二级展开式减速器说明书

目录

设计任务书 (1)

传动方案的拟定及说明 (4)

电动机的选择 (4)

计算传动装置的运动和动力参数 (5)

传动件的设计计算 (5)

轴的设计计算 (8)

滚动轴承的选择及计算 (14)

键联接的选择及校核计算 (16)

连轴器的选择 (16)

减速器附件的选择 (17)

润滑与密封 (18)

设计小结 (18)

参考资料目录 (18)

机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

一．总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—卷筒；6—联轴器二．工作情况：

传送带要求空载启动，输送带误差在±5%之内，室内工作，有碎屑，载荷平稳、单向旋转。工作时间为两班制，每班8小时，寿命10年，大修期3年。

三．原始数据

卷筒的直径D（mm）：400

运输带速度V（m/s）：1.5

带速允许偏差（％）：5

使用年限（年）：10

工作制度（班/日）：2

四．设计内容

1.电动机的选择与运动参数计算；

2.斜齿轮传动设计计算

3.轴的设计

4.滚动轴承的选择

5.键和连轴器的选择与校核；

6.装配图、零件图的绘制

7.设计计算说明书的编写

五．设计任务

1．减速器总装配图一张

2．齿轮、轴零件图各一张

3．设计说明书一份

六．设计进度

1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分

析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y （IP44）系列的电动机

2．电动机容量的选择

1） 工作机所需功率P w

P w ＝4.35kW

2） 电动机的输出功率 Pd ＝Pw/η

η＝’

联2

齿3

轴承联ηηηη＝0.927 Pd ＝4.7kW

3．电动机转速的选择

nd ＝（i1’²i2’…in’）nw

初选为同步转速为1000r/min 的电动机

4．电动机型号的确定

由表20－1查出电动机型号为Y132M2-6,其额定功率为5.5kW ，满载转速960r/min 。基本符合题目所需的要求。

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm 和工作机主动轴转速nw 可确定传动装置应有的总传动比为： i ＝nm/nw nw ＝v/D=72

i ＝13.33

2．合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 因为i ＝13.33，i1=i2=3.65 速度偏差<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩

项目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III

工作轴 转速（r/min ） 960 960 263 72 72 功率（kW ） 5.5 5.445 5.309 5.177 5.125 转矩（N ²m ）

54.71

54.17

192.78

686.67 679.77 传动比 1 3.65 3.65 1 效率 0.99

0.975

0.975

0.99

传动件设计计算 齿轮设计

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） 精度等级选用7级精度； 3） 试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝i ³z1=88的； 4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 5） 压力角为20°。

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—21）试算，即

dt ≥[]3

2

ε

βσ1²

φ2⎪⎪⎭

⎫

⎝

⎛+H E H d t Z Z Z Z u u T K 1） 确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt ＝1. （2） 由图10－30选取区域系数ZH ＝2.433 （3） 由表10－7选取尺宽系数φd ＝1 （4） 由图10－26查得ε

a

＝1.647，ε

β

＝1.905，Z ε=0.668

（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa （6） 由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa ；大齿轮

的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa ； （7） 由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh ＝60³263³1³（2³8³250³3）＝1.894×108

N2＝N1/3.65＝5.19³107

（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.97；KHN2＝1 （9） 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 [σH ]1＝＝0.97³600MPa ＝582MPa