二级变速箱设计报告资料.docx
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二级变速箱设计报告资料
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，两年一次中修。
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
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
结论
动力源
要求已定
电动机
齿轮
考虑平行轴传动，且传动平稳，加工制造简单
直齿传动
轴承
直齿传动所以减速器轴承受轴向力不大
球轴承
联轴器
为使连接平稳可靠
凸缘联轴器
计算及说明
结果
§2-1电动机的选择
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
设：
——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
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
nw==95.5r/min.
方案比较
方案号
型号
额定功率
KW
同步转速
r/min
满载转速
r/min
1
Y112M—2
4.0KW
3000
2890
2
Y112M—4
4.0KW
1500
1440
3
Y132M1—6
4.0KW
1000
960
4
Y160M1—8
4.0KW
750
720
nw=95.5r/min.
计算及说明
结果
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，其主要参数如下表：
方案号
型号
额定功率
KW
同步转速
r/min
满载转速
r/min
堵转转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
3
Y132M1—6
4.0KW
1000
960
2.0
2.0
§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:
=iⅠ×iⅡ
考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取iⅠ===3.62.
iⅡ===2.78
§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.
Ⅱ轴PⅡ=PⅠ··=3.297×0.99×0.98=3.2kw
Ⅲ轴PⅢ=PⅡ··=3.2×0.99×0.98=3.104kw
卷筒轴P卷=PⅢ··=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TⅠ=Td=.3.313×0.99=3.280×104N·㎜
故Ⅱ轴TⅡ=TⅠ···iⅠ=32798.7×0.99×0.98×3.62
=1.152×
轴TⅢ=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
减速器
工作机
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速r/min
960
960
265.2
95.4
95.4
功率kw
3．33
3.297
3.2
3.104
3.04
转矩N•m
33.13
32.8
115.2
301.2
295.2
联接、传动件
联轴器
齿轮
齿轮
联轴器
传动比
1
3.62
2.78
1
传动效率
0.99
0.97
0.97
0.9801
第三章高速级齿轮设计
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
结果
计算及说明
结果
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
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：
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：
Z2=iZ1=3.62×24=86.88
取Z2=87。
§3-1按齿面强度设计
由设计计算公式进行试算，
即：
1）确定公式内的各计算数值
（1）由文献【3】表11-3试选Kt=1.3，标准齿轮区域系数=2.5
（2）计算小齿轮传递的转矩：
=N·mm=3.28N·mm
1）由文献【1】表10-7选取齿宽系数。
2）由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数189.8。
3）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。
4）计算齿轮应力循环次数：
60609601（1836510）=1.68192
=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
1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。
=mm46.07mm
2）计算圆周速度v。
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
==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；
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。
由=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，由下式得
46.21mm=50.4mm
46.01mm
v2.31m/s
=1.92mm
K=1.7004
50.4mm
计算及说明
结果
7）计算模数m。
mmm=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
1）由文献【1】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500M；大齿轮的弯曲疲劳强度极限380M；
2）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.87；
3）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
4）计算载荷系数K=K==11.2011.35=1.62
5）查取齿形系数。
由文献【1】表10-5查得2.65，2.206。
6）查取应力校正系数。
由文献【1】表10-5查得=1.58，=1.745。
7）计算大、小齿轮的并加以比较。
0.0138
0.0163
因此，大齿轮的数值大。
２）设计计算
mmm=1.44mm
m=2.1mm
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得模数1.44mm，并就近圆整为标准模数1.5，按接触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
这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
3）几何尺寸计算
（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。
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）传动方案为直齿圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）.
3）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。
Z1=34
Z2=123
=51mm
=184.5
a=117.75mm
51mm，
56mm。
计算及说明
结果
4）选小齿轮齿数24，2.7824=66.72，取。
§4-1按齿面强度设计
设计公式为：
1）确定公式内的各计算数值
1）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：
=
=1.152N·mm
2）由文献【1】表10-7选取齿宽系数。
3）由文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数189.8。
4）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。
5）计算齿轮应力循环次数：
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%，安全系数S=1，由式（10-12）得：
==0.9600M=546M
==0.92550M=506.55M
2）计算
1）试算小齿轮3分度圆直径，代入中较小的值。
=1.152N·mm
计算及说明
结果
=mmmm
2）计算圆周速度v。
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。
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
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