推荐-二级展开式圆柱齿轮减速器机械设计课程设计 精品

目录l 设计任务.....................................................2 电动机的选择计算............................................3 传动装置的运动和动力参数计算..............................4 带传动的设计计算..........................................5 传动零件的设计计算.............................................6 轴的结构设计和强度校核.......................................7 滚动轴承的选择及计算..........................................8 箱体内键连接的选择及校对...........................9 箱体的结构设计......................................10 联轴器的选择.................................................11 减速器附件的选择............................................12 润滑与密封..............................................13参考文献.....................................................14设计小结........................... .........................一、设计任务1、设计题目：用于带式运输机的二级直齿圆柱齿轮减速器2、系统简图：3、工作条件：工作有轻微振动，经常满载、空载起动、两班制工作，运输带允许速度误差为 ５％，减速器小批量生产，使用寿命八年，每年按300天计。

4、原始数据5、设计工作量：1. 减速器装配图一张（1号图纸）2. 零件工作图二张（传动零件、轴各一张）3. 设计计算说明书一份（A4纸，6000-8000字）二、电动机的选择计算如系统简图所示的胶带运输带的有效拉力F=2.4KN ，工作速度v=1.4m/s,传动滚动直径D=400mm ，电源为三相交流，电压为380/220V 试选择电动机。

工作条件：单向运转，有轻微振动，空载起动，单班制工作，使用期限10年，输送带速度容许误差为±5%。

1.选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机,封闭自扇冷式结构,电压为380V,Y 系列。

2.选择电动机功率W P ==1000FV 36.310004.12400=⨯kw 传动装置的总效率：V 带传动效率 96.0=b η圆柱齿轮的传动效率 ηg =0.97 一对滚动轴承的效率 ηr =0.98联轴器的效率 ηc =0.99 传动滚筒效率 η滚筒=0.96卷筒ηηηηηη23g r c b =传动总效率82.096.098.098.099.096.023=⨯⨯⨯⨯=η 所需电动机功率Pr =Pw η=1.482.036.3=kw 3.电动机的转速滚筒转速 W n =Dπυ60==⨯⨯4.014.34.16066.88r/min V 带b i =2~4双级圆柱齿轮 g i =8~40 i=16~160 取i=16~40n=1070~2675 r/min 取n=1500 r/min通过比较决定选择电动机型号为Y132S-4, 同步转速为1440r/min ，所选电动机的数据和安装尺寸如下表三、传动装置的运动及动力参数计算1、分配传动比电动机的满载转数n 0=1440r/min总传动比 I 总 = n 0/n w = 1440/66.88=21.5分配传动装置各级传动比21i i i i i i b g b ==，取带传动传动比5.2=b i6.85.2/5.21/21===b i i i i令213.1i i =，代入上式求得：高速级传动比35.31=i ，低速级传动比57.22=i 。

2、各轴功率、转速和转矩的计算 a.各轴转速1轴转速 min /5765.2/1440/1r i n n b m === 2轴转速 min /9.17135.3/576/112r i n n === 3轴转速 m in /9.6657.2/9.171/223r i n n === 卷筒轴转速min /9.6634r n n == b.各轴功率1轴功率 kW P P b n 28.596.05.51=⨯==η2轴功率 kW P P g r 02.597.098.028.512=⨯⨯==ηη 3轴功率 kW P P g r 77.497.098.002.523=⨯⨯==ηη卷筒轴功率 kW P P c r 63.499.098.077.434=⨯⨯=⨯⨯=ηη c.各轴转矩电机轴 mm N mm N n P T m n ⋅=⋅⨯⨯==36476101440/5.59550/9550301轴 mm N mm N n P T ⋅=⋅⨯⨯==8754210576/28.59550/955031112轴 mm N mm N n P T ⋅=⋅⨯⨯==278889109.171/02.59550/955032223轴 mm N mm N n P T ⋅=⋅⨯⨯==680919109.66/77.49550/95503333 卷筒轴mm N mm N n P T w w ⋅=⋅⨯⨯==660934109.66/63.49550/955034四、带传动的设计计算1 确定设计功率d P由《机械设计》表5-6查A K =1.1kW kW P K P n A d 05.65.51.1=⨯=⋅=2 选择V 带型号选择V 带的带型，由ca P 0n 图8-11选用A 型 3 确定带轮的基准直径d d 并验算带速v①初选小带轮的基准直径1d d 。

