1 选取电动机额定功率 P ed =2.2kw。

3）电动机的转速

为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表 2-1 查得 V 带传动常用传动比范围 i 1 =2~4,单级圆柱齿轮传动比范围 i 2 =3~6，则电动机转速可选范围为 n d = n ω·i 1· i 2 =573~2292r/min

方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量

（kg）传动装置的传动比

同步满载总传动比 V 带传动单级减速器

1 Y100L1-4 2.

2 1500 1420 34 14.87

3 4.96 2 Y112M-6 2.2 1000 940

9.84

2.5

3.94

由表中数据可知两个方案均可行，方案 1 相对价格便宜，但方案 2 的传

动比较小，传动装置结构尺寸较小，整体结构更紧凑，价格也可下调，因此采用方案 2，选定电动机的型号为 Y112M-6。

4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸

由表 20-1，20-2 查出 Y112M-6 型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用（略）。

3.计算传动装置传动比和分配各级传动比 1）传动装置传动比

84 . 9 5 . 95 940 n = = =

n i m 2）分配各级传动比

取 V 带传动的传动比 i 1 =2.5，则单级圆柱齿轮减速器传动比为

4 5 . 2 84 . 9 1

? = = i i i 所得 i 2 值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范

围。

4.计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴转速

电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为 I 轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为

n 0=n m =940r/min n I =n 0/i 1=940/2.5≈376 n II =n I /i 2=376/3.94≈95.5r/min

2）各轴输入功率

按电动机额定功率 P ed 计算各轴输入功率，即

P 0=P ed =2.2kw

P I =P 0?1=2.2x0.945≈2.079kw

P II =P I ?2

=2.079x0.98x0.97≈1.976kw

3）各轴转矩

T o =9550x P 0/n 0=9550x2.2/940=22.35N·m T I =9550x P I /n I =9550x2.079/376=52.80N·m T II =9550x P II /n II =9550x1.976/95.5=197.6N·m

二、V 带选择 1．选择 V 带的型号

根据任务书说明，每天工作 8 小时，载荷平稳，由《精密机械设计》的表 7-5 查得 K A =1.0。则

kw n T I 3 . 1 9550

5 . 95 130 9550 P = ′ = × =

P d =P I ·K A =1.0×2.2=2.2kW

根据 Pd=2.2 和 n1=940r/min,由《机械设计基础课程设计》图 7-17

确定选取 A 型普通 V 带。

2．确定带轮直径 D 1，D 2。

由图 7-17 可知，A 型 V 带推荐小带轮直径 D 1=125～140mm。考虑到带速不宜过低，否则带的根数将要增多，对传动不利。因此确定小带轮直径 D 1=125mm。大带轮直径，由公式 D 2=iD 1（1-ε）

(其中ε取 0.02)

由查《机械设计基础课程设计》表 9-1，取 D 2=315mm。 3．检验带速 v

v=1.6m/s<25m/s 4．确定带的基准长度

根据公式 7—29：0.7（D 1+D 2）

依据式（7-12）计算带的近似长度 L

D D D D a L 4 ) ( ) ( 2 2 2

2 1 2 1 0 - +

+ + = p

= 1708.9mm 由表 7-3 选取 L d =1800mm，K L =1.01 5．确定实际中心距 a

0 L L a a d - +

? =545.6mm 6．验算小带包角α1

a o

1 2 o

1 57.3 ) D - (D - 180 ′ ? =160

0 7．计算 V 带的根数 z。

由表 7-8 查得 P 0≈1.40，由表 7-9 查得 Ka=0.95，由表 7-10 查得△P 0=0.11，则 V 带的根数

L a d

K K P P P z )

( 0 0 D + =

=1.52 根

取 z=2

8．

计算带宽 B

B=（z-1）e+2f

由表 7-4 得：B=35mm 三．高速级齿轮传动设计 1）选择材料、精度及参数小齿轮：45 钢，调质，HB 1 =240 大齿轮：45 钢，正火，HB 2 =190 模数：m=2 齿数：z 1=24

z 2=96

齿数比： u=z 2/z 1=96/24=4 精度等级：选 8 级（GB10095-88）

齿宽系数Ψd : Ψd =0.83 （推荐取值：0.8~1.4）齿轮直径：d 1=mz 1=48mm

d 2=mz 2=192mm

压力角：a=20

齿顶高：h a =m=2mm 齿根高：h f =1.25m≈2.5mm

全齿高：h=(h a +h f )=4.5mm 中心距：a=m(z 1+z 2)/2=120mm

小齿轮宽：b 1=Ψd ·d 1=0.83×48=39.84mm

大齿轮宽：根据《机械设计基础课程设计》P24,为保证全齿宽接触，通常使小齿轮较大齿轮宽，因此得：b 2=40mm 1．计算齿轮上的作用力设高速轴为 1，低速轴为 2 圆周力：F t1=2T 1/d=2200N

F t2=2T/d=2058.3N

径向力：F r1=F 1t ·tana=800.7N

F r2=F 2t ·tana=749.2N

轴向力为几乎为零

2）齿轮许用应力[σ]H [σ]F 及校验

[ ] H d V E H uc H u u d K K T Z Z Z E F

s y m p r s b e ￡ ± = - =

1 2 ) 1 ( 2 3

1 2 Z H ——节点齿合系数 n

H a Z 2 sin cos 2 2

= 。对于标准直齿轮，a n =20o,β=0,Z H =1.76

Z E ——弹性系数， )

