1、目录1 电动机的选择及运动参数的计算 11.1 电动机的选择 .11.2 计算传动装置的总传动及其分配 .21.3 计算传动装置的运动和动力参数 32 齿轮传动设计 52.1 高速轴上的大小齿轮传动设计 .52.2 低速轴上的大小齿轮传动设计 .83 轴的设计计算 133.1 输出轴上的功率转速和转矩 133.2 求作用在齿轮上的力 133.3 初步确定轴的最小直径 133.4 轴的结构设计 143.5 求轴上的载荷 153.6 按弯扭合成应力校核轴的强度 163.7 精确校核轴的疲劳强度 174 滚动轴承的选择及校核 254.1 轴承的选择 254.2 滚动轴承的校核 255 键联接的选择及
2、校核 275.1 与联轴器间键的选择及校核 275.2 与齿轮间键的选择及校核 276 联轴器的选择及校核 287 箱体结构的设计 298 减速器的附件 308.1 视孔盖和窥视孔 308.2 放油孔和螺塞 308.3 油标： 308.4 通气孔 308.5 定位销 308.6 吊钩 308.7 起盖螺钉 319 润滑和密封方式的选择 339.1.齿轮的润滑 .339.2 滚动轴承的润滑 339.3 润滑油的选择 339.4 密封方式选取 33后序 设计小结 34附录 参考文献 351 选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相异步电动机。2 工作条件及生产条件:该减速器用于带式运
3、输机的传动装置。工作时有轻微振动，经常满载，空载启动，单向运转，单班制工作。运输带允许速度差为5%。减速器小批量生产，使用期限为 5 年（每年300 天） 。设计原始数据：卷筒直径 D/mm 400运输带速度 v(m/s) 2.2滚筒圆周力 F/N 2300第一章 电动机的选择1. 1 传动方案的拟定为了确定传动方案，可根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为： 602.105min604vdnVr1. 2 电动机的选择1.2.1 电动机类型的选择：电动机的类型根据动力源和工作条件,选用一般用途的 Y 系列三相交流异步电动机，全封闭式自扇冷式结构，动力电压为 380v。1.2.2 电动机功率的选择
4、：工作机所需要的有效功率为: 230.561wFVKWp为了计算电动机的所需功率 ，先要确定从电动机到工作机之间的总效率 设 为wp01弹性联轴器效率为 0.99; 为闭式齿轮传动（8 级）传动效率为 0.97; 为滚动轴承的效23率为 0.98; 为滚筒的效率为 0.96。则传动装置的总效率为： 424224013.907.96电动机所需的功率为:= =5.06 0.82= 6.17 Kw dpw0选择常用的同步转速为 1500 r/min 和 1000r/min,根据电动机所需功率和同步转速查表 12-1选用 Y132M-4 和 Y160M-6 型。根据电动机的满载转速和滚筒转速可 算出总
5、传动比。现wn将此两种电动机的数据和总传动比列于下表中:方案电 动 机型 号额定功率满 载转 速1 Y132M-4 7.5 kw 1440r/min2 Y160M-6 7.5kw 970r/min由表可知，方案 2 电动机转速低，但价格高，总传动比小。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案 1，即电动机型号为 Y132M-4。1. 3 传动比的分配:传动系统的传动比为140.9mwin为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为：12.41.094.38i低速级的传动比
6、为：231.7348i1. 4 传动装置的运动和动力参数计算：1.4.1 0 轴（电动机轴）： 1minr06.7dKWp006.179540.92pNMnT1 轴（高速轴） 0140minri06.79.12KWp11.9540.5NMnT2 轴（减速器中间轴） 124039min.8ri315.KWp22 .829016.94NMnT3 轴（减速器低速轴） 239105.min.ri233.8.975.3KWp33 5.395002.41NMnT4 轴（卷筒轴） 3405.1.minri134.95.47KWp44 .9506.01NMnT计算传动装置的运动和动力参数：轴名 功率 p/KW
7、 转矩 T/（Nm） 转速 n/（r/min）0 轴 6.17 40.92 14401 轴 6.12 40.59 14002 轴 5.82 168.94 3293 轴 5.53 502.44 105.114 轴 5.47 496.99 105.11各轴之间的传动比与效率： 0 轴/1 轴 1 轴/2 轴 2 轴/3 轴 3 轴/4 轴传动比 i 1 4.38 3.13 1效率 0.99 0.95 0.95 0.97第二章 齿轮传动的的设计2. 1 高速轴上的大小齿轮传动设计2.1.1 选用标准斜齿轮圆柱齿轮传动：1）选择材料：由表 10-1 选择小齿轮材料为 40 （调质）,硬度为 HBS=2
8、80；大齿轮选择cr材料为 45 钢（调质） ，HBS=240 此时两齿轮最小硬度差为 240-200=40；比希望值略小些，可以初步试算。2）因输送为一般通用机械，故选齿轮精度等级为 8 级。2.1.2 齿数的选择：选取软齿面斜齿圆柱齿轮，为增加传动的平稳性，齿数应比根切齿数较多为宜，初选Z1=24， Z2= Z1=24x4.38= 105 取大齿轮齿数 Z2=10512i2.1.3 按齿面接触疲劳强度设计：由设计计算公式（10-9a）进行计算，即: 21312()tHEtdKZuT2.1.3 确定公式内的个计算数值：2.1.3.1 选择螺旋角 ：选取软齿面斜齿圆柱齿轮的螺旋角初选 =10；
9、2.1.3.2 选择齿宽系数：由书中表 10-7 查取齿宽系数， =1d2.1.3.3 选择载荷系数：试取 Kt=1.32.1.3.4 区域系数：由图 10-30 选取区域系数 =2.47HZ2.1.3.4 参数：1)由图 10-26 查得重合度 =0.789， =0.88，则 =1.6691a2a12a由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力值为，1=600Mpa,大齿轮的接触疲劳强度极限应力值 550Mpa，由查表 10-limH lim2H6 得材料的弹性影响系数 ZE = 189.8 12aMP2)由图 10-13 计算应力循环系数N1 = 60n1jLh = 6
