齿轮传动设计(课程设计)大学毕设论文

一、电动机的选择与运动参数的计算

1.电动机的选择 ① 电动机类型的选择 ② 选择电动机的容量

（1） 工作机所需功率Pw=Fv/1000=4.16kw （见《机械设计课

程设计》P7~9）

（2） 传动装置的总效率为:

η =η1 η2… ηn

按《机械设计课程设计》P8表2-2确定各部分的效率为：V 带传动η1=0.95；滚动轴承（每一对）效率：η2=0.99，圆柱齿轮传动效率η3=0.96；弹性联轴器效率η4=0.995，卷筒轴滑动轴承效率: η5=0.96.则：

η=0.96*0.993*0.962*0.995*0.96≈0.828 ( 3 ) 确定电动机的转速。

由转轮的线速度v=

1000

60??nd

π(m/s)可推出转轮的速度为：

w n =

D v π4106?=320

6

.11064???π≈95.49 一般选用同步转速为1000 r/min 或1500r/min 的电动机作为原动机。

通常V 带传动常用传动范围i1=2~4，圆柱齿轮3~6，则电机转速n d =n w i 带1i 2i =（2*3~4*5）*95.497=572.982~1909.94

因载荷平稳，电动机的额定功率Ped 大于Pd 即可，由表17-1选Y132S-4型电动机，额定功率为5.5kw ，转速为: n m =1440 r/min

表2-5 电动机主要性能参数、尺寸

③ 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比 ④ 2.3.1总传动比：总i =w

m n n =95.49

1440 = 15.07

⑤ 分配各级传动比

选取V 带传动的传动比：2=带i ，则i2为圆柱齿轮减速器的传动比。由21i i i i ??=带总，211.1i i =

得： 87.21

=i , 61.22=i

（4）计算机传动装置的运动参数和动力参数 0轴——电机轴

4.16kw 0==d P P

min /1440

0r n n m == m N n P T ?≈=58.2795500

1轴——高速轴

KW P P 95.395.016.4101=?==η

r/min 7202

144001===带i n n

m 41.52720

952.39550955011

1?≈==N n P T

2轴——中速轴

KW P P 75.396.099.095.3321

2=??==ηη r/min 87.25087

.2720

112===i n n m 75.14287

.25075

.395509550222?≈==N n P T 3轴——低速轴

KW

P P 564.396.099.075.33223=??==ηη r/min 11.9661

.287

.250223===i n n m 13.35411

.96564

.395509550333?===N n P T

工作轴：

KW P P 37.396.0995.099.0564.35423

4=???==ηηη

95.49r/min 4==w n n

m 03.33749

.9537

.395509550444?===N n P T

计算所的动力参数与计算参数

2.V 带传动的设计计算 ①V 带传动的计算功率ca P

由参考文献，表8-8得工作情况系数1.1=A

K ，故：

kw P K P A ca 05.65.51.1=?==

②确定V 带的截型

根据ca P 及n1查参考文献确定选用A 型带 ③确定带轮的基本直径1d d 、2d d

( 1 )由参考文献表8-8和表8-6得，mm d d 901=

（3） 验算带速v 为；

m/s 15.101000

601440901000601=???=???=ππn d v d

因为m/s 25m/s 15.10m/s 5<<，所以带速合适。

（4）计算大带轮直径2d d 为：

mm d i d d d 18090212=?==带

④确定带长d L 及V 带中心距a （1） 确定中心距0a

由估算公式参考文献公式8-20得：

)(2)(7.021021d d d d d d a d d +≤≤+

得189≤0a ≤540

0a =270mm

（2） 确定带长0d L

mm

971270

490270227024)()220212212

00≈?+?+?=-+++=π（π

a d d d d a L d d d d d 由表8—2选带的基准长度：990d =L

（3） 确定实际中心距

（4）

mm L L a a d d 5.2792

971

990270200=-+=-+≈ （5） 验算小带轮包角1α。

00

12011201613.57)(180>≈--≈a

d d d d α 满足条件。

（6） 计算带的根数Z 。 由表8—4得：kw P 07.10

= 由表8—5得：kw P 17.00=?

由表8—6得：

96.0=a K

由表8—2得：89.0=l K

kw

K K P P P l a r 05.189.096.0)17.007.1()(00=??+=???+=V 带的根数：76.505

.105.6===r ca P P Z 故选取6根。 （7） 计算单根V 带的初拉力0F

由表8—3得: m kg q /105.0=

N qV ZV K P K F a ca a 3.90)15.10(105.015.10696.005.6)96.05.2(500])5.2([

500220=?+??

???????-=+-=(9)计算压轴力P F 。

N F Z F p 10682

161

sin 3.90622sin 20

1

0=???=??=α

齿轮传动设计

一． 高速齿轮设计：

带式输送机减速器的高速齿轮传动。已知输入功率P=3.95kw ，小齿轮的转速n=720r/min 。输送机在常温下连续工作，单向转动，载荷较平稳。工作寿命8年，每年工作300日，每日工作8h 。

1. 选齿轮类型、精度等级、材料及尺数。

① 齿轮的类型——直齿圆柱齿轮。

② 精度等级：参考表10-6，选用7级精度。 ③ 材料选择：参考表10-1，选择：

小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度为：280HBS 。 大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为：240HBS 。

④ 齿数：选小齿轮的齿数241=Z ,

大齿轮齿数

88

.68242.8712=?==uZ Z 。其中

2.87==i u

2. 按齿面接触疲劳强度设计。

[]3

2

1112???