1 (

2 m p - =

Z E 。当两轮皆为钢制齿轮（μ=0.3，

E1=E2=2.10x10N/mm2）时，Z E =271 2 mm N ；

Zε——重合系数， a

K Z e e e 1

。对于直齿轮，Zε=1。 .K β——载荷集中系数， u

u F F K max

b 由《精密机械设计》图 8-38 选取， k β =1.08

计算得 σH =465.00 N·mm

-2

[ ] HL

b H H K S lim s s =b H lim s ——对应于 N HO 的齿面接触极限应力其值决定于齿轮齿轮材料及热处

理条件，《精密机械设计》表 8-10； b H lim s =2HBS+69=240x2+69=549N·mm -2

。

S H ——安全系数。对于正火、调质、整体淬火的齿轮，去 S H =1.1； K HL ——寿命系数。

HO HL N N K = 式中 N HO ：循环基数，查《精密机械设计》图 8-41，N HO =1.5x10 7

； N H ：齿轮的应力循环次数，N H =60nt=60x376x60x8=1.08288x10 7

；

取 K HL =1.06

[

] H s =529.04 N·mm -2

σH =465.00 N·mm -2 ≤[ ] H s =529.04 N·mm

-2 因此接触强度足够

[ ] F d V F V P t

F m

d K K T Y K K bm F Y s y s b ￡ = = 2 1 1 2 B——齿宽， 1 d b d y = =0.83x48=39.84；

[

] F s ——许用弯曲应力； [ ] FC

FL F

b F F K K S lim s

s = 查表 8-11 得 b F lim s =1.8x240=432 N·mm -2 ， F S =1.8， FC K =1 （齿轮双面受载

时的影响系数，单面取 1，双面区 0.7~0.8）， 6

FL N N K = （寿命系数）循环基数 FO N 取 4x10 6 ,循环次数 FV N =60nt=60x376x60x8=1.08288x10 7

K FL =0.847≈1

计算得

[ ] F s =240 N·mm

-2 σF =113.45 N·mm -2

σF ≤[ ]

F s 因此弯曲强度足够四、轴的结构设计 1．轴的材料

选用 45 钢

2．估算轴的直径

根据《精密机械设计》P257 式(10-2)，查表 10-2

轴的最小直径 3 3 6 ] [ 2 . 0 / P 10 55 . 9 n

P C n d T · = ′ 3 t 取 C=110 或 ] [ T t =30

计算得

d 1min ≈20mm d 2min ≈30mm

取

d 1=20mm，d 2=30mm

3．轴的各段轴径

根据《机械设计基础课程设计》P26，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取 6～10mm。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取 1～5mm 也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。

按照这些原则高速轴的轴径由小到大分别为： 20mm,22mm,25mm,48mm,25mm；低速轴的轴径由小到大分别为：30mm,32mm,35mm,40mm,48mm，35mm。

4．轴的各段长度设计

1) 根据《机械设计基础课程设计》表 3-1，表 4-1 以及图 4-1，得

δ取 8mm, δ1 取 8mm,

齿轮顶圆至箱体内壁的距离：△1=10mm

齿轮端面至箱体内壁的距离：△2=10mm

轴承端面至箱体内壁的距离（轴承用油润滑时）：△3=5mm

箱体外壁至轴承座孔端面的距离：L1=δ+C1+C2+(5～10)=45mm

轴承端盖凸缘厚度：e=10mm

2) 带轮宽：35mm

联轴器端：60mm

1) 轴承的厚度

B01=15mm,B02=17mm

根据上面数据，可以确定各段轴长，由小端到大端依次为：

高速轴：35mm,42mm，16mm,12mm,40mm,12mm,16mm

低速轴：60mm,40mm,30mm，40mm，10mm,17mm

5．轴的校核计算（《精密机械设计》P257—P262，《机械设计手册》）对于高速轴校核：

垂直面内支点反力：L a :28.5 带轮中径到轴承距离，L b ：67.5mm 两轴承间距离。

· N L L L F F b

a r rA 5 . 1065 5 . 67 ) 5 . 67 5 . 28 ( 2 . 749 = + ′ = + ′

= N L L F F b

a r rB 3 . 316 5 . 67 5 . 28 2 . 749 ? ′ = ′

= 校核 F rA = F r + F rB

1065.5N=（749.2+316.3）N 类似方法求水平面内支点反力： V 带在轴上的载荷可近似地由下式确定：

sin 2zF F 1

z a = ；

F 0——单根 V 带的张紧力（N ）

0 ) 1 5 . 2( 500 F qv zv P

K d + - = a

P d ——计算功率 P d =2.079Kw ?

Z ——V 带的根数；ν=6.2 m·s -1

（为带速）

K a ——包角修正系数 K a =0.95

q ——V 带单位长度质量 q=0.10（k g·m -1 ）《精密机械设计》表 7-11

计算得 F 0=144.7 F z =570N

Lc La Lb

N L L F l L F l F F a

t c b Z c Z tB

1148 5

. 134 5 . 28 3 . 2058 ) 67 5 . 67 ( 570 5 . 33 570 ) ( 2 ? ′ + + ′ + ′ = + + + × = （l c =Lc =67 中轴到轴承距离）

3 . 2066 3 . 2058 1148 570 2

2 F tA = - - ′ = - - = t tB z F F F N, M⊥A=F r ·L a =21352.2N·mm M⊥B=0 同理求得：

M =A =F t ·L a =58662.4 N·mm M =B =F z ·Lc=38190 N·mm

5 . 62427 4 . 58662 2 . 21352

2 2 2

2 ? + = + = = ^ A A M M M A

N·mm 38190 38190 0 2 2 2 2 = + = + = = ^ B B M M M B

N·mm

已知 T=52800N·mm，选用轴的材料为 45 钢，并经正火处理。查《精密

机械设计》表 10-1，其强度极限 B s =600N·mm -2

，并查表 10-3 与其对应

的[ ]

b 1 - s =55N· mm -2 ，[ ] b 0 s =95 N·mm -2 故可求出 [ ] [ ] 58

. 0 95

55 0 1 = = =

- b b s s a 3 . 69534 ) 52800 58 . 0 ( 5 . 62427 ) ( 2 2 2 2

= ′ + = + = T M M A vA a N·mm

同理得 M vB =31098.7 N·mm

3 . 23 55 1 . 0 3

. 69534 ]

