单级斜齿圆柱齿轮减速器 (10号)用于双滚式压碎机的传动系统中

中北大学课程设计任务书2015/2016学年第 1 学期学院：中北大学信息商务学院专业：机械设计制造及其自动化学生姓名：XXX 学号：XXXXX课程设计题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器起迄日期：2015年12月14至2016年1月1号课程设计地点：A306指导教师：XXX系主任：XXX下达任务书日期: 2015年 12 月 14 日课程设计说明书学生姓名：XXX 学号：XXXXX 学院：中北大学信息商务学院专业：机械设计制造及其自动化题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器指导教师： XXX 职称: 教授2015 年 12 月 24 日目录一、传动方案的分析和拟定 (1)二、电动机的选择 (1)三、传动装置运动及动力参数计算 (3)四、传动零件的设计计算 (5)五、轴的计算 (13)六、滚动轴承的选择和计算 (20)七、键连接的选择和计算 (23)八、联轴器的选择 (24)九、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 (24)十、参考资料 (25)一、传动方案的分析和拟定机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。

传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。

传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的 一种方案。

合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。

带传动可用于两轴中心距离较大的传动并且带具有弹性,可缓和冲击和振动载荷,运转平稳,无噪声，当过载时,带即在轮上打滑,可防止其他零件损坏，结构简单,设备费低,维护方便故本文在选取传动方案时，采用带传动。

本文设计传动系统的传动装置由电动机、带、减速器、联轴器、滚筒五部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。

所以，如果要设计该减速器，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。

二、电动机的选择1、选择电动机类型按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V ，Y 型。

2、选择电动机的容量电动机所需的功率为kW Fvp p aawd ηη==由电动机到工作机的传动总效率为543321ηηηηηη⋅⋅⋅⋅=a式中1η、2η、3η、4η、5η分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。

取=1η0.96（带传动），=2η0.99（轴承），=3η0.97（齿轮精度为8级），=4η0.99（弹性联轴器），则：η总=η１×η₂³×η３×η４=0.894 所以==awd p p η 5.48kW根据机械设计手册可选额定功率为5.5kW 的电动机。

3、确定电动机转速工作机轴转速为Dvn π100060⨯==130 min /r取 V 带传动的传动比2-4，一级圆柱齿轮减速器传动比3-5，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为6-20。

故电动机转速的可选范围为⨯=⋅'='20)~(6n i n a d130.00 =780 —2600 r/min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y132S-4，将总传动比合理分配给 V 带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。

表2.1 电动机主要技术参数电动机型号为Y132S-4，主要外形尺寸见表 2.2。

图2.1 电动机安装参数表2.2 电动机主要尺寸参数中心高 外形尺寸底脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径 轴伸尺寸装键部位尺寸 H L ×HD A ×B K D ×E F ×G 132 475×315 216×1401238×80 10×33三、传动装置运动及动力参数计算电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。

1 、计算各轴转速Ⅰ轴 ==1i n n d480 min /r Ⅱ轴 ==112i n n 130 min /r 工作机轴 ==23n n 130 min /r 2、计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率Ⅰ轴 1P =d P 1η=5.48×0.96=5.2608kWⅡ轴 2P =1P 2η3η=5.2608×0.99×0.97=5.0519kW工作机轴 =3P 2P 2η24η=5.0519×0.99×0.99×0.99=4.9017kW 各轴输出功率Ⅰ轴 1P '=1P 2η=5.2608×0.99=5.2082kW Ⅱ轴 2P '=2P 2η=5.0519×0.99=5.0014kW 工作机轴 3P '=3P 2η=4.9017×0.99=4.8526kW 3、计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩d T 为==ddd n p T 955029.04 m N ⋅ Ⅰ轴输入转矩==1119550n p T 104.668m N ⋅ Ⅱ轴输入转矩==2229550n p T 371.120m N ⋅ 工作机轴输入转矩==3339550n p T 359.962m N ⋅ 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。

4、计算结果运动和动力参数计算结果整理后填入表 3.1中。

表 3.1 运动和动力参数计算结果四、传动零件的设计计算1、带传动的设计计算 （1）已知条件和设计内容设计V 带传动时的已知条件包括：所需传递的额定功率d p ；小带轮转速d n ；大带轮带轮转速2n 与初选带传动传动比0i =3。

（2） 设计步骤A 、确定计算功率ca p查得工作情况系数K A =1.1。

故有： ca p = d A P K 1.1×5.57 =6.028 kW B 、选择V 带带型据ca p 和d n 选用A 带。

C 、确定带轮的基准直径d d 并验算带速1）初选小带轮的基准直径d d ，取小带轮直径1d d =100mm 。

2）验算带速v ，有： 1000601⨯⨯⨯=dd n d v π=3.14159×100×1440.00060×100=7.54 m/s因为7.54 m/s 在5m/s —30m/s 之间，故带速合适。