?

??+≥

H E H d Ht t Z Z Z u u T K d σεφ ① 试选3.1=Ht K 。 ② 小齿轮转矩：mm N n

p

T ??=?=46110239.51055.9 ③ 由表10-7，齿宽系数1=d

φ。

④ 由图10-20，区域系数Z H =2.5。

⑤ 由表10-5，弹性影响系数2

18.189MPa Z E =。 ⑥ 接触疲劳强度用重合度系数Z ε。 70.1691241

2.388.1112.388.121=??? ??+-=?

??

?

??+-=Z Z αε 875.03

70

.1434=-=-=αεεZ

⑦ 接触疲劳许用应力[]H σ

由图10-25d ，小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：

MPa H 6001lim =σ，MPa H 5502lim =σ 。

计算应力循环次数：

81102944.8)83008(17206060?=?????==h njL N

88

121089.287

.2102944.8?=?==u N N

由图10-23，接触疲劳寿命系数：K HN1=0.96、K HN2=0.94 取失效概率为：1%，安全系数S=1

[]MPa S K H HN H 5761

60096.01lim 11

=?==σσ

[]MPa S K H HN H 5171

550

95.02lim 22

=?==

σσ 取两者之间的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即：

[][]MPa H H 5172==σσ

⑧ 按公式10-11试算小齿轮分度圆直径：

[]

m m

Z Z Z u u T K d H E H d Ht t 8.52517875.08.1895.287.2187.2110239.53.12123

2

4

32

11=??

?

????+???=???

?

??+≥σε

φ

⑨ 调整小齿轮分度圆直径

⑴圆周速度：s m n

d v t /99.11000

60720

8.521000

601=???=

?=

ππ

⑵齿宽b ：mm d b t

d 8.528.5211=?==φ

⑩ 计算实际载荷系数 βαH H V A H K K K K K = 由表10-2，使用系数1=A

K 。

由图10-8，动载荷系数08.1=v K 。

由表10-3，齿间载荷分配系数2.1=αH K

其中齿轮圆周力：N d T F t t 34

11110984.18

.5210239.522?=??==

mm N mm N b F K t A /100/6.378

.5210984.113

1<=??= 用插入法 由表10-4得，齿向载荷分布系数421.1=βH K

由此，得实际载荷：

84

.1421.12.108.11=???==βαH H V A H K K K K K 按实际载荷计算分度圆直径：

mm K K d d Ht H t 6.583

.184.18.5233

11=?==

3. 按齿根弯曲疲劳强度设计。

[]???

?

?

?≥

F Sa Fa d Ft t Y Y Z Y T K m σφε2

112 ① 试选K Ft =1.3。

② 计算弯曲疲劳强度重合度系数：691.070

.175

.025.075

.025.0=+

=+=α

εεY ③ 计算

[]

F sa

Fa Y Y σ

由图10-17，齿形系数 Y Fa1=2.69，Y Fa2=2.25 。 由图10-18，应力修正系数 Ysa1=1.58，Ysa2=1.74 。 由图10-24c ，小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：

MPa F 5001lim =σ，MPa F 3802lim =σ 。

由图10-22，弯曲疲劳寿命系数：K FN1=0.86，K FN2=0.89 。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，即：

[]MPa S

K F FN F 14.3074

.1500

86.01

lim 11

=?=

=σσ

[]MPa S K F FN F 57.2414

.138089.02lim 22

=?==σσ

[]014.014.30758.169.21

1

1=?=F Sa Fa Y Y σ

[]0162.057

.24174

.125.22

2

2=?=

F Sa Fa Y Y σ

因为小齿轮的[]1

1

1F Sa Fa Y Y σ小于大齿轮，所以取：[][]0162.0222==F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ

④ 试算模数：

[]m m Y Y Z Y T K m F Sa Fa d Ft t 38.10162.024

1691

.010239.53.1223

2

43

2

11=??????=

???

?

??≥σφε

⑤ 调整模数 圆周速度V 。

mm m Z d t 12.332438.111=?==

s m n

d v /24.11000

60720

12.331000

601=???=

?=

ππ

齿宽b 。

mm d b d 12.3312.3311=?==φ

宽高比b/h 。

()