[ 1 . 0 3 3

1 = ′ = = - b vA M d s mm

在结构设计中定出的该处直径 d A =25mm,故强度足够。同理对高速轴的校核中：

d=33.2mm, 在结构设计中定出的该处直径 d=35mm,故强度足够。五、滚动轴承的选择及校核计算

根据任务书上表明的条件：载荷平稳，以及轴承主要受到轴向力，所以选择圆锥滚子轴承。由轴径的相应段根据《机械设计基础课程设计》表 15-7 选择轻窄（2）系列，其尺寸分别为：

内径：d 1=25mm,d 2=35mm 外径：D 1=52mm. D 2=72mm 宽度：B 1=15mm，B 2=17mm 滚动轴承的当量载荷为：

）（＝ a

r p YF XF f P + ∵ a

F ＝0，∴ e 0 F F r a

< ＝ ∴X=1；Y=0；

则

2640 2200 2200 2 . 1 0 . 1 F f P r p ～＝）～＝（＝ ′ h 20 . 185140 2640 10 2 . 2 3 76 3 60 10 P C n 60 10 L 3

3 6 max

min 6 max 10 h ＝）（＝）（＝）

（ ′ ′ e C——额定动载荷，《机械设计基础课程设计》表 15-7

而题目要求的轴承寿命为 h 30000 L h ＝ < ）（max 10 h L ，故轴承的寿命完全符合要求

六、键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由《机械设计基础课程设计》表 14-1

高速轴与 V 带轮联接的键为：键 C8X30 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键 12X32 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键 C8X50 GB1096-79 2．键的强度校核

齿轮与轴上的键：键 C12×32 GB1096-79

b×h=12×8,L=32,则 Ls=L-b=20mm 圆周力：F r =2T II /d=2×197600/40=9880N 挤压强度： s

r p L h F

× =

2 s =123.5<125~150MPa=[σp] 因此挤压强度足够剪切强度： s

L b Fr

× =

2 t =82.3<120MPa=[t ] 因此剪切强度足够

键 C8×30 GB1096-79 和键 C8×56 GB1096-79 根据上面的步骤校核，并且符合要求。

七、联轴器的选择

根据轴径的和《机械设计基础课程设计》表 17-1 选择联轴器的型号： GB3852-83 J 1 一对组合轴孔直径：d=30mm, 长度：L=60mm

八、减速器附件的选择通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用 M16×1.5 油面指示器选用游标尺 M16 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳，双螺钉起吊螺钉

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片 M14×1.5

根据《机械设计基础课程设计》表 13-7 选择适当型号：

起盖螺钉型号：GB5783～86 M6×20,材料 Q235

高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M6×20,材料 Q235

低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M6×20,材料 Q235

螺栓：GB5782～86 M10×80，材料 Q235

九、润滑与密封

1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度 ν<12m/s，当 m<20 时，浸油深度 h约为 1 个齿高，但不小于 10mm，所以浸油高度约为 36mm。

2.滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用 GB443-89 全损耗系统用油 L-AN15 润滑油。

4.密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为 GB894.1-86-25 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结

课程设计体会

这次课程设计是继上次电子技术课程设计的一次延续，虽然不同科目，但是他们都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！

课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录

[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编， 1995 年 12 月第一版；

[2]《精密机械设计》，机械工业出版社庞振基，黄其圣主编 2005 年 1 月第一版

[3]《机械设计手册》，化学工业出版社成大先主编 1994 年 4 月第三版

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*

齿轮齿条传动设计计算

齿轮齿条传动设计计算 Document serial number【NL89WT-NY98YT-NC8CB-NNUUT-NUT108】

1. 选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数 1）选用直齿圆柱齿轮齿条传动。 2）速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。 3）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS ，齿条材料为45钢（调质）硬度为240HBS 。 4）选小齿轮齿数Z 1=24，大齿轮齿数Z 2=∞。 2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即 d 1t ≥2.32√K t T 1φd ?u +1u (Z E [σH ])23 (1) 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数K t =。 2）计算小齿轮传递的转矩。（预设齿轮模数m=8mm,直径d=160mm ） T 1=95.5×105P 1n 1=95.5×105×0.24247.96 =2.908×105N ?mm 3) 由表10-7选齿宽系数φd =0.5。 4）由表10-6查得材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa 12 。 5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa ;齿条的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。 6）由式10-13计算应力循环次数。 N 1=60n 1jL h =60×7.96×1×(2×0.08×200×4)=6.113×104 7)由图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1=1.7。 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 [σH ]1= K HN1σHlim1S =1.7×600MPa =1020MPa (2) 计算 1）试算小齿轮分度圆直径d t1,代入[σH ]1。

