用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速机械设计

目录设计任务书 (2)传动方案的拟定及说明 (3)电动机的选择 (3)计算传动装置的运动和动力参数 (4)齿轮的设计计算 (6)轴的设计计算 (13)轴承的选择 (24)联轴器的选择 (25)键联接的选择 (25)箱体的结构尺寸 (26)润滑与密封 (26)设计小结 (27)参考资料目录 (27)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—卷筒；5—联轴器二．工作情况：载荷平稳、单向运转，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支撑间、包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。

三．原始数据运输带工作拉力F（N）：2600卷筒的直径D（mm）：200运输带速度V（m/s）：1.1使用年限（年）：10（三年大修）工作制度（班/日）：1生产条件：中等规模机械厂，可加工7~8级精度齿轮及蜗轮运输带的速度允许误差： 5%四．设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.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：展开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：结构简单，两大齿轮浸油深度可以大致相同，要求轴有较大的刚度，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，轴在转矩的作用下产生的扭矩变形和在载荷作用下轴产生的弯曲变形可部分抵消，以缓解沿齿宽载荷分布不均匀的现象。

用于载荷比较平衡的场合电动机的选择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，在粉尘下工作。

所以选用常用的卧式封闭结构的Y 系列三相异步电动机。

2．电动机容量的选择1） 工作机所需功率w Pw P =2.861000Fv=kW 2） 电动机的输出功率d P ＝w P /ηη＝223齿联轴承ηηη其中， 联η=0.98，轴承η=0.98，2齿η=0.95，d P ＝3.13kW3．电动机型号的确定优先选用常用的1500r/min 的四级电动机 查表选电动机型号为：Y112M-4 电机参数：额定功率：m p =4kw 满载转速：m n =1440r/min电机轴直径：m d =0.0090.00428mm +-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．计算总传动比确定工作机的转速w n =601000vDπ⨯⨯=105.1r/min由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比为：121440=13.5105.1m w n i i i n ===总 1i 为高速级传动比，2i 为低速级传动比 2．合理分配各级传动比，为使两级大齿有相近直径，使1i ≈有1i =4.5，2i =33.传动装置的运动和动力参数1、电机轴： 3.13m d P P kW ==1440/m i n m n r = ；3.139550955020.761440m m m P T N m n ===； 2、高速轴：1 3.07m P P kW η==联；11440/m i n m n n r == ；111 3.9550955020.361440P T N m n ===； 3、中间轴：21 2.98P P kW ηη==承齿；211/1440/4.5320/mi n n n i r === ；222 2.989550955088.93320P T N m n ===； 4、低速轴：32 2.89P P kW ηη==承齿； 322/320/3106.7/mi n n n i r === ；333 2.8995509550258.66106.7P T N m n ===； 5、工作轴：3 2.83o P P kW η==联；3106.7/m i n o n n r == ；2.8395509550253.29106.7o o o P T N m n === 各轴转速、输入功率、输入转矩齿轮的设计计算高速级齿轮设计按设计计算公式1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数。

1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

2）运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择 由表(10-1)选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280 HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS ，二者硬度差为40 HBS 。

4）初选小齿轮的齿数127Z =，211122Z i Z =⨯=。

2 按齿面接触强度设计 （10-9a ）1t d ≥:脚标t 表示试选或试算值,下同.）（1）确定公式内各计算数值1）试选 1.3t K = 2）计算小齿轮转矩511115195.510, 3.0795.510 3.07203601440d P T P P kw n T N mη⨯==⨯=⨯⨯==⋅联3）由表10-7选取齿宽系数 1.0d Φ=（对称布置） 4）由表10-6查取材料弹性影响系数12189.8E a Z Mp =5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600H a Mp σ=；大齿轮的接触疲劳强度lim2550H a Mp σ= 6）由式10-13计算应力循环次数911606014401(830010) 2.073610h N n jl ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯9120.4608104.5N N ==⨯7）由图10-19取接触疲劳寿命系数120.95,0.97HN HN K K == 8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得[][]1lim112lim22570514.1HN H a HN H aK Mp S K Mp Sσσσσ====（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径1td ，由计算式1t d ≥138t d ≈mm2）计算圆周速度112.86601000t d n m V sπ==⨯3）计算齿轮b113838d t b d mm mm =Φ=⨯= 4)计算齿宽与齿高比b h模数1138 1.427t t d m z === 齿轮高**(2) 2.25 1.4 3.15a h h c m mm =+=⨯=齿高比12.0612bh=≈ 5）计算载荷系数K由10-2查得使用系数1A K =，；根据2.8mV s=，7级精度，由图10-8查得动载系数1.1v K = 1.2, 1.2H F K K αα==；由表10-4用插值法查的7级精度,小齿轮相对轴承为非对称轴承时 1.4H k β=.由 1.4H k β=查图10-13得 1.35F K β=.故载荷系数A V H H K K K K K αβ=⋅⋅⋅=1.546）按实际的载荷系数校正所算分度圆直径，由式（10-10a）得 1140.12d d mm ==7）计算模数111.48917dm Z ==3 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）m ≥ （1）确定计算参数1)图10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限1500FE a Mp σ=，大齿轮弯曲疲劳强度极限为2380FE a Mp σ=2)10-18取弯曲疲劳寿命系数120.90,0.92FN FN K K == 3)算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 1.4s =由公式(10-12)得 []111321.43FN FN F a K MP S σσ⋅==[]222249.71FN FN F a K MP S σσ⋅==4)算载荷系数 A V F F K K K K K αβ=⋅⋅⋅=1.485 5)取齿形系数，应力校正系数 由表10-5查得11222.57, 1.602.15, 1.80F S F S Y Y Y Y αααα====6)较大小齿轮[]Fa SaF Y Y σ⋅的大小[]1110.01279Fa Sa F Y Y σ⋅≈[]2220.015498Fa Sa F Y Y σ⋅≈大齿轮的数值大 （2）设计计算1.0807m mm =对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于按齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的 承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,只与齿轮直径(即模数有与齿轮的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数1.08圆整为标准植2.算得1140.21202d z m ==≈ 大齿轮齿数21 4.590z z =⨯= 4 几何尺寸计算（1）计算中心距()122Z Z ma +==110整为110a mm =(2)分度圆直径112240180d z m mm d z m mm====（3）算齿轮宽度1d b d φ=40mm = 圆整后取1245,40B mm B mm==5.结构设计及齿轮零件草图见附件低速级齿轮设计1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数。