()mm m c h h t a 105.338.125.0122*

*=?+?=+=

b/h=33.12/3.105=10.67

计算实际载荷系数βαF F V A F K K K K K =

其中：Ⅰ.根据v=1.24m/s ，7级精度，由图10-8得动载系K V =1.05 Ⅱ. 由表10-3得齿间载荷分配系数

2.1=αF K

其中：N d T F t 34

11110163.312

.3310239.522?=??==, mm N mm N b F K t A /100/5.9512

.3310163.313

1＜=??= Ⅲ.由图10-4用查值法得417.1=βH K ，结合b/h=10.67查图

10-13得，

32.1=βF K 。

则载荷系数：66.132.12.105.11=???==βαF F V A F K K K K K 按实际载荷算得的齿轮模数： m m K K m

m Ft F t 49.13

.166.138.133

=?==

有上述结果可得：取由弯曲疲劳强度算得的模数m=1.49mm ，并就近圆整为标准值m=2mm 。按接触疲劳强度算得的分度圆直径的d1=58.6mm 。则小齿轮齿数3.292

6

.5811===

m d Z 取Z 1=30。 大齿轮的齿数1.863087.212=?==uZ Z 取Z 2=86。

4. 几何尺寸计算。

① 分度圆直径：mm m Z d 6023011=?== mm m Z d 17228622=?== ② 中心距：()mm d d a 1162

172602

21=+=+=

③ 齿轮宽度：mm d b d 606011=?==φ

mm b b 7065)105(60)105(1-=-+=-+= 取b1=68mm

b2=b=60mm

5.齿面接触疲劳强度校核。

由

上

述

可

得

：

84.1=H K ,mm N T ??=4110239.5,1=d

φ,mm d 601=,

u=2.87，Z H =2.5，2

18.189MPa Z E =，875.0=εZ 将他们带入式（10—10） 得：

[]H E H d H H Z Z Z u

u d T K σφσε<=???+?????=+=

46.455875.08.1895.287

.21

87.260110239.584.121

23

43

11故齿面接触疲劳强度满足。

6.齿根弯曲疲劳强度校核。

由上述可得：66.1=F K 、mm N T ??=4110239.5、Y Fa1=2.69、Y Fa2=2.25 Ysa 1=1.58、Ysa 2=1.74、691.0=εY 、1=d

φ、m=2mm 、Z 1=30

将它们带入式（10-6），得：

[]1

2

3421311118.70302169.058.169.210239.566.122F d sa Fa F F MPa Z m Y Y Y T K σφεσ<=????????==

[]2

2342132212

25.6530

2169.074.125.210239.566.122F d sa Fa F F MPa Z m Y Y Y T K σφεσ<=????????==

故齿根弯曲疲劳强度满足要求。

7.齿轮性能参数：

齿轮传动设计

二． 低速齿轮设计：

带式输送机减速器的高速齿轮传动。已知输入功率P=3.75kw ，小齿轮的转速n=250.87r/min 。输送机在常温下连续工作，单向转动，载荷较平稳。工作寿命8年，每年工作300日，每日工作8h 。

1.选齿轮类型、精度等级、材料及尺数。

① 齿轮的类型——直齿圆柱齿轮。 ② 精度等级：参考表10-6，选用7级精度。

齿轮

模数 m

齿数 z

分度圆直径 d

齿宽 b

中心距 a

小齿轮 2 30 60 68 116

大齿轮

2

86

172

60

③ 材料选择：参考表10-1，选择：

小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度为：280HBS 。 大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为：240HBS 。 ④ 齿数：选小齿轮的齿数301=Z ,

大齿轮齿数 3.783061.212=?==uZ Z 取整Z 2=78.3。

其中61.2==i u

2．按齿面接触疲劳强度设计。

[]3

2

1112???

?

??+≥H E H d Ht t Z Z Z u u T K d σεφ ① 试选3.1=Ht K 。 ② 小齿轮转矩：mm N n

p

T ??=?=5611042.11055.9 ③ 由表10-7，齿宽系数1=d

φ。

④ 由图10-20，区域系数Z H =2.5。

⑤ 由表10-5，弹性影响系数2

18.189MPa Z E =。 ⑥ 接触疲劳强度用重合度系数Z ε。 73.1781301

2.388.1112.388.121=??? ??+-=?

??

?

??+-=Z Z αε 87.03

73

.1434=-=-=αεεZ

⑦ 接触疲劳许用应力[]H σ

由图10-25d ，小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：

MPa H 6001lim =σ，MPa H 5502lim =σ 。

计算应力循环次数：

811089.2)83008(187.2506060?=?????==h njL N

88

121010.161

.21089.2?=?==u N N

由图10-23，接触疲劳寿命系数：K HN1=0.93、K HN2=0.95 取失效概率为：1%，安全系数S=1

[]MPa S K H HN H 5581

60093.01lim 11

=?==σσ

[]MPa S

K H HN H 5231

550

95.02

lim 22=?=

=σσ 取两者之间的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即：

[][]MPa H H 5232==σσ

⑧ 按公式10-11试算小齿轮分度圆直径：

[]

m m

Z Z Z u u T K d H E H d Ht t 94.7552387.08.1895.261.2161.211042.13.12123

2

5

3

2

11=??

?

????+???=

???

?

??+≥σε

φ

⑨ 调整小齿轮分度圆直径

⑴圆周速度：s m n

d v t /99.01000

6087

.25094.751000

601=???=

?=

ππ

⑵齿宽b ：mm d b t

d 94.7594.7511=?==φ

⑩ 计算实际载荷系数 βαH H V A H K K K K K =