齿轮传动强度计算例题01

同济大学《机械设计》 JXSJ 51 直齿圆柱齿轮传动例题：如图设计带式输送机减速器的高速级齿轮传动。已知输入功率P 1=40KW ，小齿轮转速n 1=960r/min,齿数比u=3.2,由电动机驱动，工作寿命15年(每年工作300天)，两班制，带式运输机工作平稳，转向不变。解： 1. 选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1) 选用直齿轮。 2) 材料：考虑到功率较大，大小齿轮均用硬齿面. 3) 材料为40Cr ；调质后表面淬火，齿面硬度为48~55HRC. 4) 选取精度等级：初取7级精度 5) 齿数：Z1=24；Z2=uZ1=77 2. 按齿面接触疲劳强度设计 1)设计公式： 2)确定各参数值（1）初取K t =1.3 （2）转矩 T 1=95.5×105P/n 1=95.5×105×40/960=3.98×105N·m （3）选取齿宽系数. ψd =0.9 （4）弹性影响系数. ZE=189.8Mpa1/2 （5）许用应力 a) 接触疲劳强度极限 σHlim = σHlim1= σHlim2=1170Mpa b)应力循环次数： N 1=60n 1γL h =60?960?1?(2?8?300?15)=4.147?109 N 2=N 1/u=4.147?109/3.2=1.296?109 c)寿命系数：K N1=0.88 K N2=0.90 d)许用安全系数 [s]=1 e)许用应力： [σHlim1]= K N1σHlim1/s=0.88?1170/1=1030Mpa [σHlim2]= K N2σHlim1/s=0.9?1170/1=1053Mpa [σHlim ]= [σHlim1]=1030Mpa （6）初算直径 3)修正计算（1）速度： v=πd 1n 1/60?1000=3.14?68.39?960/60?1000=3.44(m/s) （2）齿宽 b=ψd d 1t =0.9?68.39=61.55mm （3）计算齿宽与齿高之比模数：m t =d 1t/Z 1=68.39/24=2.85 齿高：h=2.25m t =2.25?2.85=6.413 b/h=61.55/6.413=9.6 （4）计算载荷系数 a)动载系数 K v =1.12 b)使用系数 K A =1 b) 齿间载荷分配系数设K A F t /b ≥100N/mm 则：K H α=K F α=1.1 c) 齿向载荷分布系数：K H β=1.43，K F β=1.37 载荷系数： K H =K A K V K H β K F β=1?1.12?1.1?1.43=1.72 K F = K A K V K H β K F β=1?1.12?1.1?1.37=1.69 （5）修正分度圆：（6）计算模数m m=d 1/Z 1=75.08/24=3.128mm 2.按齿面弯曲疲劳强度设计 1) 计算公式 2) 确定公式内的各参数值 (1) K F =1.69；T 1=3.98?105；ψd =0.9；Z 1=24 (2) 许用应力 a) 极限应力： σF1=σF2=680Mpa b) 寿命系数： K FN1=0.88；K FN2=0.90 c) 安全系数：S=1.4 d) 许用应力： [σF1]=K FN1σF1/S=0.88?680/1.4=427.4Mpa [σF2]=K FN2σF2/S=0.90?680/1.4=437.14Mpa (3) 齿形系数：Y Fa1=2.65；Y Fa2=2.226 (4) 应力校正系数：Y Sa1=1.58；Y Sa2=1.764 (5) 计算Y Fa Y Sa/[σF ] Y Fa1Y Sa1/[σF1]=2.65?1.58/427.4=0.0098 Y Fa2Y Sa2/[σF2]=2.226?1.764/437.14=0.00898 Y Fa Y Sa /[σF ]=0.0098 3) 计算 3. 几何计算 1) 分度圆直径： d 1=75mm ；d 2=mZ 2=3?80=240 2) 模数：由接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算，取m=3mm 3) 齿数：Z 1=d 1/m=75/3=25 Z 2=uZ 1=3.2?25=80 4) 齿轮宽度：b=ψd d 1=0.9?75=67.5mm 取B 1=73mm ；B 2=68mm 5) 验算： F t =2T 1/d 1=2?3.98?105=10613.33N K A F t /b=1?10613.33/68=156.08N/mm>100N/mm 合适 4. 结构设计（略） 1 2 3 4 5 6 7 []3 2 1112 32.2??? ? ??±≥H E d Z u u KT d σψ[])(39.6810308.1892.312.39.0103983.12 32.212 32.2325 3 2 11mm Z u u T K d H E d t t =? ?? ??±???=??? ? ??±≥σψ) (08.753.1/72.139.683311mm K K d d t t =?==[] 32 11 2sa Fa F d Y Y z KT m σψ≥mm m 94.20098.0249.01098.369.1232 5 =?????≥

单级圆柱齿轮减速器的高速级齿轮传动设计

优秀设计单级圆柱齿轮减速器的高速级齿轮传动设计

目录一、传动方案的拟定及电动机的选择 (2) 二、V带选择 (4) 三．高速级齿轮传动设计 (6) 四、轴的设计计算 (9) 五、滚动轴承的选择及计算 (13) 六、键联接的选择及校核计算 (14) 七、联轴器的选择 (14) 八、减速器附件的选择 (14) 九、润滑与密封 (15) 十、设计小结 (16) 十一、参考资料目录 (16)

数据如下: 已知带式输送滚筒直径320mm ，转矩T=130 N ·m ，带速 V=1.6m/s ，传动装置总效率为?=82%。一、拟定传动方案由已知条件计算驱动滚筒的转速n ω,即 5.953206 .1100060100060≈??=?= π πυωD n r/min 一般选用同步转速为1000r/min 或1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置传动比约为10或15。根据总传动比数值，初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。 2.选择电动机 1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y （IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。 2）电动机容量（1）滚筒输出功率P w kw n T 3.19550 5.951309550P =?=?= ωω （2）电动机输出功率P kw d 59.1% 823 .1P P == = η ω 根据传动装置总效率及查表2-4得：V 带传动?1=0.945；滚动轴承?2 =0.98；圆柱齿轮传动 ?3 =0.97；弹性联轴器?4 =0.99；滚筒轴滑动轴承?5 =0.94。（3）电动机额定功率P ed 由表20-1选取电动机额定功率P ed =2.2kw 。

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

(整理)3 高速级齿轮设计.

