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1、机械设计课程设计说明书题目： 带式输送机减速器设计（展开式）班级： 设计者： 学号： 指导教师： 路曼 时间： 2017.3.26 目录一、课程设计内容二、功率分配和电机的选择三、齿轮的设计 （一）高速级齿轮 （二）低速级齿轮四、轴上零件的设计五、校核 （一）轴的校核（二）轴承的校核 （三）键的校核六、齿轮减速器的箱体设计 （一）润滑与密封（二）箱体主要结构尺寸 （三）其他附件七、感想八、参考文献一、 课程设计内容课程设计的题目，为一般用途的机械传动装置，如图所示带式运输机的减速器。工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、试用期限为8年(年工作日300天)、小批量生产、底座（为传动装置的独立底
2、座）用型钢焊接。带工作拉力F(KN)输送带速度V（m/s）滚筒直径D（mm）8.01.8420根据上述数据，完成以下工作：1. 减速器装配工作图一张（A0）图纸；2. 零件工作图三张（传动件、轴、箱体图纸）；3. 设计计算说明书一份。二、功率分配和电机的选择由题意设计成展开式二级齿轮减速箱，齿轮为斜齿轮。Pw=Fv=14.4kwa=齿轮2轴承3联轴器2卷筒=0.9720.9930.9820.96=0.86Pd=Pwa=17.14kw由P173表12-1选取Y180M-4电动机，Pm=18.5kw，nw=1470r/minn=60vD=81.85r/minia=nmn=18.0,又ia=ii,因
3、此取i=4.5，i=4.0各轴转速：n1=1470r/min，n2=294/min, n3=81.89r/min, n4=81.89r/min各轴功率：P1=Pm联轴器=18.50.98kw=18.13kwP2=P1轴承齿轮=18.130.970.99kw=17.14kwP3=P2轴承齿轮=17.140.970.99kw=16.72kwP4=P3轴承联轴器=16.720.990.98kw=16.22kw各轴转矩：T1=9550Pm/n1=955018.13/1470=117.78N.mT2=9550P1/n2=955017.41/294=565.53N.mT3=9550Pm/n3=955016
4、.72/81.89=1949.88N.mT4=9550Pm/n4=955016.22/81.89=1891.57N.m计算过程计算结果三、齿轮的设计（一） 高速级齿轮1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角=20。（2） 参考1表10-6,齿轮选用7级精度。（3） 由1表10-1,选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。（4） 选小齿轮齿数Z1=27，大齿轮齿数Z2=iZ1=121.5，取Z2=122。（5） 初选螺旋角=13。2. 按齿面接触疲劳强度设计（1）由1式10-24试算小齿轮分度圆
5、直径，即d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)21） 确定公式中的各参数值。2）试选载荷系数KHt=1.3。由1图10-20查取区域系数ZH=2.433。由1式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Z。由1式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Z。t=arctan(tanncos)=arctan(tan20。cos13。)=20.482。at1=arccos(Z1costZ1+2han*cos)=arctan(27cos20.482。27+21cos13。)=29.106。at2=arccos(Z2costZ2+2han*cos)=arctan(122cos20.482。122+2
6、1cos13。)=22.772。Z1=27Z2=122=20。计算过程计算结果=Z1(tanat1-tant)+ Z2(tanat2-tant)/2 =27(tan29.106。-tan20.482。)+122(tan22.772。-tan20.482。)/2=1.685 =dZ1tan=127tan13。=1.984 Z=4-31-+=4-1.68531-1.984+1.9841.685=0.647由1式10-23可得螺旋角系数Z=cos=cos13。=0.987由1表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12计算接触疲劳许用应力H。由1图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲
7、劳极限分别为Hlim1=600MPa, Hlim2=550MPa。由1式10-15计算应力循环次数， n1=1470r/min N1=60n1jLh=6014701(283008)=3.39109N2=N1u=3.391094.5=7.53108由1图10-23查取接触疲劳寿命系数为KHN1=0.88, KHN2=1.02。取失效概率为1%，安全系数S=1，由1式10-14得，H1=KHN1Hlim1s=0.886001MPa=528MPa H2=KHN2Hlim2s=1.025501MPa=561MPa计算过程计算结果取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H1=528MPa。2）试算
8、小齿轮分度圆直径。 d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2 =321.31.177810514.5+14.5（2.433189.80.6610.987528）2=48.472mm（2）调整小齿轮分度圆直径。 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v。 v=d1tn1601000=48.4721470601000m/s=3.75m/s 齿宽b=dd1t=148.472mm=48.472mm 2）计算实际载荷系数KH。 由1表10-2查得使用系数KA=1。 根据v=3.75m/s、7级精度，由1图10-8查得动载系数Kv=1.10。 齿轮的圆周力。 Ft1=2T1d1t=21.1
9、77810548.129N=4.894103N KAFt1b=14.89410348.129N/mm=101.69N/mm100N/mm由1表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2。 由1表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.419。则载荷系数为KH=KAKvKHKH=11.101.21.419=1.8733）由1式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径。d1=d1t3KHKHt=48.8731.8731.3mm=58.66mmH= 528MPad1t48.472mmd1=58.66mm计算过程计算结果mn=d1cosZ1=58.66cos13。27mm
10、=2.11mm取mn=2.54几何尺寸计算。（1）计算中心距。 a=Z1+Z2mn2cos=27+1222.72cos13。m=191.149mm，将中心距圆整为a=190mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角。 =arccos（Z1+Z2）mna=arccos27+1222.52190=11.403。（3）计算小、大齿轮的分度圆直径。 d1=Z1mncos=272.5cos11.403mm=68.86mm d2=Z2mncos=1222.5cos11.403。=311.14mm (4)计算齿轮宽度。 b=dd1=168.86mm=68.86mm 取b2=74mm，b1=69mm。5圆整中心距
11、后的强度校核。mn=2.5a=190mm =11.403 d1=68.86mm d2=311.14mmm计算过程计算结果（1） 齿根弯曲疲劳强度1）计算实际载荷系数KF。由1表10-2查得使用系数KA=1。根据v=3.75m/s，7级精度，由1图10-8查得动载系数Kv=1.10。Ft1=2T1d1=21.177810568.86N=3.421103N KAFt1b=13.421103 N62=55.18N/mm100N/mm 查1表10-3,得齿间载荷分配系数KF=1.4。 由1表10-4用插值法查得KH=1.422，结合bh=b1(2han*+Cn*)mnt=62(21+0.25)2=11
12、.02，查1图10-13得KF=1.30。 则载荷系数KF=KAKvKFKF=11.101.41.422=2.190。计算过程计算结果2）Y=0.25+0.75=0.25+0.751.745=0.6803）计算F。由1图10-17查得齿形系数YFa1=2.53 YFa2=2.18。由1图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.62 Ysa2=1.81。4）计算接触疲劳许用应力F。由1图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa, Flim2=380MPa。5）T1=1.1778105Nmm、=11.430。、d=1、mn=2.5mm、Z1=27、Z2=122将它们代入1式10-17，得到F1=2KFT1YsaYFaYYcos2dmn3Z12=22.1901.17781052.531.620.6800.811cos211.403。12.53272=98.37MPaF1F2=2KFT1YsaYFaYYcos2dmn3Z12=22.1901.17781052.181.810.6800.811cos211.403。12.53272=94.70MPaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。
