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:运输机工作拉力 )/(N F 2400 运输带工作转速)//(s m v 1.5 卷筒直径 mm D / 240二、电机的选择及主要性能参数计算 1．电动机的选择⑴电机类型的选择，按已知工作要求和条件选用Y 系列一般用途的全封闭自扇鼠笼型三相异步电动机，电压380V ⑵电动机的选择 滚筒工作所需功率为： kW Fv P 6.310005.124001000=⨯==ω 确定各个部分的传动效率为：链条传动效率88.01=η，滚动轴承效率（一对）98.02=η，闭式齿轮传动效率97.03=η，二级减速器传动效率96.04=η，带入得733.096.097.098.088.024423421=⨯⨯⨯==ηηηηη所需电动机功率为：kW P P d 91.4733.06.3===ηω因载荷平稳，电动机额定功率P ed 大于P d ，查电动机技术数据选择电动机的额定功率为5.5kW 。

⑶确定电动机的转速 滚筒轴的工作转速为：min 4.119100060r Dvn =⨯=πω根据书[1]中表2-1推荐的传动比范围，二级圆柱齿轮减速器为8~40，链传动比为2，总传动比80~16='ai ，故电动机转速可选范围为 m in 9552~8.19104.119)80~16(r n i n w a d=⨯='=' 符合这一范围的同步转速有3000m in r ，查[1]中表8-169中Y 系列电动机技术数据，选电动机选用3000m in r 电动机，型号为Y132S1-2。

额定功率5.5kW ，转速2900m in r ，额定转矩2.0 。

2．传动比的确定 总传动比为： 29.244.1192900===w m n n n i 分配传动比：链传动传动比为2，则减速器的传动比为：15.12229.24==i 取二级圆柱齿轮减速器低速级传动比123.1i i = 所以高速级传动比 07.33.125.123.11===i i 低速级传动比 99.307.325.122==i3．传动功率计算 轴1：M N n P T r n kW P P d ⋅=⨯====⨯=⨯=85.15290081.495509550min 290081.498.091.4111121η轴2：kW P P 57.497.098.081.43212=⨯⨯=⨯⨯=ηηm in 6.94407.32900112r i n n === M N n P T ⋅=⨯==20.466.94457.495509550222轴3：图1M N n P T r n n kWP P ⋅======⨯⨯=1759550min 74.23699.36.94434.43332233223ηη 轴4：M N n P T r n n kWP P ⋅======⨯⨯=7.3019550min 37.118274.23674.34430342134ηη将以上算得的运动和动力参数列表如下：三、 结构设计1．齿轮的计算（1）由[2]表10-1选用闭式直齿圆柱齿轮传动，为使结构紧凑，小齿轮选用40Cr （调质），硬度280HBS ，大齿轮选用45钢（调质），硬度240HBS ，二者材料硬度差40HBS 。

由[2]表10-4选择齿轮精度7级。

取小齿轮齿数 =1z 24,则大齿轮齿数=2z 3.07⨯24≈73.68，取=2z 74。

（2）按齿面接触疲劳强度设计，由书[2] 设计公式（10-9a ）进行试算： 3211)][(132.2n E d t Z u u KT d σ⋅+⋅Φ⋅≥ 1）确定公式内各个计算数值 试取4.1=t K ，小齿轮转矩mm N 101.585T 41⋅⨯= 查[2]表10-7，选取齿宽系数1=Φd查[2]表10-6，得 材料的弹性影响系数218.189MP Z E =查[2]图10-21d ，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ计算的寿命系数N Y （以工作寿命10年，每年工作300天，每天8小时设计）： 小齿轮应力循环系数9'1110176.4830010129006060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h L n N大齿轮应力循环系数91121036.1⨯==i N N 由[2]图10-19查得按接触疲劳疲劳寿命系数90.01=HN K ，93.02=HN K ，取失效概率为1%，安全系数S=1，由[2]式10-12得540190.0600][11lim 1=⨯==SK HN H H σσMPa 5.511193.0550][22lim 2=⨯==SK HN H H σσMPa 2）试算齿轮分度圆直径3211)][(132.2n E d t Z u u KT d σ⋅+⋅Φ⋅≥=34.5mm 计算圆周速度：s m n d v t 24.510006029005.3410006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ计算齿宽：mm d b d 5.345.341=⨯=Φ= 计算齿宽与齿高比 模数：mm Z d m t t 44.1245.3411===齿高：mm m h t 24.344.125.225.2=⨯==65.1024.35.34==h b 计算载荷系数：根据s m v /24.5= ，查[2]表10-8，得动载系数15.1=v K 。