3 高速级齿轮设计 3.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 3.1.1 压力角选定直齿圆柱齿轮，属于一般用途的齿轮传动，压力角取20°。 3.1.2 精度选择带式输送机为一般工作机器（通用减速器），参考表10-6[2]，选用7级精度。 3.1.3 材料选择由表10-1[2]，选择小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度280HBS ，大齿轮材料为45号钢（调质），齿面硬度为240HBS 。硬度差为40HBS 。 3.1.4 齿数选择闭式齿轮传动，试选小齿轮齿数z 1=20，大齿轮齿数z 2为： 21=z u z ? （3-1）式中：z 1 ——小齿轮齿数； u ——Ⅰ轴与Ⅱ轴之间的传动比。故由式3-1，得大齿轮齿数z 2： 2=4.8320=96.6z ? 取z 2=97。 3.2按齿面接触疲劳强度设计 3.2.1 试算小齿轮分度圆直径小齿轮分度圆直径d 1t 可由下式近似计算： [] 2 131 21 Ht H E d H K T Z Z Z u d m u m ε φσ?? +=?? ? ??? （3-2）（1）确定公式中的各参数值 ①试选K Ht =1.3。

②小齿轮传递的转矩T 1为： 6 19.5510 I I P T N mm n =?? （3-3）式中：P Ⅰ ——Ⅰ轴的输入功率，单位：kW ； n Ⅰ ——Ⅰ轴的转速，单位：r/min 。故由式3-3，得小齿轮传递的转矩T 1： 6 411 9.5510 2.38110T P N mm N mm n =??=?? ③因为小齿轮相对支承非对称布置，所以由表10-7[2]，可查得齿宽系数Φd =1。 ④由图10-20[2]，可查得区域系数Z H =2.5。 ⑤由表10-5[2]，可查得材料的弹性影响系数Z E =189.8MPa 1/2。 ⑥接触疲劳强度用重合度系数Z ?为： 3 4α εε-= Z （3-4）式中：?α——端面重合度，按下式计算： 11* 122* 21122cos arccos[]2cos arccos[]2(tan tan )(tan tan ) 2a a a a a a z z h z z h z z αα αα αααααεπ =+=+-+-= （3-5）式中：z 1 ——小齿轮齿数； z 2 ——大齿轮齿数； h a * ——齿顶高系数； α ——压力角，单位：°。故由式3-4、3-5，得接触疲劳强度用重合度系数Z ?：

机械设计基础习题

《机械设计基础》习题机械设计部分目录 8 机械零件设计概论 9 联接 10 齿轮传动 11 蜗杆传动 12 带传动 13 链传动 14 轴 15滑动轴承 16 滚动轴承 17 联轴器、离合器及制动器 18 弹簧 19机械传动系统设计 8机械零件设计概论思考题 8-1 机械零件设计的基本要求是什么？ 8-2 什么叫失效？机械零件的主要失效形式有几种？各举一例说明。 8-3 什么是设计准则？设计准则的通式是什么？ 8-4 复习材料及热处理问题。复习公差与配合问题。 8-5 什么是零件的工艺性问题？主要包含哪几方面的问题？ 8-6 什么是变应力的循环特性？对称循环应力和脉动循环应力的循环特性为多少？8-7 什么是疲劳强度问题？如何确定疲劳极限和安全系数？ 8-8 主要的摩擦状态有哪四种？ 8-9 磨损过程分几个阶段？常见的磨损有哪几种？ 8-10 常见的润滑油加入方法有哪种？

9 联接思考题 9-1 螺纹的主要参数有哪些？螺距与导程有何不同？螺纹升角与哪些参数有关？ 9-2 为什么三角形螺纹多用于联接，而矩形螺纹、梯形螺纹和锯齿形螺纹多用于传动？为什么多线螺纹主要用于传动？ 9-3 螺纹副的自锁条件是什么？理由是什么？ 9-4 试说明螺纹联接的主要类型和特点。 9-5 螺纹联接为什么要预紧？预紧力如何控制？ 9-6 螺纹联接为什么要防松？常见的防松方法有哪些？ 9-7 在紧螺栓联接强度计算中，为何要把螺栓所受的载荷增加30%？ 9-8 试分析比较普通螺栓联接和铰制孔螺栓联接的特点、失效形式和设计准则。 9-9 简述受轴向工作载荷紧螺栓联接的预紧力和残余预紧力的区别，并说明螺栓工作时所受的总拉力为什么不等于预紧力和工作载荷之和。 9-10 简述滑动螺旋传动的主要特点及其应用。 9-11 平键联接有哪些失效形式？普通平键的截面尺寸和长度如何确定？ 9-12 为什么采用两个平键时，一般布置在沿周向相隔180°的位置，采用两个楔键时，相隔90°～120°，而采用两个半圆键时，却布置在轴的同一母线上？ 9-13 试比较平键和花键的相同点和不同点。 9-14 简述销联接、焊接、粘接、过盈联接、弹性环联接和成形联接的主要特点和应用场合。习题 9-1 试证明具有自锁性螺旋传动的效率恒小于50%。 9-2 试计算M24、M24×1.5螺纹的升角，并指出哪种螺纹的自锁性好。 9-3 图示为一升降机构，承受载荷F =150 kN ，采用梯形螺纹，d = 60 mm ，d 2 = 56 mm ，P = 8 mm ，线数n = 3。支撑面采用推力球轴承，升降台的上下移动处采用导向滚轮，它们的摩擦阻力近似为零。试计算： (1)工作台稳定上升时的效率（螺纹副当量摩擦系数为0.10）。 (2)稳定上升时加于螺杆上的力矩。 (3)若工作台以720 mm/min 的速度上升，试按稳定运转条件求螺杆所需转速和功率。 (4)欲使工作台在载荷F 作用下等速下降，是否需要制动装置？加于螺杆上的制动力矩是多少？题9-3图题9-4图题9-5图 9-4 图示起重吊钩最大起重量F = 50 kN ，吊钩材料为35钢。牵曳力F R F F 导向滚轮齿轮制动轮推力球轴承