由表8-6和表8-8，查取A 型带轮mm D 75min =，应 使min 1D D ≥，小带轮转速较低，选mm D 1001=。

验算带速vs m D v n/536.7100060144010014.3100060=⨯⨯⨯=⨯=π带速在5~25m/s 之间，1D 选择合适。

mm iD D 5.247)01.01(1005.2)1(12=-⨯⨯=-=ε参考表8-8给出的带轮直径系列，取mm D 2502=。

转速误差%501.05.2475.247250±≤=-4 确定中心距a 和带长d L由式(8-20) )(2)(7.021021D D a D D +≤≤+mm a mm 7002450≤≤初选 mm a 4000=带长 mm a D D D D a L d 13644)()(220212210=-+++≈'π查表8-2取mm L d 1400= 中心距 mm L L a a d d 41820=-+≈'a 的调整范围mm L a a d 397015.0min =-=mm L a a d 46003.0max =+=验算包角︒=︒⨯--︒=4.1593.57180121aD D α 6 确定V 带根数 按式 ca dK K P P P z )(00∆+=由表8-9a,插值求得得kW P 32.10= 由表8-4b 查得kW P 17.00=∆ 由表8-12查得95.0=a K 由表8-8查得96.0=L K 代入求根数公式，得45.496.095.0)17.032.1(05.6)(00=⨯⨯+=∆+=L a d K K P P P z取z=5,符合表5-7推荐的轮槽数。

7 确定初拉力0F 查表8-3得m kg q /1.0= N qv K zv P F ad 7.136)15.2(50020=+-= 8 计算作用在轴上的压力F QN zF F Q 13452sin210==α9带轮结构设计① 小带轮结构采用实心式电动机,380mm D =表8-11查的 9,4.015=±=f e ，mm D L 67~572~5.10=⨯=）（带。

轮毂宽，mm zf e z B 1051-=+=）（带轮五、传动零件的设计计算Ⅰ--Ⅱ轴高速传动啮合的两直齿轮（传动比3.35）1、选精度等级、材料及齿数(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)运输机为一般工作机器，速度不高，故选取精度等级7级 (3)试选小齿轮齿数Z 1 =23，大齿轮齿数Z 1 ≈77 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 按式（10-9）试算，即 32)(12HE H d Z Z Z u u KT d σϕε+≥3、确认公式中的各计算数值（1） 由图10-20选取区域系数ZH= 2.5 （2） 由表8-18选取尺宽系数Фd =1（3） 由表10-6查得材料弹性影响系数 ZE=190Mpa （4） 由式10-13计算应力循环次数N 1=60n 1j ⋅h L =60⨯576⨯1⨯(2⨯300⨯8⨯8)=1.33⨯109 N 2=N 1/3.35=3.97⨯108（5）由图8-5查得接触疲劳寿命系数为1和1（6）接触疲劳强度极限lim H σ 由图8-20a 查1lim H σ=720Mpa;2lim H σ=580Mpa（7） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 []17201lim 1==HN H H S Z σσ=720Mpa []15802lim 2==HN H H S Z σσ=580Mpa []H σ=580Mpa 4、计算载荷系数K（1）已知载荷轻微冲击，所以取Ka=1.25（2） 根据8级精度，由图8-6查得动载系数Kv=1.1 （3）由表8-5查得1.1=αK由表10-4插值法查8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时βK =1.05 载荷系数 59.105.11.11.125.1...=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K（4）确定重合度系数εZ 7.1)11(2.388.121=+-=z z ε 34εε-=Z =0.88 （5）所需小齿轮直径d1 321)(12HE H d Z Z Z u u KT d σϕε+≥=32)58088.05.2190(35.3135.318754259.12⨯⨯•+•⨯⨯=57.26mm模数m=zd 1=2.49 5、根据齿根弯度强度设计 由式（10-17） []32112F S F d Y Y z KT m σφαα•≥确定计算参数1）由图10-20c 查的小齿轮的弯度疲劳强度极限1F σ=300Mpa;大齿轮2F σ=220Mpa 2）由图10-18取弯度疲劳寿命系数为YN 为1和1 3）Yx1=1；Yx2=1 4）计算许用应力取安全系数S=1.6，由式10-12得 1F σ=1F xN F S Y Y lim 2σ=375Mpa 2F σ=1FxN F S Y Y lim 2σ=275Mpa 5） 查取齿型系数和应力校正系数 由表10-5查得1αF Y =2.52；2αF Y =2.18 由表10-5查得1αS Y =1.625；2αS Y =1.816）计算大、小齿轮的[]F S F Y Y σαα并比较[]111F S F Y Y σαα=0.01092[]222F S F Y Y σαα=0.01434大齿轮的数值大7）载荷系数K=1.59 8）设计计算3201434.02318754259.12•⨯⨯⨯≥m ≈1.96 6、标准模数的选择由于齿面接触疲劳强度计算模数m 大于齿根弯度疲劳强度计算模数，由于齿轮模数的大小取决于弯度强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯度强度算得的模数1.96优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2mm ，按接触疲劳强度算的分度圆直径的d1=57.26mm 。