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1、机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书 设计题目：设计题目：用于带式运输机的二级用于带式运输机的二级 同轴式圆柱齿轮减速器同轴式圆柱齿轮减速器 20152015 年年 1 1 月月 3030 日日 目录目录 1. 题目及总体分析 2. 各主要部件选择 3. 选择电动机 4. 分配传动比 5. 传动系统的运动和动力参数计算 6. 设计低速级齿轮 7. 减速器轴及轴承装置、键的设计 轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 8. 润滑与密封 9. 箱体结构尺寸 10. 设计总结 11. 参考文献 一.题目及总体分析题目及总体分
2、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 4000N，运输带速度为 1.25m/s，运输机滚筒 直径为 500mm。 自定条件：工作寿命 10 年（设每年工作 300 天） ，三年一大修,连续单向运转,载荷平稳,室内 工作,有粉尘（已考虑） 生产批量:10 台 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： 1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器 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.。 二二.各主要部件选择各主要部件选择 目的过程分析结论 动
3、力源 电动机 齿轮载荷平衡做成直齿 轴承此减速器轴承所受轴向力不大深沟球球轴承 联轴器 高速轴弹性联轴 器，低速轴用可 移式刚性联轴器 三三.选择电动机选择电动机 目的过程分析结论 类型根据一般带式输送机选用的电动机选择 选 用 Y 系 列 （IP23）封闭式 三相异步电动 机 功率 电动机所需有效功率按式（1）为 PwFV4000N1.25m/s 弹性联轴器传动效率10.99 一级圆柱齿轮传动效率20.97 滚动轴承传动效率为30.99 输送机滚筒效率为40.96 电动机输出有效功率为 KW P P w d 5 99.096.097.099.01000 25.14000 1000 322 4
4、321 要求电动机所 需功率为 KWPd5 型号 确定电动机转速 卷筒轴工作转速为 min 75.47 500 25.1100060100060 r D v n 按表一推荐的传动比合理范围，二级圆柱直齿轮减速器传动比 408 2 i，即总传动比范围为408 a i，故电动机转速的可选 范围为min/191038275.47)408( rnin w 查得型号 Y160m-6 封闭式三相异步电动机参数如下: 额定功率kW=7.5 满载转速r/min=1000 故满足要求。 选用 型 号 Y160m-6 封闭式三相异 步电动机 四四.分配传动比分配传动比 目的过程分析结论 分 配 传 动 比 传动系
5、统的总传动比 w m n n i 其中 i 是传动系统的总传动比， 多级串联传动系 统的总传动等于各级传动比的连乘积； nm是电动机的满载转速， r/min； nw为 工作机输入轴的转速，r/min。 计算如下min/970rnm， 31.20 75.47 970 i 385.3 6 2 1 i i 385.3 6 2 1 i i 五五.传动系统的运动和动力参数计算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
6、其余各 轴的输入功率分别为、；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、。 计算各州功率、转速和转矩 （1）各轴转速 0 轴（电机轴） min 970 0 r nn w 1 轴（高速轴） n min 970 1 r nm 2 轴（中间轴） n min 67.161 1 1 2 r i n 3 轴（低速轴） min 76.47 2 2 3 r i n n 4 轴（滚筒轴） min 76.47 34 r nn （2）功率 kwP5.7 0 1 pkwp425.799.05.7 010 kwpp13.799.097.025.7
7、 1212 kwpp22.697.099.013.7 2323 kwpp55.599.099.022.6 3434 （3）转矩 mNT84.73 970 5.7 9550 0 mNT10.73 970 425.7 9550 1 mNT17.421 67.161 13.7 9550 2 mNT74.1243 76.47 22.6 9550 3 mNT1110 75.47 55.5 9550 4 1-3 轴的输出功率或输出转矩分为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效 0.99 P 输出变为； kwP35.799.0425.7 1 kwP06.799.013.7 2 kwP16.699.022.6 3
8、kwp55.5 4 T 变为； mNT37.7299.010.73 1 mNT96.41699.017.421 2 mNT30.123199.074.1243 3 mNT00.1110 4 轴号 电动机两级圆柱减速器滚筒轴 O 轴1 轴2 轴 3 轴4 轴 转速 n(r/min) n0=970n1=970n2=161.67n3=47.76n4=47.76 功率 P(kw)P0=7.5P1=7.425P2=7.13P3=6.22P4=5.55 转矩 T(N m)T0=73.84T1=73.10T2=421.17T3=1243.74T4=1110.00 两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器 传动比 ii0