10、014401(2300815) = 6.2208109 N2 = N1i1 = 6.7691094.38 = 1.421093)由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 =0.90； =0.951HNK2HN2.1.4 计算接触疲劳许用应力 H1= =0.9600 Mpa =540Mpa1limNKS H2= =0.95550 Mpa =522.5Mpa2liN许用接触应力： 12540.537.2HMpa小齿轮的转矩： T.91Nm计算： （3）计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 242133121.059.38.719.8() 40.7865tHEtdKZu m （4）计算圆周速度 140.7
11、8.07/6061tv msn（5）计算齿宽及模数 14.78.dtb01cos.cos1.672tntmzh=2.25 =2.251.67=3.765ntb/h=38.19/3.51=10.83计算纵向重合度 00.318tan0.31824tan1.34zd计算载荷系数 K已知使用系数 =1，根据 V=3.07m/s，8 级精度。由图 10-8 查得动载荷系数A=1.3;由表 10-4 查得 =1.45;由图 10-13 查得 =1.36;由表 10-3 查得VKH FK= =1.4，故载荷系数:HFAVHK1.34.52.6按实际的载荷系数校正，所算得的分度圆直径，由式 10-10a 得
12、331t12.640.7851.4md计算模数 nm01cos5.64cos12.nz按齿根弯曲强度设计由式 10-17 213cosFSndKTYmZ确定计算参数载荷系数 AVFK1.2841.32.7(2)根据纵向重合度 =1.35；从图 10-28 查得螺旋角影响系数 =0.92 Y计算当量齿数。1330245.1cosVz2330Vz5.查取齿形系数由书中表 10-5 查得齿形系数： ，62.1FaY18.2FaY6 查取应力校正系数由书中表 10-5 查得 Ysa1 =1.59;Ysa2=1.79由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳
13、强度极限 FE2=380Mpa； =0.85 =0.88FN1KFN2计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）则10.8530.574FNEKMPaaS22 286.9）计算大、小齿轮的 并加以比较。FSaY12.6590.7144FaS2.868FaSY大齿轮打得数值大。（1） 设计计算40322.6510.9(cos1).6451.9nmm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n疲劳强度计算的法面模数，取 ，已可满足弯曲强度。但为了同2.0n时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由148.2dm01
14、cos48.2cos13.69nz取 ，则 取1221.94zi 14z4.、几何尺寸计算（1）计算中心距120()()219.8coscosnzmam将中心距圆整为 。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 012()(24)arcsarcs1.475nz因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ（3） 计算大、小齿轮的分度圆直径12448.cos0.759219.25.nzmdm（4） 计算齿轮宽度148db圆整后取 ； 。250Bm15二）低速级齿轮传动1选定齿轮精度等级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动。2）选用 8 级精度。3）材料选择。选择小齿轮材料为 （调质） ，硬度为 28
15、0HBS，大齿轮材料为 45 钢Cr40（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数13z21.8304zi5）选取螺旋角。初选螺旋角 02按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即32112HEdtt ZuTK(1)确定公式内的各计算值1) 试选载荷系数 1.3。t2）由机械设计第八版图 10-30 选取区域系数区域系数： =2.47HZ3）由机械设计第八版图 10-26 查得重合度 =0.82， =0.88，则1a2a=1.712a4）由机械设计第八版表 10-7 选取齿宽系数 。d5）由机械设计第八版表 10-6 查得材料的弹性影响系数 2
16、18.9MPaZE6）由机械设计第八版图 10-21d 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 。MPaHlin01 Hlin5026）计算应力循环次数。91637.51(28301).87hNjL9821.5870.610N7）由机械设计第八版图 1019 取接触疲劳寿命系数 ；10.9HNK。20.95HNK8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，可得1.6054HNlinMPaS2lim292.Ka故许用接触应力 1540.531.2HMPa9）小齿轮传递的转矩 413.620TNm（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得td1
17、 24312.602.8.47189.60.385753td m2）计算圆周速度。1.35././60601tnv ss3）计算齿宽 b、模数 及齿宽与齿高之比 。ntmhb1.385.dt01cos60cos1.98tnt mz2.5.984.5nthm60343b4）计算纵向重合度 。01.8tan0.81tan1.679dz5）计算载荷系数 。K已知使用系数 ，根据 ，8 级精度，由机械设计第八版图1AK.16/vms10-8 查得动载系数 ；表 10-4 查得 ；.5v 1.463HK由机械设计第八版图 10-13 查得 ；.5F由机械设计第八版图 10-3 查得 。故载荷系数H1.5
18、41.632.AVHK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，则 331 2.60.87.01ttdm7）计算模数 。nm01cos74.cos2.43ndz3、按齿根弯曲强度设计由设计公式有321cosFSadn YzKTm（2） 确定计算参数1)计算载荷系数。 .541.62.AvF2）根据纵向重合度 ，从机械设计第八版图 10-28 查得螺旋角影响1.679系数 。9.0Y3）计算当量齿数。13301.8cosVz233047.Vz4）由机械设计第八版图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限 ；MPaFE501 MPaFE38025）由机械设计第八版图 1
