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1、目录1. 题目及总体分析22. 各主要部件选择23. 选择电动机34. 分配传动比35. 传动系统的运动和动力参数计算46. 设计高速级齿轮57. 设计低速级齿轮108. 减速器轴及轴承装置、键的设计14轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计15轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计21轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计279. 润滑与密封3210. 箱体结构尺寸3211. 设计总结3312. 参考文献33第 2 页 共 34 页一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为 4500N，运输带速度为 1.8m/s，运输机滚筒直径为 400mm。自定条件：工
2、作寿命 8 年（设每年工作 300 天） ，四年一大修,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘。减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。整体布置如下：图示：为电动机，及为联轴器，为减速器，为高速级齿轮传动，为低速级齿轮传动，为输送机滚筒。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉 ,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。二.各主要部件选择目的 过程分析 结论动力源 电动机齿轮 斜齿传动平稳 高速级，低速级 均为斜齿轮轴承 此减速器轴承所受轴向力不大 球轴承联轴器 弹性联轴器第 3 页 共 34 页三.选择电动机目的 过程分析 结论类型 根据一般带式输送机选用
3、的电动机选择选用 Y 系列（IP44）封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为 PwFV4500N1.8m/s圆柱齿轮传动(8 级精度) 效率(两对) 为 10.97 2球轴承传动效率(四对) 为 20.99 4弹性联轴器传动效率(两个)取 30.993 2输送机滚筒效率为 40.96电动机输出有效功率为 KWPwr 46.9.093.097.8152424321 要求电动机输出功率为 kPr46.9型号查得型号 Y160M-4 封闭式三相异步电动机参数如下额定功率kW=11满载转速r/min=1460选用型号 Y160M-4封闭式三相异步电动机四.分配传动比目的 过程分析 结论分配传动比
4、传动系统的总传动比 其中 i 是传动系统的总传动比，多级串联传动系统wmni的总传动等于各级传动比的连乘积；n m 是电动机的满载转速，r/min；n w 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下 i/1460rm min/9.85401.36rdvW(两级圆柱齿轮)58i82.7n196.85140i.21i 1.4i2第 4 页 共 34 页五.传动系统的运动和动力参数计算目的 过程分析 结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为 0 轴、1 轴、2 轴、3 轴、4 轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、
5、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。电动机 两级圆柱减速器 工作机轴号O 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴转速n(r/min) n0=1460 n1=1460 n2=356 n3=86.85 n4=86.85功率 P(kw) P0=9.46 P1=9.39 P2=9.02 P3=8.66 P4=8.17转矩T(Nm) T0=61.9 T1=61.42 T2=242.2 T3=953.15 T4=899.22两轴联接 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器传动比 i i01=
6、1 i12=3.6 i23=3.6 i34=1传动效率 01=0.993 12=0.96 23=0.96 34=0.944六.设计低速级齿轮目的 过程分析 结论选精度等级、材料和齿数）选用斜齿圆柱齿轮传）选用 8 级精度）材料选择。小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）选小齿轮齿数 1，大齿轮齿数 2 1 14.124=98.4,取Z2=98。选取螺旋角。初选螺旋角 第 5 页 共 34 页目的 过程分析 结论按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 3 21 )(12HEdtt ZuTk）确定公式内的各计算数值（）试选 6.tK（
7、）由图，选取区域系数 43.2HZ（）由图查得 78.016621（）计算小齿轮传递的转矩mNT4197097.41（）由表选取齿宽系数 d（）由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH601lim H502lim（）由式计算应力循环次数821 1.)3016(35hjLnN88.4/0.（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 93.1HNK95.2HNK（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得MPaSHNH 586093.1lim1 K.2.2li2第 6 页 共 34 页MPaaH
8、H 25.40/)5.28(/)(21 目的 过程分析 结论按齿面接触强度设计）计算（）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得td1mdt 36.752.5408193.64.1297031 （）计算圆周速度smnvt /1.010635.74.1（）计算齿宽及模数 ntdbt 05.36.71mZmtnt .241coscos186./375/ 86.05.2.hbnt（）计算纵向重合度 903.14tan2138.0tan1.0 Zd（）计算载荷系数 K由表 102 查得使用系数 A根据 ，8 级精度，由图查得动载荷系数smv/41. 1.VK由表查得35.HK由图查得 2.1F假定 ，由表
9、查得mNdtA/01 4.1FHK第 7 页 共 34 页故载荷系数 08.235.14.HVAK（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得目的 过程分析 结论按齿面接触强度设计mKdtt 25.86.1/023.75/31 （）计算模数 nmZn 3.24cos.8cos1 mdn3.2581按齿根弯曲强度设计由式 321cosFSdnYZYKTm）确定计算参数（）计算载荷系数8.124.FVAK（）根据纵向重合度 ，从图查得螺旋角影响系数903.189.0Y（）计算当量齿数28.1074cos9.63321ZV（）查取齿形系数由表查得 5.1FaY6.2FaY（）查取应力校正系数由
10、表查得 96.S79.12Sa（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE501第 8 页 共 34 页大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE3802（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数86.01FNK9.2FN目的 过程分析 结论按齿根弯曲强度设计（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，由式得MPaKFENF 14.307.158601SFEF .2.922（）计算大小齿轮的 aY01625.57.24831947.021FSaFY大齿轮的数据大）设计计算 mmn 36.2015.64.12cos8908.13 2对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲
11、n劳强度计算的法面模数，取 2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足nm接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有md34.51的齿数。于是由 9.524cos.8cos1。 ndZ取 32，则 13.3.412zi取齿数 132Z几何尺寸计）计算中心距 mman204cos2.)(cos)(2 将中心距圆整为 210mm）按圆整后的中心距修正螺旋角中心距=210mm螺旋角第 9 页 共 34 页算 01.425.)13(arcos2)(arcos1 mZn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ 01.4目的 分析过程 结论几何尺寸计算）计算大、小齿轮的分度圆直
12、径 mmZd54.3701.4cos2.8.243）计算大、小齿轮的齿根圆直径 dnf 29.315.2.375.26821 ）计算齿轮宽度 mbd4.8.1圆整后取 ；B52901 分度圆直径 md54.37821齿根圆直径df29.3162齿轮宽度 mB901852验算NdTFt 864.71mbKtA /10/5.8269合适合适七.设计高速级圆柱斜齿传动目的 过程分析 结论选精度等级、材料和齿数）选用斜齿圆柱齿轮传）选用 8 级精度）材料选择。小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）选小齿轮齿数 1，大齿轮齿数 2 1 14.1
13、24=98.4,取Z2=98。选取螺旋角。初选螺旋角 4第 10 页 共 34 页目的 过程分析 结论按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 3 21 )(12HEdtt ZuTk）确定公式内的各计算数值（）试选 6.tK（）由图，选取区域系数 43.2HZ（）由图查得 78.016621（）计算小齿轮传递的转矩mNT4097.41（）由表选取齿宽系数 1d（）由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH601lim H502lim（）由式计算应力循环次数921 136.)8016(4hjLnN892./036.（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 .1HNK92.0HN（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得MPaSKHNH 528608.1lim1 692.li22PaHH 5172/)508(/)(21 第 11 页 共 34 页目的