齿轮齿条传动设计计算39229

7）由图10-19取接触疲劳寿命系数 HN1 1.7。材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS 齿条材料为45钢（调质）硬度为240HBS 6）由式10-13计算应力循环次数。 N 1 60n 1 jL h 60 7.96 1 2 0.08 200 4 6.113 10 4 1. 选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数 1) 选用直齿圆柱齿轮齿条传动。 2 ）速度不高，故选用7级精度（GB10095-88。 3） 4）选小齿轮齿数1=24,大齿轮齿数 2=x 。 2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即 d it I 2 ccc (K" u 1 Z E 2.323 |— ----------------------- --- V u (1) 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数t 2）计算小齿轮传递的转矩。（预设齿轮模数 m=2mn 直径d=65mm T 1 95.5 1O 5 R n 1 95.5 105 O. 2424 2.908 105N mm 7.96 3) 由表10-7选齿宽系数d =。 4）由表10-6查得材料的弹性影响系数 1 E 189.8 MPa 2 5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 600M Pa ；齿条的接触疲劳强度极限 Hlim 2 500 Mpa 。

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 K HN 1 Hlim1 S 1.7 600M Pa 1020MPa 计算 1 ）试算小齿轮分度圆直径d ti，代入 2）d1t 2.323{K.T1 u 1 68.89mm 计算圆周速度V。 Z E 60 1000 3）计算齿宽b o d d1t 0.5 4）计算齿宽与齿高之比。模数 m t d1t 68.89 Z1 24 齿高 2.25m t 2.25 卜 3 2.908 105 1 189.8 2 0.5 1020 68^1^ 0.026m/s 60 1000 68.89 34.445mm 2.87 2.27 6.46 34.445 6.46 5.33

443 高速级齿轮传动设计

目录一、传动方案的拟定及电动机的选择 (2) 二、V 带选择 (4) 三．高速级齿轮传动设计 (6) 四、轴的设计计算 (9) 五、滚动轴承的选择及计算 (13) 六、键联接的选择及校核计算 (14) 七、联轴器的选择 (14) 八、减速器附件的选择 (14) 九、润滑与密封 (15) 十、设计小结 (16) 十一、参考资料目录 (16)

数据如下: 已知带式输送滚筒直径 320mm，转矩 T=130 N·m，带速 V=1.6m/s，传动装置总效率为 ?=82%。一、拟定传动方案由已知条件计算驱动滚筒的转速 n ω,即 5 . 95 320 6 . 1 1000 60 1000 60 ? ′ ′ = ′ = p p u w D n r/min 一般选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置传动比约为 10 或 15。根据总传动比数值，初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。 2.选择电动机 1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。 2）电动机容量（1）滚筒输出功率 P w kw n T 3 . 1 9550 5 . 95 130 9550 P = ′ = × = w w （2）电动机输出功率 P kw d 59 . 1 % 82 3 . 1 P P = = = h w 根据传动装置总效率及查表 2-4 得： V 带传动 ?1=0.945；滚动轴承 ?2 =0.98；圆柱齿轮传动 ?3 =0.97；弹性联轴器 ?4 =0.99；滚筒轴滑动轴承 ?5 =0.94。（3）电动机额定功率 P ed 由表 20-1 选取电动机额定功率 P ed =2.2kw。

齿轮齿条传动机构设计说明

齿轮齿条传动机构的设计和计算 1. 齿轮1，齿轮2与齿轮3基本参数的确定由齿条的传动速度为500mm/s,可以得到齿轮3的速度为500m/s,即 ,/5003s mm V =又()160 d 3 33n V π= ，取,25,25.3202131mm B B mm m Z Z =====，由此可得()265d 31mm mZ d ===，由（1）与（2）联立解得m in /r 147n 32==n ，取4i 12=则由4i 2 1 1212=== n n z z 得80m in,/58821==z r n 2. 齿轮1齿轮2与齿轮3几何尺寸确定齿顶高 ()()mm x h m h h h n an a a a 525.57.0125.3321=+?=+===* 齿根高 ()()mm x c h m h h n n an f f f 79.17.025.0125.3h 321=-+?=-+===** 齿高 mm h h h h f a 315.7h 321=+=== 分度圆直径 mm mz d mm mz d 84.26512cos /8025.3cos /,46.6612cos /2025.3cos /d 0220131=?===?===ββ 齿顶圆直径 mm h d d mm h d d a a a a a 34.2772,51.772d 2221131=+==+== 齿根圆直径 mm h d d mm h d d f f f f f 26.2622,88.622d 2221131=-==-== 基圆直径 mm d d mm d d b b b 8.249cos ,45.6220cos 46.66cos d 220131===?===αα 法向齿厚为 mm m x s s n n n n n n 759.625.3364.07.022tan 22s 1321=??? ? ????+=??? ??+===παπ

齿轮传动的强度设计计算-)

1. 齿面接触疲劳强度的计算齿面接触疲劳强度的计算中，由于赫兹应力是齿面间应力的主要指标，故把赫兹应力作为齿面接触应力的计算基础，并用来评价接触强度。齿面接触疲劳强度核算时，根据设计要求可以选择不同的计算公式。用于总体设计和非重要齿轮计算时，可采用简化计算方法；重要齿轮校核时可采用精确计算方法。分析计算表明，大、小齿轮的接触应力总是相等的。齿面最大接触应力一般出现在小轮单对齿啮合区内界点、节点和大轮单对齿啮合区内界点三个特征点之一。实际使用和实验也证明了这一规律的正确。因此，在齿面接触疲劳强度的计算中，常采用节点的接触应力分析齿轮的接触强度。强度条件为：大、小齿轮在节点处的计算接触应力均不大于其相应的许用接触应力，即： ⑴圆柱齿轮的接触疲劳强度计算 1）两圆柱体接触时的接触应力在载荷作用下，两曲面零件表面理论上为线接触或点接触，考虑到弹性变形，实际为很小的面接触。两圆柱体接触时的接触面尺寸和接触应力可按赫兹公式计算。两圆柱体接触，接触面为矩形（2axb），最大接触应力σHmax位于接触面宽中线处。计算公式为：接触面半宽: 最大接触应力: ?F——接触面所受到的载荷 ?ρ——综合曲率半径，（正号用于外接触，负号用于内接触） ?E1、E2——两接触体材料的弹性模量 ?μ1、μ2——两接触体材料的泊松比

