二级展开式圆柱齿轮减速器课程设计计算说明书范例

长春工程学院 机电学院 机械基础教研室 学号12345

高速I T*P1=

95501n =9550*2.9403=19.634 N?m 11430

中间轴II T9550*P2=

2n=

9550*2.7945930=87.328 N?m

2297.

传动比14.97

i1=4.68 i2=3.2 各轴速度 n0=1430r/min n1=1430r/min n2=305.6r/min n3=95.5r/min n4=95.5r/min 各轴功率 P0 =3Kw P1= 2.9403 P2=2.7653 Kw P3=2.600 Kw P4=2.523 Kw 低速轴III T3=

9550*P39550*2.n=656=265.6 N?m 395.5

卷筒 T9550*P4n=9550*2.57674=

=257.67 N?m

495.5其中TPd=9550dn (N*m) d项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 卷筒 转速（r/min） 1430 1430 305.6 95.5 95.5 功率（kW） 3 2.9403 2.7945 2.656 2.5767 转矩（N2m） 2.9403 19.634 87.328 265.6 257.67 传动比 1 1 4.68 3.2 1 效率 1 0.98 0.95 0.95 0.94 四 传动件设计计算（齿轮） A 高速齿轮的计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 2.9403KW 1430r/min 4.68 19.643N2m 1.3 1． 选精度等级、材料及齿数

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1） 材料及热处理； 选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 2） 精度等级选用8级精度；

3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝94； 2． 按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按[1]P203式（10—11）试算，即

3dt≥2.32*

KtTu?1?ZE???· ??φdu??σH??23． 确定公式内的各计算数值

1）参数确定 （1） 试选Kt＝1.3 （2） 由[1]P206表10－7选取尺宽系数φd＝0.8 （3） 由[1]P202表10－5查得材料的弹性影响系数ZE＝188.9Mpa （4） 由[1]P212图10－25按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝550MPa；大

齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝500MPa； （5） 由[1]P209式10－15计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝6031430313（238330038）＝3.33109 N2＝N1/4.68＝7.053108（此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时） 各轴转矩

T1=19.634 N?m T2=88.615 N?m T3=264.118 N?m T4=256.239 N?m

8级精度； Z1＝20 Z2＝94 Kt＝1.3 φd＝0.8

σHlim1＝550MPa σHlim2＝500MPa

（6） 由[1]P208图10－23查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95 （7）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由 [1]P207式（10－14）得 [σH]1＝0.903550MPa＝495MPa [σH]2＝0.983500MPa＝490MPa 2） 计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

KtT1u?1?ZE?d1t≥2.32*?·?? ??φdu?σ?H?

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3=2.32*1.3?19.634?104.68?1?189.8???=41.42mm 2??0.84.68?495?πd1tn2π?41.42?1430==3.1 m/s

60?100060?100032（2） 计算圆周速度

v=

（3） 计算齿宽b及模数m

b=φdd1t=0.8341.42mm=33.136mm

m=

d1t41.42==2。071 mm

20z1h=2.25m=2.2532.071 mm=4.659 mm

b/h=33.136/4.659=7.11（齿向载荷分配系数使用）

（4） 计算载荷系数K

由[1]P192表10—2，取KA=1.25；根据v=2.27m/s，8级精度，由[1]P194图10—8查得动载系数KV=1.14；由[1]P196表10—4查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时，KHβ=1.322，查[1]P197图10—13查得KFβ =1.26；查[1]P195表10-3，对于直齿轮Kα=1（对于斜齿轮需假设KAFt/b≤100N/mm，并进行验算）。

K=KAKVKαKβ=1.25x1.14x1x1.322=1.88 （5） 按实际载荷系数校正分度圆直径，由[1]P204式（10—12）得 d1=d1tK/Kt=41.42?（6） 计算模数m m?4． 按齿根弯曲强度设计 由[1]P200式(10—7)

m≥

3331.88/1.3mm=46.84mm

d146.84=mm = 2.34 mm

20z12KT1YFaYSa 22?F?φdz1σ1） 确定计算参数

S＝1

[σH]1＝495MPa [σH]2＝490MPa d1t =41.42mm v =3.1 m/s b=33.136mm m=2.071mm h=4.659mm b/h=7.11 KA=1.25 KV=1.14 KHβ=1.322

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KFβ =1.26 Kα=1 K=1.88

d1=46.84mm m=2.34mm

由[1]P210图10-24c得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σF1=450Mpa； 大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=400MPa。

由[1]P208图10-22查得弯曲寿命系数KFN1=0.9 ；KFN2=0.92 计算弯曲疲劳许用应力

取安全系数S=1.4（[1]P207 S=1.25-1.5），由[1]P207式10-14得

[σ

9*450F1]=（KFN1*σ

F1）/S=

0.1.4=289.29Mpa

[σ0.92*400F2]= （KFN2*σF2）/S=

1.4=262.86Mpa

（1） 计算载荷系数

K=KAKVKαKFβ=1.2531.143131.26=1.8 （2） 查取应力校正系数

由[1]P201图10－18查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.785；YFa1=2.8；YFa2=2.19；（3） 计算大、小齿轮的并YFaY?Saσ加以比较

F?Y?Fa1YSa12.8σ=?1.55289.29=0.015

F?1YFa2YSa22.19?1.785?σ=F?2262.86=0.0149

小齿轮的数值大。

2）设计计算 m≥

32KT1YFaYSa32?1.8?19.634φ22=dz1?σF?0.8?202?0.015=1.49mm 1对结果进行处理取m=2mm

Z1=d1/m=46.84/2≈23 大齿轮齿数，Z2=u* Z1=4.68*32≈108 5． 几何尺寸计算

1） 计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=Z1m=23*2=46mm d2=Z2m=108*2 =216mm 2） 计算中心距

a=(d1+d2)/2=(216+46)/2=131 mm。 3） 计算齿轮宽度

b=φdd1=0.8*46=36.8mm

取：B1=46mm，B2=40mm （小齿轮比大齿轮多5-10mm）

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