3）计算大带轮基准直径2d d=⨯=1d 02d i d d 100×3=300mm 取2d d =300mm D 、确定V 带的中心距a 和基准长度d L1)初定中心距0a =389mm 2)计算带所需的基准长度2212104)()(220a d d d d a L d d d d d -+++≈π=1453 mm选取带的基准长度d L =1400mm 3）计算实际中心距 20d d L L a a -+≈=373.5 mm 中心距变动范围：=-=d L a a 015.0min 373.5-0.015×1400 = 352.5 mm =+=d L a a 03.0max 373.5+0.03×1400 = 415.5 mm E 、验算小带轮上的包角ad d d d ︒︒⨯--=3.57)(18012α=180°-（300-100）×0.1535︒=149.317 ︒>90︒ F 、计算带的根数z1）计算单根V 带的额定功率r P 由=1d d 100mm 和=0n 1440r/min 查得P 0=1.32kW据=d n =1440r/min ，0i =3和A 型带，查得 ∆P 0=0.17kW查得αK =0.95，L K =0.93，于是：r P =(0P +∆0P )⨯L K ⨯αK=(1.32+0.17)×0.93×0.95 =1.32 kW2）计算V 带根数z==rcaP p Z 4.47 故取5 根。

G 、计算单根V 带的初拉力最小值min 0)(F查得A 型带的单位长质量q=0.1kg/m 。

所以 2min 0)5.2(500)(qv vz K P K F ca+⨯⨯-⨯=αα=261.33N应使实际拉力0F 大于min 0)(F H 、计算压轴力p F压轴力的最小值为： min )(p F =2sin )(2min 0aF z =2520.18 N （3） 带传动的计算结果把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。

表 4.1 带传动的设计参数2、 齿轮的设计计算选用斜齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS ，齿轮2材料为45 钢(调质)硬度为240HBS 。

初选齿轮1齿数20，齿轮2齿数86，初选螺旋角=β14°。

按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径321111][12⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥H EH d t t Z Z i i T K d σεφα其中：t K ——载荷系数，选=t K 1.6d φ——齿宽系数，取=d φ 1αε——端面重合度，21αααεεε+=，查得=1αε0.75，=2αε0.89，则=αε 1.641i ——齿轮副传动比，1i =4H Z ——区域系数，查得=H Z 2.433E Z ——材料的弹性影响系数，查得=E Z 189.821MPa[]H σ——许用接触应力，[][][]221H H H σσσ+=查得齿轮1接触疲劳强度极限=1lim H σ600MPa 。

查得齿轮2接触疲劳强度极限=2lim H σ550MPa 。

计算应力循环次数：（设2班制，一年工作300天，工作10年）h jL n N 1160=⨯=60480(1⨯⨯2×8×300×10=)13.82 810⨯==112i N N 3.455 810⨯查得接触疲劳寿命系数=1HN K 0.93，=2HN K 0.95 取失效概率为%1，安全系数=S 1，得：[]==SK H HN H 1lim 11σσ0.93×6001=558MPa []==SK H HN H 2lim 22σσ0.95×5501=522.5MPa 则许用接触应力[][][]221H H H σσσ+== 558+522.52 =540.25MPa有321111][12⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥H EH d t t Z Z i i T K d σεφα =56.75 mm圆周速度=⨯=10006011n d v t π 1.42 s m /齿宽==t d d b 1φ1×56.75 =56.75mm模数==11cos z d m t nt β2.66 mm ==nt m h 25.2 2.25×2.66 =5.985mm =h b /56.75/5.985=9.48纵向重合度==βφεβtan 318.01z d 0.318×1×20×tan 14°=1.59计算载荷系数K ：已知使用系数=A K 1.25；根据=v 1.32 s m /，8级精度，查得动载系数=v K 1.04；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数=βH K 1.42 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数=βF K 1.3； 查得齿间载荷分配系数==ααF H K K 1.2； 故载荷系数==βαH H v A K K K K K 1.25×1.04×1.2×1.42 =2.21按实际载荷系数校正所算的分度圆直径==311tt K Kd d 56.75 ×3 2.21 1.6 =63.2 mm 计算模数n m ：==11cos z d m n β3.06mm 按齿根弯曲强度：[]32121cos 2F SaFa d n Y Y z Y KT m σεφβαβ⋅≥ 计算载荷系数==βαF F v A K K K K K 1.25×1.04×1.2×1.3=2.03根据纵向重合度=βε 1.59 ，查得螺旋角影响系数=βY 0.88 计算当量齿数==β311cos z z v 20cos 14º3 =21.89 ==β322cos z z v 86cos 14º3=94.14 查取齿形系数：查得=1Fa Y 2.72 ，=2Fa Y 2.20 查取应力校正系数： =1Sa Y 1.57，=2Sa Y 1.784 查得齿轮1弯曲疲劳极限=1FE σ500MPa查得齿轮2弯曲疲劳极限=2FE σ380MPa 取弯曲疲劳寿命系数=1FN K 0.93，=2FN K 0.95 计算弯曲疲劳使用应力： 取弯曲疲劳安全系数=S 1.4，得[]==SK FE FN F 111σσ0.93×5001.4 =332.14 MPa[]==SK FE FN F 222σσ0.95×3801.4=257.86 MPa 计算齿轮的[]F SaFa Y Y σ并加以比较[]=111F Sa Fa Y Y σ 2.719 ×1.57332.14 =0.0129[]=222F Sa Fa Y Y σ 2.198 ×1.784257.86=0.0152齿轮2的数值大 则有：[]32121cos 2FSa Fa d n Y Y z Y KT m σεφβαβ⋅≥=1.84 mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数=n m 2mm ，已可满足弯曲强度。