查[2]表10-3得直齿轮1==ααF H K K 。

查表10-2得1=A K 。

查[2]表10-4，7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置315.1=βH K 。

由齿宽与齿高比10.65及315.1=βH K ,查[2]中图10-13得40.1=βF K 。

所以载荷系数为 51.1315.1115.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有[2]公式（10-10a ）得 mm K K d d t t 58.394.151.15.343311=⨯=⋅= 计算模数：mm Z d m 65.12458.3911===（3）按齿根弯曲强度计算3211)][(2F SaFa d Y Y z KT m σφ≥ 式中各个计算数值查书[2]图10-20c 得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3802=σ；由书[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==FN FN K K ；计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由[2]中公式10-12得MPa S K FE FN F 57.303][111==σσ ，MPa SK FE FN F 86.238][222==σσ 计算载荷系数：49.133.1112.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K 查表取齿形系数：65.21=Fa Y ,26.22=Fa Y 查表取应力校正系数：74.1,58.121==Sa Sa Y Y 故，小齿轮01379.0][111=F Sa Fa Y Y σ，大齿轮01646.0][222=F Sa Fa YY σ，大齿轮的值大 故 mm m n 296.101646.02410553.249.12324=⨯⨯⨯⨯≥ 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，可取弯曲疲劳强度算得的模数1.296，并圆整为标准值1.5mm ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径58.391=d mm 算出小齿轮齿数：265.158.3911≈==m d z 大齿轮齿数：8107.326112=⨯=⨯=i z z(4)几何尺寸计算mm m z d 395.126111=⨯== mm m z d 5.1215.181122=⨯== mm d d a 8025.12139221≈+=+=齿宽：mm d b d 393911=⨯=Φ=所以取小齿轮齿宽：mm B 491= 大齿轮齿宽：mm B 442= 齿轮3和齿轮4的确定：同理，通过计算，取齿轮3的齿数为273=z ，齿轮4的齿数为1074=z ，模数为22=m计算几何尺寸：mm m z d 54227233=⨯== mm m z d 2142107244=⨯== mm d d a 1342214542432=+=+=齿宽：mm d b d 545413=⨯=Φ=所以取小齿轮齿宽：mm B 623=，大齿轮齿宽：mm B 574=2．轴与轴承的选择和计算 输出轴即轴3的设计计算 (1)初步确定轴的最小直径：已知34.43=P kw ,74.2363=n r/min, 175=I T N •m选用材料为45钢，经调质处理，根据查[2]表15-3，取1250=A ,查[2] 表15-1得对称循环弯曲许用应力MPa 59][1=-σ,按扭转强度计算，初步计算轴径mm n P A d 96.3274.23634.412533330min =⨯=≥ 考虑键槽的影响，增大3% ，则mm d 95.33)03.01(96.32min =+⨯=轴最小直径输出直径为安装联轴器处，联轴器的孔径有标准系列，故轴最小直径处须与联轴器的孔径想适应，所以，取轴的最小直径为mm d 35=I (2)确定轴各段的直径和长度 ①1d ：mm d 351=1L ：根据联轴器的长度，取mm L 801=②2d ：半联轴器需要定位，故需设计一定位轴肩，轴肩高度5.3~204535)1.0~07.0()1.0~07.0(1=⨯==d h ，所以取mm h 5.3=则mm d 427352=+=2L ：根据外伸长度确定为60mm③3d ：这段与轴承配合，初选轴承内径为mm d 45=，初定为6209 3L ：根据轴承宽度b=19mm ，所以L 3=20mm ④4d ：有轴承的安装尺寸确定，取mm d 524=4L ：根据装配草图大齿轮和轴承在箱体内位置取mm L 5.664= ⑤7d ：安装轴承，采用套筒给齿轮定位，mm d 457=7L ：根据装配草图，确定mm L 5.427= ⑥6d ：这段安装齿轮，取mm d 506=6L ：根据齿轮宽度，取mm L 623656=-=⑦5d ：这段为轴环的直径，用来定位齿轮，故需要设计定位轴肩，mm d 605= 5L ：轴环长度，按h L 2~5.1≈确定，所以这里取mm L 125=(3)轴承的选择对轴进行受力分析，轴承上受到的力为21,F F ，如图 3N d T F t 70005017522=⨯==N F F t r 2548tan ==α 求支反力 垂直方向：⎩⎨⎧=⋅-⋅=+061182221t H t H H F F F F F ⇒⎩⎨⎧==N F NF H H 2346465421 水平方向：⎩⎨⎧=-⋅=+0611822121V V r V V F F F F F ⇒⎩⎨⎧==NF NF V V 854169421 所以轴承上受到的力为：N F F F V V 189722211=+= ,N F F F H H 522022212=+=图2图3轴承只受到径向力，没有轴向力，计算当量动载荷P ，根据[2]中公式13-8a )(t r p YF XF f P +=取1,2.1==X f p ，则 7.59422.49522.1=⨯=P N根据书[2]公式13-6，求轴承应有的基本额定动载荷值N l n P C h 358921024000153607.594210603636=⨯⨯⨯='⨯= 查机械设计手册[6]选择C=52800N 的6309轴承。