二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器范例.doc

1、 机械设计课程设计说明书题目：带式输送机班级：学号：设计：指导：明德厚学、求是创新 2目录1. 题目及总体分析32. 各主要部件选择43. 电动机选择44. 分配传动比55. 传动系统的运动和动力参数计算66. 设计高速级齿轮77. 设计低速级齿轮128. 链传动的设计169. 减速器轴及轴承装置、键的设计18轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计18轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计24轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计2910. 润滑与密封3411. 箱体结构尺寸3512. 设计总结3613. 参考文献36明德厚学、求是创新 3一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动

2、机驱动，输送带的牵引力 ，运输带速度 ，运输机滚筒直径为70FN0.5/vms。 单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年 300 个工作日，每天工作290Dm16 小时，具有加工精度 7 级（齿轮） 。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下： 图示：5 为电动机，4 为联轴器，为减速器，2 为链传

3、动，1 为输送机滚筒，6 为低速级齿轮传动，7 为高速级齿轮传动， 。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺 ,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。明德厚学、求是创新 4二.各主要部件选择部件 因素 选择动力源 电动机齿轮 斜齿传动平稳 高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承 此减速器轴承所受轴向力不大 球轴承联轴器 结构简单，耐久性好 弹性联轴器链传动 工作可靠，传动效率高 单排滚子链三.电动机的选择目的 过程分析 结论类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择 选用 Y 系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为 Pw FV7000N0.5m/s圆柱齿轮传

4、动(8 级精度)效率(两对) 为 10.97 2滚动轴承传动效率(四对)为 20.98 4弹性联轴器传动效率 30.99 输送机滚筒效率为 40.97链传动的效率 50.96电动机输出有效功率为 241234570.5 437.6.9.890.wP W电动机输出功率为 437.6P型号查得型号 Y132S-4 封闭式三相异步电动机参数如下额定功率 p=5.5 kW满载转速 1440 r/min同步转速 1500 r/min选用型号 Y132S-4 封闭式三相异步电动机明德厚学、求是创新 5四.分配传动比目的 过程分析 结论分配传动比传动系统的总传动比 其中 i 是传动系统的总传动比，多级串联传

5、wmni动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；n m 是电动机的满载转速，r/min；n w 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下 , 140/imr60.532.9/in14wvrd3.72.95win取 13i214.7.6i2lhi取 3.5,4.lii:总传动比 ：链传动比 ：低速级齿轮传动比 ：高速级齿轮传1li hi动比13i24.6hi3.5l明德厚学、求是创新 6五.传动系统的运动和动力参数计算目的 过程分析 结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为 1 轴、2 轴、3 轴、4 轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 ；对应各轴的输入功率分别为 、

6、 、 、 ；对应名轴的输入转矩分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 。电动机 两级圆柱减速器 工作机轴号1 轴 2 轴 3 轴 4 轴转速n(r/min) n0=1440 n1=1440 n2=342.86 n3=97.96 n4=32.65功率P(kw) P=5.5 P1=4.244 P2=4.034 P3=3.834 P4=3.607转矩T(Nm) T1=28.146T2=112.390 T3=373.869 T4=1055.326两轴联接 联轴器 齿轮 齿轮 链轮传动比 i i01=1 i12=4.2 i23=3.5 i34=3传动

7、效率 01=0.99 12=0.97 23=0.97 34=0.96明德厚学、求是创新 7六.设计高速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度4）选小齿轮齿数 1，大齿轮齿数 2 1 14.224=100.8,取 Z2=101。5）选取螺旋角。初选螺旋角 42按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 321)(12HEdtt ZuTk）确定公式内的各计算数值（）试选 6.tK（）由图，选取区域系数

8、43.2HZ（）由图查得 78.01712.65（）计算小齿轮传递的转矩55 4119.0/9.04.2/10.8610TPnNm（）由表选取齿宽系数 d（）由表查得材料的弹性影响系数 2/1.9MPaZE（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH601lim lim250H（）由式计算应力循环次数91140(6308).1hNnjL9923./.27（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 90.1HNK95.2HN（）计算接触疲劳强度许用应力明德厚学、求是创新 8取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得MPaSKHNH54069.01lim1 .2.2li2P

9、aaHH 25.31/)5.40(/)(21 ）计算（）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得td124312.6805.2.3189.37.105td m （）计算圆周速度137.1./6060tnv ms（）计算齿宽及模数 nt137.1dtb1cos0cos4.502tntmmZ2.5.53.7/370/9nthb（）计算纵向重合度 903.14tan2138.0tan18. Zd（）计算载荷系数 K已知使用系数 A根据 ，级精度，由图查得动载荷系数smv/2.1 1.VK由表查得23.08(.6)0.11217.41HdKb 由图查得 .34F明德厚学、求是创新 9假定 ，由表查得10/

10、AtKFNmb 4.1FHK故载荷系数 1.41.2AVHK（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 331/7.02/.6.3ttd m（）计算模数 nm1cos4.3cos1.672nZ3按齿根弯曲强度设计由式 321csFSdn YZKTm）确定计算参数（）计算载荷系数.4.32.08AVFK（）根据纵向重合度 ，从图查得螺旋角影响系数9018.0Y（）计算当量齿数1332426.7cos01.5VZ（）查取齿形系数由表查得 92.1FaY.172FaY（）查取应力校正系数由表查得 56.S2.98Sa（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度

11、极限 MPFE302（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数85.01FNK8.N明德厚学、求是创新 10（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，由式得MPaKFENF57.304.18501S86.2.22（）计算大小齿轮的 FaY12.591.60.337.8.5FaSFY大齿轮的数据大）设计计算 42322.08160.8cos140.6351.85nm m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计n算的法面模数，取 1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，n须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数。于是有14.32dm1cos4.32cos6.715ndZm取 ，则172.13.4iZ4几何尺寸计算）计算中心距 12()(7).508.9coscosna m将中心距圆整为 109mm）按圆整后的中心距修正螺旋角 12()(2714).5arcsarcs.039nZm因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