1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

2）运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择 由表(10-1)选择小齿轮材料为40Cr （表面淬火），硬度为40-50HRQ ，大齿轮材料为40Cr （调质），硬度为300 HBS 4）初选小齿轮齿数128Z =，21384Z Z ==。

2 按齿面接触强度设计按设计计算公式（10-9a ）1t d ≥:脚标t 表示试选或试算值,下同.）（1）确定公式内各计算数值1）试选 1.3t K = 2）计算小齿轮转矩 55411195.510 2.9995.5108.9210320P T N m N m n ⨯⨯⨯==⋅=⨯⋅3）由表10-6选取齿宽系数0.8d Φ=4）由表10-6查取材料弹性影响系数12271E a Z Mp =5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1836H a Mp σ=；大齿轮的接触疲劳强度lim2699H a Mp σ= 6）由式10-13计算应力循环次数81160603201(830010) 4.6110h N n jl ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯ 18822 4.60810 1.536103N N i ⨯===⨯7）由图10-19取接触疲劳寿命系数121,0.95HN HN K K == 8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得[][]1lim112lim2218368360.95669635.56HN H a a HN H a aK Mp Mp S K Mp Mp Sσσσσ==⨯===⨯=（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径1td ，由计算式2121*(t di Z d i +≥得，176t d ≈mm2）计算圆周速度111.27601000t d n m V sπ==⨯3）计算齿轮b10.87660.8d t b d mm mm =Φ=⨯= 4)计算齿宽与齿高比b h模数1176 2.71428t t d m mm z === 齿轮高**(2) 2.25 2.714 6.11a t h h c m mm =+=⨯=齿高比60.89.956.11b h == 5）计算载荷系数K由10-2查得使用系数1A K =，；根据 2.8m V s =，7级精度，由图10-8查得动载系数 1.05v K =1,1H F K K αα==；由表10-4用插值法查的7级精度,小齿轮相对轴承为非对称轴承时1.295H k β=.由 1.295H k β=查图10-13得 1.25F K β=.故载荷系数A V H H K K K K K αβ=⋅⋅⋅=1.366）按实际的载荷系数校正所算分度圆直径，由式（10-10a ）得1176d d ===77.147mm 7）计算模数1177.1472.7628d m mm mm Z === 3 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）m ≥ （1）确定计算参数1)图10-20C 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限1600FE a Mp σ=，大齿轮弯曲疲劳强度极限为2540FE a Mp σ=2)10-18取弯曲疲劳寿命系数120.85,0.88FN FN K K == 3)算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 1.4s =由公式(10-12)得[]1110.85600364.291.4FN FE F a a K MP MP S σσ⨯⋅=== []2220.85540339.431.4FN FE F a a K MP MP S σσ⨯⋅===4)算载荷系数 A V F F K K K K K αβ=⋅⋅⋅=1.418 5)取齿形系数，应力校正系数 由表10-5查得11222.55, 1.612.215, 1.774F S F S Y Y Y Y αααα====6)较大小齿轮[]Fa SaF Y Y σ⋅的大小[]1111.612.550.01127364.29Fa Sa F Y Y σ⨯⋅==[]2221.7742.2150.01158339.43Fa Sa F Y Y σ⨯⋅==大齿轮的数值大 （2）设计计算1.65m mm ≥=对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于按齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的 承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,只与齿轮直径(即模数有与齿轮的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数1.08圆整为标准植2.算得1176382d z m ==≈ 大齿轮齿数213114z z =⨯= 4 几何尺寸计算 （1）计算中心距 ()127622815222Z Z ma mm mm ++===(2)分度圆直径112276228d z m mm d z m mm====（3）算齿轮宽度1d b d φ=0.876 6.08mm mm =⨯= 圆整后取1261,65B mm B mm==5.结构设计及齿轮零件草图见附件轴的设计计算输入轴1．初步确定轴的最小直径，考虑到小齿轮的直径，选用轴和小齿轮同为40Cr （调质）材料的齿轮轴结构。