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1、 课程设计说明书课程设计说明书 设计题目：用于设计题目：用于带式运输机的二级同轴式圆柱齿轮减速器带式运输机的二级同轴式圆柱齿轮减速器 设计时间：2015年1月9日2015年1月27日 目录目录 1. 题目及总体分析2 第 2 页 共 33 页 2. 各主要部件选择2 3. 选择电动机3 4. 分配传动比3 5. 传动系统的运动和动力参数计算4 6. 设计低速级齿轮5 7. 减速器轴及轴承装置、键的设计9 轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计10 轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计16 轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计20 8. 润滑与密封26 9. 箱体结构尺寸26 10. 设计总结27 11
2、. 参考文献27 第 3 页 共 33 页 一.题目及总体分析题目及总体分析 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 1900N，运输带速度为 1.1m/s，运输机滚筒直 径为 230mm。 工作条件：一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘。 （已考虑） 使用期限：十年，大修期三年。 生产批量：10 台。 生产条件：中等规模机械厂，可加工 78 级精度齿轮及蜗轮。 动力来源：电力、三相交流、电压 200/300 伏。 运输带速度允许误差5%。 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：1 为电动机，2 及 6 为联轴器，
3、3 为减速器，4 为高速级齿轮传动，5 为低 速级齿轮传动，7 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。 二二.各主要部件选择各主要部件选择 目的过程分析结论 动力源 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 第 4 页 共 33 页 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 （IP44）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 kWWsm
4、NvFPw09. 22090/1 . 11900 圆柱齿轮传动(7 级精度)效率(两对)为 10.972 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30.992 输送机滚筒效率为40.96 电动机输出有效功率为 kW kWP P w r46. 2 96. 099. 099. 097. 0 09. 2 242 4321 要求电动机输出 功率为 kWPr46. 2 型号 确定电动机转速 卷筒工作转速为 min34.91 230 1 . 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 范围为408 2 i，即总传动比范围为
5、408 a i，故电动机转速 的可选范围为min6 .365372.73043.91408 rnin ad 查得型号 Y112M-4 封闭式三相异步电动机参数如下: 额定功率kW=4.0 满载转速r/min=1440 满载时效率%=84.5% 故满足要求。 选用 型号 Y112M-4 封 闭式三相异步电 动机 第 5 页 共 33 页 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 统的总传动比等于各级传动比的连乘积；m n 是电动机的满载转速， minr ； w n 为工作机输入轴的转速，
6、 minr 。 计算如下min/1440rnm，min34.91rnw。 77.15 34.91 1440 i 97 . 3 21 iii 97. 3 21 ii 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 43210 nnnnn、；对应于 0 轴的输出功率和其余各轴的输入 功率分别为 43210 PPPPP、；对应于 0 轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩 分别为 43210 TTTTT、；相邻两轴间的
7、传动比分别为 34231201 iiii、；相邻 两轴间的传动效率分别为 34231201 、。 计算各州功率、转速和转矩 （1）各轴转速 min1440 1 rnn m min72.362 97. 3 1440 1 1 2 r i n n min34.91 97. 3 72.362 2 2 3 r i n n 第 6 页 共 33 页 卷筒轴min34.91 34 rnn （2）功率 kWPP44. 299. 046. 2 0101 kWPP32. 297. 098. 044. 2 1212 kWPP21. 297. 098. 032. 2 2323 kWPP14. 297. 098. 02
8、1. 2 3434 （3）转矩 mNT31.16 1440 46. 2 9550 0 mNT15.1699. 031.16 1 mNT95.6097. 098. 097. 315.16 2 mNT01.23097. 098. 097. 395.60 3 mNT16.22398. 099. 001.230 4 轴号 电动机两级圆柱减速器工作机 0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴 转速 n(r/min) n0=1440n1=1440n2=362.72n3=91.34n4=91.34 功率 P(kw)P0=2.46P1=2.44P2=2.32P3=2.21P4=2.14 转矩 T(Nm) T0=16.3
9、1T1=16.15T2=60.95T3=230.01T4=223.16 两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器 传动比 ii01=1i12=3.97i23=3.97i34=1 传动效率 01=0.9912=0.9523=0.9534=0.97 第 7 页 共 33 页 六六.设计低速级圆柱直齿设计低速级圆柱直齿轮轮传动传动 目的设计过程结论 选 定 齿 轮 精 度 等 级 、 材 料 及 齿 数 ）选用级精度 ）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。 ）选小齿轮齿数 17 1 Z，大齿轮齿数49.671797.