19、018 取弯曲疲劳寿命系数 ，1.5FNK20.8FNK6）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则10.8530.574FNEMPaaS22 286.K7）查取齿形系数。由机械设计第八版表 10-5 查得 ； 1.4FaY2.1FaY8)查取应力校正系数。由机械设计第八版表 10-5 查得 ；1.63Sa2.78Sa9）计算大、小齿轮的 并加以比较。FSaY12.461.30.257FaS28.65FaSY大齿轮打得数值大。（3） 设计计算420322.61.0.9cos1.651.937nmm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n疲劳强度计算的法面
20、模数，取 ，已可满足弯曲强度。但为了同n0.2时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由174.0dm01cos74.cos136.482nz取 ，则 取13621.8zi 210z4.、几何尺寸计算（1）计算中心距120()(362)14coscosnzmam将中心距圆整为 。m140（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 02()(36102)arcosarcos9.64nz因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ（4） 计算大、小齿轮的分度圆直径1023673.1cos2nzmdm（5） 计算“齿轮宽度1731db圆整后取 ； 。25Bm80七、轴的
21、计算（一）中间轴 2 轴的设计计算选择轴的材料，确定许用应力选用轴的材料为 45 钢调质处理，由表 15-1 得1、2 轴的计算轴的输入功率为 ，轴的转速为 ，轴的输入转35.24PkW367.5/minnr矩为 。3160TNm2、求作用在齿轮上的力由前面齿轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径 则：236.5d33210.64894.52tTFNd0tantan89.172.3coscos.6r N0t34.t589.8aF3、初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据机械设计第八版表 15-3 可查得 ，于是有：120A33min06.57.84Pdm
22、取最小直径为 。60m输出轴的最小直径轴段安装半联轴器，需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 由传动平稳，查机械设计第八版表 14-1 可3TKAca查得 = 1.5，故AK31.50.6419650caTNmNm按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 50142003 或手册，选用 GL8 联轴器，半联轴器的孔径 ，故取3d。半联轴器轴孔长度 ，半联轴器与轴的配合的毂孔长63dmmL12度 。L8414、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案选用机械设计第八版图 15-22a 所示的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足轴向定位要求，I-II
23、 轴段要制出一轴肩，故取 II-III 段的直径 ；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 。为md50 mD5使轴端挡圈能够有效工作，取 。ml822）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 ，由机械设计课程设计手册表d5067 初步选取 0 基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30311，其尺寸为，故 ；mmTDd5.3125 mVI5。 lIV.31右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由 30310 的安装高度可知，则。dVIa653）取安装齿轮处的轴段 VI-VII 的直径 ；齿轮的右端面与右轴mdVI60承之间采用套筒定位。
24、已知齿轮轮毂的宽度为 ，为了使套筒端面可靠地压75紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。齿轮的右端面采用轴肩lVI2定位，轴肩高度 ，取 ，则轴环处的直径 ，轴环dh07.mh5dVI70宽度 b 1.4h，取 。 lVI14）轴承端盖的总宽度为 由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据m20轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离为 ，故取 。l3lI55）取齿轮距箱体内壁距离 ，2 轴上的大齿轮与 3 轴上的大齿轮端a16面间应保持一定的距离 ，取 。考虑到铸造误差，在确定滚动轴承位置c0时，应距箱体内壁一段距离 ,取 ，已知滚动轴承宽度 ,2
25、 轴sm8mT25.9上的大齿轮轮毂长度 ，则LaTlVI .6)3125.9()75(lscVII 940860则有 。mLLm.,.146,321 至此已初步确定轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。按 由机械设计第八版表VId6-1 查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 ，同hb18 m56时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同7nH样，半联轴器与轴的连接，选用平键 ，半联轴器与轴的配m7094合为 。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，选轴的尺寸公差为 m6。67kH（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计第八版表 15-2，取联轴端倒角为 2 ，各轴肩处的圆角半045径见机械设计第八版图 15265、求轴上的载荷在确轴承的支点位置时，从手册中查得 30311 型圆锥滚子轴承 .因此，25a作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距：。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图mmL75.213.675.1432 和扭矩图如下所示。