9、1=1i12=6i23=3.385i34=1 传动效率 01=0.9912=0.9623=0.9634=0.98 六六.（一）设计高速级圆柱直齿传动（一）设计高速级圆柱直齿传动 目的设计过程结论 选 定 齿 轮 精 度 等 级 、 材 料 及 齿 数 1) 选用级精度 2) 由表 10-1 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。 3) 选小齿轮齿数24 1 Z， 大齿轮齿数144246 122 ZiZ，取145 2 Z 4) 选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取 o 20（标准值） 目的过程分析结论 按 齿 面 接 触 疲
10、 劳 强 度 设 计 由设计计算公式 10-11 进行试算小齿轮分度圆直径，即 3 2 1 1 ) ( 12 H EH d Ht t ZZZ u uTk d ）确定公式各计算数值 （1）试选载荷系数3 . 1 t K （2）计算小齿轮传递的转矩 mmNT 4 1 10237.7 （3）由表 10-7 选取齿宽系数1 d （4）由表 10-5 查得材料的弹性影响系数 2/1 8 .198 MPaZE由图 10-20 查得区域系数 H Z=2.5 （5）由式 10-9 计算接触疲劳强度用重合度系数 Z 84.29)2/(cosarccos 111 aa hzz 06.22)2/(cosarccos
11、 222 aa hzz 747.12/)tan(tan)tan(tan 22 11 aa zz 867.0 3 725.14 Z 由图 10-25 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 600 1lim 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 550 2lim （6）由式 10-15 计算应力循环次数 9 11 103968.1)1030081(19706060 h jLnN 89 2 1034.26/103968.1N （ 7 ） 由 图 查 得 接 触 疲 劳 强 度 寿 命 系 数 98.0 1 HN K95.0 2 HN K （8）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为，安全
12、系数为 S=1，由式 10-14 得 MPa S K HHN H 588 1lim1 1 MPa S K HHN H 523 2lim2 2 取最小者作为齿轮副的接触疲劳许用应力，即 523MPa ）计算 （） 试算小齿轮分度圆直径 t d1，代入 H 中的较小值 mmd t 00.58) 523 869.08.1895.2 ( 6 16 1 10237.786.12 3 2 4 1 目的过程分析结论 按 齿 面 接 触 疲 劳 强 度 设 计 （） 调整小齿轮分度圆直径，计算圆周速度 v sm nd v t /95.2 100060 97000.58 100060 11 （） 计算齿宽 mm
13、db td 00.5800.581 1 （） 计算齿宽与齿高之比 模数mm Z d m t nt 417.2 24 00.58 1 1 齿高 666.10438.5/00.58/ 438.5417.225.225.2 hb mmmh nt （） 计算载荷系数 K 根据smv/95.2， 级精度， 由图 10-8 查得动载荷系数09.1 V K 假设mmNbFK tA /100/，由表 10-3 查得 2 . 1 FH KK 由表 10-2 查得使用系数1 A K 由表 10-4 查得419.1 H K 故载荷系数86.1419.12.109.11 HHVA KKKKK （）按实际的载荷系数校正
14、所算得的分度圆直径，由式得 mmKKdd tt 36.653.1/86.100.58/ 3 3 11 （）计算模数 723.224/36.65/ 11 Zdm 分度圆直径 mmd36.65 1 按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计 由式 10-7 得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 F SF d Ft n YY Z YTK m 目的分析过程结论 按 齿 ）确定公式内的计算数值 （） 由图 10-24c 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F 500 1lim 根 弯 曲 强 度 设 计 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F 380 2lim （） 由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数
15、85.0 1 FN K88.0 2 FN K （） 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为，安全系数为 S=1.4，由式 10-14 得 MPaMPa S K FEFN F 57.303 4.1 50085.0 11 1 MPaMPa S K FEFN F 86.238 4.1 38088.0 22 2 （） 计算载荷系数 75.134.12.109.11 FFVA KKKKK （）查取齿形系数 由表 10-17 查得68.2 1 Fa Y17.2 2 Fa Y （）查取应力校正系数 由表 10-18 查得58.1 1 Sa Y783. 1 2 Sa Y （）计算大小齿轮的 F SaFaY Y ，
16、并比较 0162.0 86.238 783.117.2 0139.0 57.303 58.168.2 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY 大齿轮的数据大所以等于 0.0162 （ 8 ） 由 式10-5计 算 弯 曲 疲 劳 强 度 用 重 合 度 系 数 679.0 747.1 75.0 25.0 Y ）设计计算 mmm692.10162.0 241 682.010237.775.12 3 2 4 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 1.321，并就近圆整为标准值 1.5。 目的分析过程结论 按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计 圆周速度mmzmd t 608.4024692.1 11