10、 3 122 ZiZ，取 68 2 Z ）压力角 20 目的过程分析结论 按 齿 面 接 触 疲 劳 强 度 设 计 由设计计算公式 10-9a 进行试算，即 3 21 1 ) ( 1 32. 2 H E d t t Z u uTk d ）确定公式各计算数值 （）试选载荷系数3 . 1 t K （）计算小齿轮传递的转矩 mNnPT 46 11 6 1 101083. 672.36232. 21055. 91055. 9 （）由表 10-7 选取齿宽系数1 d （）由表 10-5 查得材料的弹性影响系数 21 8 .189 MPaZE （）由图 10-25d 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度
11、极限MPa H 600 1lim 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 550 2lim （）由式 10-15 计算应力循环次数 8 11 102232. 5)103008(172.3626060 h jLnN 第 8 页 共 33 页 88 12 103157. 197. 3/102232. 5iNN （）由图 10-23 查得接触疲劳强度寿命系数 91. 0 1HN K94. 0 2 HN K （）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式 10-12 得 MPaMPa S K HHN H 54660091. 0 1lim1 1 MPaMPa S K HHN H
12、51755094. 0 2lim2 2 ）计算 （） 试算小齿轮分度圆直径 t d1，代入 H 中的较小值 mmd t 105.55) 517 8 .189 ( 97. 3 197. 3 1 101083. 63 . 1 32. 2 3 2 4 1 目的过程分析结论 按 齿 面 接 触 疲 劳 强 度 设 计 （） 计算圆周速度 v sm nd v t /05. 1 100060 72.362105.55 100060 11 （） 计算齿宽 b mmdb td 105.55105.551 1 （） 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数24. 3 17 105.55 1 1 Z d m t nt 齿
13、高 56. 729. 7/105.55/ 29. 724. 325. 225. 2 hb mmmh nt （） 计算载荷系数 K 根据smv/05. 1，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数05. 1 V K 由表 10-2 查得使用系数1 A K NdF tt 97.2216105.55101083. 62T2 4 111 mmNmmbFK tA /10023.40105.5597.22161/ 1 ，由表 10-3 分度圆直径 mmd105.55 1 模数 24. 3m 第 9 页 共 33 页 查得2 . 1 FH KK 由表 10-4 查得 420. 1 H K 故载荷系数789
14、. 1420. 12 . 105. 11 HHVA KKKKK （）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 10-12 得 mmKKdd tt 293.613 . 1/789. 1105.55/ 3 3 11 （）计算模数 m mmZdm605. 317/293.61/ 11 按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计 由式 10-5 得弯曲强度的设计公式为 3 2 1 1 2 F SF d n YY Z KT m 目的分析过程结论 按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计 ）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 FE 500 1 大齿轮的弯曲疲劳强度极
15、限MPa FE 380 2 （） 由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数 88. 0 1FN K91. 0 2 FN K （） 计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1.4，由式 10-14 得 MPaMPa S K FEFN F 29.314 4 . 1 50088. 0 11 1 MPaMPa S K FEFN F 247 4 . 1 38091. 0 22 2 （） 计算载荷系数 418. 135. 12 . 103. 11 FFVA KKKKK （）查取齿形系数 由图 10-17 查得93. 2 1Fa Y26. 2 2 Fa Y （）查取应力校正系数 由图 10-
16、18 查得53. 1 1Sa Y75. 1 2 Sa Y 第 10 页 共 33 页 （）计算大小齿轮的 F SaFaY Y ，并比较 0160. 0 247 75. 126. 2 0143. 0 29.314 53. 193. 2 2 22 1 11 F SaFa F SaFa YY YY 大齿轮的数据大 ）设计计算 mmm125. 20160. 0 171 101083. 6418. 12 3 2 4 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，可取由弯曲强度算得的模数 2.125，并就近圆整为标准值 m=2。 目的分析过程结论 按 齿 根 弯 曲 强 度 设 计 按接触强度算得的分度圆直径mmd293.61 1 算出小齿轮齿数6465.302/293.61/ 11 mdZ取30 1 Z 大齿轮齿
