1、目录1. 题目及总体分析22. 各主要部件选择23. 选择电动机34. 分配传动比35. 传动系统的运动和动力参数计算46. 设计高速级齿轮57. 设计低速级齿轮108. 减速器轴及轴承装置、键的设计14轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计15轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计21轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计279. 润滑与密封3210. 箱体结构尺寸3211. 设计总结3312. 参考文献33第 2 页 共 36 页一.题目及总体分析题目：设计一个卷筒机输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，运输带工作拉力为 3800N，运输带速度为 1.3m/s，运输机滚筒直径为 350mm。自定条件：
2、工作寿命 8 年（设每年工作 300 天） ，四年一大修,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘。减速器类型选择：选用同轴式两级圆柱齿轮减速器。整体布置如下：图示：为电动机，及为联轴器，为减速器，为高速级齿轮传动，为低速级齿轮传动，为输送机滚筒。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.。二.各主要部件选择目的 过程分析 结论动力源 电动机齿轮 斜齿传动平稳 高速级，低速级 均为斜齿轮轴承 此减速器轴承所受轴向力不大 球轴承联轴器 弹性联轴器第 3 页 共 36 页三.选择电动机目的 过程分析 结论类型 根据一般带式输送机选
3、用的电动机选择选用 Y 系列（IP44）封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为 PwFV3800N1.3m/s圆柱齿轮传动(8 级精度) 效率(两对) 为 10.97 2球轴承传动效率(四对) 为 20.99 4弹性联轴器传动效率(两个)取 30.99 2输送机滚筒效率为 40.96电动机输出有效功率为 KWPwr 812.596.0.9.07.182424321 要求电动机输出功率为 kPr812.5型号查得型号 Y132M2-6 封闭式三相异步电动机参数如下额定功率 P=5.5KW满载转速r/min=960选用型号 Y132M2-6封闭式三相异步电动机四.分配传动比目的 过程分析 结
4、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，多级串联传动系统wmni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 i/960rm in/713504.60rdvW(两级圆柱齿轮)581i82614.7n5.31960i7.21ii 7.31i2第 4 页 共 36 页五.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 0 轴、1 轴、2 轴、3 轴、4 轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出功率和其余各轴的输
5、入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出转矩和其余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 两级圆柱减速器轴号O 轴 1 轴 2 轴 3 轴转速n(r/min) n0=960 n1=960 n2=259 n3=70功率 P(kw) P0=5.812 P1=5.754 P2=5.526 P3=5.307转矩T(Nm) T0=57 T1=57 T2=204 T3=724.5两轴联接 联轴器 齿轮 齿轮传动比 i i01=1 i12=3.7 i23=3.7传动效率 01=0.99 12=0.97 23
6、=0.97六.设计低速级齿轮目的 过程分析 结论选精度等级、材料和齿）选用斜齿圆柱齿轮传）选用 7 级精度）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。）选小齿轮齿数 1，大齿轮齿数 2 1 13.724=88.8.4,取Z2=89。第 5 页 共 36 页数 选取螺旋角。初选螺旋角 14目的 过程分析 结论按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 3 21 )(12HEdtt ZuTk）确定公式内的各计算数值（）试选 4.tK（）由图，选取区域系数 43.2HZ（）由图查得 78.01765.21（）计算小齿轮传递的转矩mNT7
7、051（）由表选取齿宽系数 1d（）由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（）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 H502lim（）由式计算应力循环次数91 1.)83016(9hjLnN82.73/0.（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 9.1HNK95.2HNK（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得MPaSHNH 5466091.lim11 第 6 页 共 36 页MPaSKHNH 5.2509.2lim2 .40/).8(/)(21目的 过程分析 结论按齿面接触强度设计）计算（）试算小齿轮分度圆
8、直径 ，由计算公式得td1mdt 45.53819427.65.10423 21 （）计算圆周速度smnvt /26.0106945.31（）计算齿宽及模数 ntdbt451mZmtnt 82.1coscs109.4/5/ 09.4.2hbnt（）计算纵向重合度 903.14tan2138.0tan318. Zd（）计算载荷系数 K由表 102 查得使用系数 A根据 ，7 级精度，由图查得动载荷系数smv/6. 1.VK由表并根据插值法得42.17.4085)1.42.( HK由图查得 3.F第 7 页 共 36 页假定 ，由表查得mNdFKtA/10 4.1FHK故载荷系数 2.41.HVA
9、K（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得目的 过程分析 结论按齿面接触强度设计mKdtt 40.52.1/45/331 （）计算模数 nmZn 12.24cos.cos1 mdn12.405按齿根弯曲强度设计由式 321cosFSdnYZYKTm）确定计算参数（）计算载荷系数10.235.4.FVAK（）根据纵向重合度 ，从图查得螺旋角影响系数90318.0Y（）计算当量齿数43.971cos82.63321ZV（）查取齿形系数由表查并根据插值法得 58.21FaY19.2FaY（）查取应力校正系数由表查并根据插值法得 9.1Sa7.2Sa（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限第
10、8 页 共 36 页MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE3802（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数86.01FNK9.2FN目的 过程分析 结论按齿根弯曲强度设计（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，由式得MPaKFENF 14.307.158601SFEF .2.922（）计算大小齿轮的 aY01624.57.241893.3021FSaFY大齿轮的数据大）设计计算 mmn 50.1624.065.124cos80.3 2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n劳强度计算的法面模数，取 2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接nm触疲
11、劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的md4.521齿数。于是由 .24cos.5cos1ndZ取 32，则 9.7.312 zi取齿数 132Z几何尺）计算中心距 mman58.1204cos2)5(cos)(2 中心距=120mm第 9 页 共 36 页寸计算将中心距圆整为 120mm）按圆整后的中心距修正螺旋角 8356.1202)95(arcos2)(arcos1 mZn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ螺旋角 08356.12目的 分析过程 结论几何尺寸计算）计算大、小齿轮的分度圆直径 mmZd1893.2cos95.24231 ）计算大、小齿轮的齿根
12、圆直径 dnf 1845.1895. 621）计算齿轮宽度 mbd1圆整后取 ；B50251 分度圆直径 md18952齿根圆直径 f4621齿轮宽度 mB5102验算NdTFt 6.2371mbKtA /10/98.45合适合适七.设计高速级圆柱斜齿传动目的 过程分析 结论选精度等级、材料和齿）选用斜齿圆柱齿轮传）选用 7 级精度）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。）选小齿轮齿数 1，大齿轮齿数 2 1 13.724=89,取 Z2=89选取螺旋角。初选螺旋角 4第 10 页 共 36 页数目的 过程分析 结论按齿面接触
13、强度设计按式（1021）试算，即 3 21 )(12HEdtt ZuTk）确定公式内的各计算数值（）试选 4.tK（）由图，选取区域系数 43.2HZ（）由图查得 78.01765.21（）计算小齿轮传递的转矩mNT04.1（）由表选取齿宽系数 1d（）由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（）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 H502lim（）由式计算应力循环次数831 197.)6830(1259hjLnN826.7/09.5（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 5.01HNK98.2HN（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得MPaSKHNH 570695.01lim1 618.2li2PaHH 5.2/)570(/)(21