2）齿轮啮合时的接触应力两渐开线圆柱齿轮在任意一处啮合点时接触应力状况，都可以转化为以啮合点处的曲率半径ρ1、ρ2为半径的两圆柱体的接触应力。在整个啮合过程中的最大接触应力即为各啮合点接触应力的最大值。节点附近处的ρ虽然不是最小值，但节点处一般只有一对轮齿啮合，点蚀也往往先参数直齿圆柱齿轮斜齿圆柱齿轮节点处的载荷为综合曲率半径为接触线的长度为， 3）圆柱齿轮的接触疲劳强度将节点处的上述参数带入两圆柱体接触应力公式，并考虑各载荷系数的影响，得到：接触疲劳强度的校核公式为：接触疲劳强度的设计公式为： ?KA——使用系数 ?KV——动载荷系数 ?KHβ——接触强度计算的齿向载荷分布系数 ?KHα——接触强度计算的齿间载荷分配系数 ?Ft——端面内分度圆上的名义切向力，N； ?T1——端面内分度圆上的名义转矩，N.mm； ?d1——小齿轮分度圆直径，mm； ?b ——工作齿宽，mm，指一对齿轮中的较小齿宽； ?u ——齿数比； ?ψd——齿宽系数，指齿宽b和小齿轮分度圆直径的比值（ψd=b/d1）。在一定载荷作用下，齿宽增加可以减小齿轮传动的结构尺寸，降低圆周速度，但齿宽过大，载荷分布不均匀程度增加，因此必须合理选择齿宽系数。 ?ZH——节点区域系数，用于考虑节点处齿廓曲率对接触应力的影响。

(完整版)齿轮齿条传动设计计算.docx

1. 选定齿轮类型、精度等级、材料级齿数 1）选用直齿圆柱齿轮齿条传动。 2）速度不高，故选用 7 级精度（ GB10095-88）。 3）材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质 )，硬度为 280HBS ，齿条材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS 。 4）选小齿轮齿数 Z 1 =24，大齿轮齿数 Z 2 = ∞。 2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即 3 K t T 1 u + 1 Z E d 1t ≥ 2.32 √ ?( ) 2 φd u [ σ ] H (1) 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 K t =1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩。（预设齿轮模数 m=8mm,直径 d=160mm ） T 1 = 95.5 ×105 P 1 = 95.5 ×105 ×0.2424 n 1 7.96 = 2.908 ×105 N ?mm 3) 由表 10-7 选齿宽系数 φ = 0.5。 d 1 4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E = 189.8MPa 2 。 5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σ = 600MPa;齿 Hlim1 条的接触疲劳强度极限 σ = 550MPa 。 Hlim2 6）由式 10-13 计算应力循环次数。 N 1 = 60n 1 jL h = 60 × ( 2× 0.08× 200 × ) = × 4 7.96 ×1 × 4 6.113 10 7)由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN1 = 1.7。 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 [ σH ] 1 = K HN1 σHlim1 ×600MPa = 1020MPa = 1.7 S (2) 计算 1）试算小齿轮分度圆直径 d ,代入 [σ ] 。 t1 H 1

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

齿轮传动强度设计计算

直齿轮箱尺寸变化影响传动强度分析
阮超
传递：功率P，转速n，扭矩T
齿轮：齿数Z，齿宽b，模数m，材料强度σ 强度公式：弯曲 T∝b(Zm)mσ 接触 T∝b(Zm)2σ2（体积关联）条件变化： 1.齿轮箱外形尺寸不变，n2=3600r/min， m2=4mm，求P2？弯曲模数变化4/3，转速变化3600/3000， P2=120*4/3KW 接触体积不变，转速变化3600/3000，P2=120KW；
弯曲变化机理：齿形变大接触变化机理：P=T*n/9550
已知：功率P1=100KW，转速n1=3000r/min,模数m1=3mm

直齿轮箱尺寸变化影响传动强度分析
阮超
传递：功率P，转速n，扭矩T
齿轮：齿数Z，齿宽b，模数m，材料强度σ 强度公式：弯曲 T∝b(Zm)mσ 接触 T∝b(Zm)2σ2（体积关联）条件变化： 2.齿轮箱齿数不变，n2=3600r/min， m2=4mm，求P2？弯曲模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW 接触模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW
2 2 2 2
弯曲变化机理：力臂和曲率半径增大接触变化机理：单位齿宽负载和直径增大
已知：功率P1=100KW，转速n1=3000r/min,模数m1=3mm

直齿轮箱尺寸变化影响传动强度分析
阮超
传递：功率P，转速n，扭矩T
齿轮：齿数Z，齿宽b，模数m，材料强度σ 强度公式：弯曲 T∝b(Zm)mσ 接触 T∝b(Zm)2σ2（体积关联）条件变化： 3.齿轮箱尺寸放大4/3倍，n2=3600r/min，求P2？弯曲模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW 接触模数变化4/3，转速变化3600/3000， P =120*（4/3） KW
2 2 3 3
弯曲变化机理：齿宽b，模数m增大接触变化机理：齿宽b，模数m增大
已知：功率P1=100KW，转速n1=3000r/min,模数m1=3mm

单级斜齿圆柱齿轮减速器设计讲解

机械设计基础课程设计说明书课程设计题目: 单级斜齿圆柱齿轮减速器设计专业：班级：学号：设计者：指导老师：

目录一课程设计书3二设计步骤3 1. 传动装置总体设计方案 4 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 5. 齿轮的设计 6 6. 滚动轴承和传动轴的设计 11 7. 键联接设计 15 8. 箱体结构的设计 17 9.润滑密封设计 18 10.联轴器设计 20 11. 联轴器设计21 三设计小结21 四参考资料22

一、课程设计书设计题目:带式输送机传动用的单级斜齿圆柱齿轮减速器工作条件：工作情况：两班制，每年300个工作日，连续单向运转，有轻度振动；工作年限：10年；工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380V；输送带速度允许误差率为±5%；输送机效率ηw=0.96；制造条件及批量生产：一般机械厂制造，中批量生产。 -表一: 题号 1 参数运输带工作拉力（kN） 1.5 运输带工作速度（m/s） 1.7 卷筒直径（mm）260 设计任务量：减速器装配图1张(A1)；零件图3张(A3)；设计说明书1份。二、设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 齿轮的设计 6. 滚动轴承和传动轴的设计 7、校核轴的疲劳强度 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计

10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计 1.传动装置总体设计方案: 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：初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 η 传动装置的总效率 a η=η1η2η32η4＝0.876； η（为V带的效率）=0.95,η28（级闭式齿轮传动）=0.97 1 η（弹性联轴器）=0.99 η3（滚动轴承）=0.98， 4 2.电动机的选择

圆柱齿轮传动强度的计算

圆柱齿轮传动的强度计算 1 直齿圆柱齿轮传动的强度计算 1.齿面接触疲劳强度计算为了保证在预定寿命内齿轮不发生点蚀失效，应进行齿面接触疲劳强度计算。因此，齿轮接触疲劳强度计算准则为：齿面接触应力σH小于或等于许用接触应力σHP，即σH≤σHP 赫兹公式由于直齿轮在节点附近往往是单对齿啮合区，轮齿受力较大，故点蚀首先出现在节点附近。因此，通常计算节点的接触疲劳强度。图a表示一对渐开线直齿圆柱齿轮在节点接触的情况。为了简化计算，用一对轴线平行的圆柱体代替它。两圆柱的半径ρ1、ρ2分别等于两齿廓在节点处的曲率半径，如图b所示。由弹性力学可知，当一对轴线平行的圆柱体相接触并受压力作用时，将由线接触变为面接触，其接触面为一狭长矩形，在接触面上产生接触应力，并且最大接触应力位于接触区中线上，其数值为

式中σH-接触应力（Mpa） Fn-法向力（N） L-接触线长度（mm） rS-综合曲率半径（mm）； ±-正号用于外接触，负号用于内接触 ZE-材料弹性系数（），，其中E1、E2分别为两圆柱体材料的弹性模量（MPa）；m1、m2分别为两圆柱体材料的泊松比。上式表明接触应力应随齿廓上各接触点的综合曲率半径的变化而不同，且靠近节点的齿根处最大（图c、d）。但为了简化计算，通常控制节点处的接触应力。节点处的参数（1）综合曲率半径由图可知，，代入rE公式得式中：，称为齿数比。对减速传动，u=i；对增速传动，u=1/i。因，则有（2）计算法向力（3）接触线长度L 引入重合度系数Ze，令接触线长度

将上述参数代入最大接触应力公式得接触疲劳强度计算公式令，称为节点区域系数。则得(1) 齿面接触疲劳强度的校核公式齿面接触疲劳强度的校核公式为 (2) 齿面接触疲劳强度设计公式设齿宽系数，并将代入上式，则得齿面接触疲劳强度的设计公式式中:d1-小齿轮分度圆直径（mm）； ZE-材料弹性系数()，按下表查取；

-传动零件的设计计算

传动零件的设计计算 1设计高速级齿轮 1)选精度等级、材料及齿数 (1)确定齿轮类型：两齿轮均取为渐开线标准直齿圆柱齿轮(或斜齿，如果选择斜齿，计算步骤参考书上例题10-2) o (2)材料选择：小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS大齿轮材料为45钢(正火)，硬度为200HBS二者材料硬度差为40HBS (3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 ⑷ 选小齿轮齿数(一般初选 20-25)乙二？，大齿轮齿数乙=i高X乙=? X? =?，圆整取Z2=? o 2)按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式10— 9a进行试算，即确定公式各计算数值(公式中u=i高) (1)试选载荷系数K t =1.3 (2)小齿轮传递的转矩T1 「=「出=? (N ? mm)(注：见“四、传动装置的运动和动力参数的计算”) (3)由表10— 7选取齿宽系数'd =1 ⑷ 由表10— 6查得材料的弹性影响系数：Z E=189.8 (5)由图10— 21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限由图10— 21c查得大齿轮的接触疲劳强度极 (6)由式10-13计算应力循环次数 (7)由图10— 19曲线1查得接触疲劳强度寿命系数 (8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%安全系数为S=1，由式10— 12得 (9)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入［二H］中的较小值 (10)计算圆周速度V

(11)计算齿宽b (12)计算齿宽与齿高之比b/h 模数齿高 (13)计算载荷系数K 根据v=m/s, 7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv= 假设 K A F t /b ::: 100N / mm，由表 10-3 查得由表10-2查得使用系数K= 由表10-4查得由图10- 13查得故载荷系数 (14)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10- 10a得 (15)计算模数m 2)按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为确定公式内的计算数值 (1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ⑵ 由图10- 18查得弯曲疲劳寿命系数 (3)计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数为S=1.4,由式10- 12得 (4)计算载荷系数 (5)查取齿形系数由表10-5查得 Y Fa1 = ? , Y F： 2 二? (6)取应力校正系数由表10-5查得 (7)计算大小齿轮的YFaYSa，并比较

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 == =

齿轮传动设计计算例题详解精选.

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