1、机械设计课程设计设计题目：减速器的设计学院：班级：设计者：学号：指导教师：日期：目录：1、设计任务书12、传动系统方案的分析2三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算2四、传动零件的设计计算44.1 斜齿圆柱齿轮传动的设计4.2 直齿圆锥齿轮传动设计五、轴的设计175.1 输入轴（I 轴)的设计5.2 中间轴（II 轴）的设计5.3 输出轴（ 轴）的设计I六、轴承的校核296.1 输入轴滚动轴承计算6.2 中间轴滚动轴承计算6.3 输出轴轴滚动轴承计算七、键联接的选择及校核计算317.1 输入轴键计算7.2 中间轴键计算7.3 输出轴键计算8、联轴器的选择33九、润滑与密封33十、减速器
2、附件的选择34十一、参考文献3413、设计任务书1.1 传动方案示意图图一、传动方案简图 1.2 原始数据传送带拉力 F(N) 传送带速度 V(m/s) 滚筒直径 D（mm）1800 1.1 3501.3 工作条件输送带允许速度误差5%，室内工作，有粉尘，两班制，使用年限为 10 年（每年 250天），连续单向于运转，载荷平稳，大修期 3 年。1.4 工作量1、传动系统方案的分析；2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；3、传动零件的设计计算；4、轴的设计计算；5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；6、键联接和联轴器的选择及校核；7、减速器箱体，润滑及附件的设计；8、装配图和零件图的
3、设计；29、设计小结；10、参考文献；二、传动系统方案的分析传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为 8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流 380V。2、电动机容量选择：（1）传送带功率 1.98kw=.180Fv=Pw(2) 从电动机到工作机主动轴之间的总效率 859.06.07.9. 2452431 -滚动轴承传动效率取 0.99 -圆锥齿轮传动效率取
4、 0.9712-圆柱齿轮传动效率取 0.98 -联轴器效率取 0.99 3 4-卷筒效率取 0.965(3)电动机的输出功率为 kwPWd305.289.01（3）确定电动机的额定功率 ed因载荷平稳，电动机额定功率 略大于 即可。所以可以暂定电动机的额定功率为d3kw。3、确定电动机转速卷筒工作转速 60r/min=r/i3501.6d10v/6=nw由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为 8-15，故电动机的转速的可选范围为9r/in48 )n5-(-wd213可见同步转速为 750r/min 的电动机符合,再由 ，根据2表 8-184，可选用3edPkwY132M-8 型电动机。其数据
5、如下表：电动机转速（r/min）电动机型号 额定功率（kw） 同步 满载电动机质量（kg）Y132M-8 3.0 750 710 793.2 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1、传动装置总传动比83.1607nmwi2、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约 ，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。i.251所以可取 。96.1i42i3.3 计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速r/min710inn239.86r/ir/i96.12ir/i7.5r/i48323in/min97.5342、各轴输入功率kwP97.2.041k852.1267.85.3kwP1.907614
6、 3、各轴转矩4mNnPT95.37109.259011.186.22mNnPT 3.4097.5095338.1.244将计算结果汇总列表如下表 3 轴的运动及动力参数项目 电动机轴 高速级轴 I 中间轴 II 低速级轴III工作机轴IV转速（r/min）710 710 239.86 59.97 59.97功率（kw） 3 2.97 2.852 2.767 2.712转矩( )Nm40.35 39.95 113.55 440.63 431.88传动比 1 2.96 4.0 1效率 0.99 0.96 0.97 0.98四、传动零件的设计计算4.1 斜齿圆柱齿轮传动的设计已知输入功率为 、小齿
7、轮转速为 、齿数比为 4。工kwP852.2min/86.239rn作寿命 10 年（每年工作 250 天），大修期 3 年，两班制（每班 8 小时），带式输送，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）材料选择由1表 10-1 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，二者材料硬度相差 40HBS。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，由1表 10-6 选用 7 级精度。5（3）选小齿轮齿数 ,则大齿轮齿数 。21z 8132zi（4）初选螺旋角 。4（5）压力角 。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计
8、算（1）由1式（10-24）计算小齿轮分度圆直径，即2131 )(2HEdHtt ZuTK1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 。3.Ht 查1图 10-20 选取区域系数 。43.2HZ 由1表 10-5 选取弹性影响系数 。2/189MPaE1表 10-7 取齿宽系数 。1d由1式 10-21 计算重合度系数 。Z 562.0)14cos/20arctn()os/arctn(t 39.)/(562.02ros*111tt hz 6.2)14cos8/(.c8ars*antt 637.12/)5.0tan39.(ta)562.0ta639.0(tn2 /t11 tat zz 7461/n
9、/1 d 692.037.).(3.)(34 Z由1式 10-23 得螺旋角系数 8514cosZ计算接触疲劳许用应力 H由1图 10-25 查得大小齿轮的接触疲劳极限分别为 。MPaPaHlinHlin50,60216由1式 10-15 计算循环次数： 821 1075.)208(16.3906 hjLnN84./75./u由1图 10-23 差取接触疲劳寿命系数 。8.,3.12HNHNK取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由110-14 得MPaSKHNH 594108. 683.2lim21li1 取 、 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即12。MPaH5942）试算小齿轮分
10、度圆直径 mmZuTKdHEdtt970.46 )59485.062.813.2(41035.)(3 23 211 (2)调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷前的数据准备 圆周速度 smsndvt /59.0/1068.2397.40621 齿宽 mbtd .9.12）计算实际载荷系数 HK 由1表 10-2 查得使用系数 。1A 由1图 10-8 查得动载荷系数 。0.v 齿轮的圆周力 ,NdTFtt 3411 1085.4970.6/352/ ,mNmbKtA /12/97.460835./1 差1表 10-3 得 。H7由1表 10-4 得 。419.HK则载荷系数为 720.149.2
11、01.HvA3)由1式 10-12 得分度圆直径 mKdHtt 56.3.17290.4631 模数 。zmn 274./4cos5/cos1 3. 按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式 10-20，321)(cosFsadFtnt YzYTKm1)确定公式内各计算数值 试选载荷系数 。3.Ht 由式1式 10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数 。Y 140.3)562.0cos14arctn()osarctn(tb7.3/67.1/22 b 8./50/5.0vY 由1式 10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 。Y796.120476.120计算 。FsaY由当量齿数 ，08.241cos/2cs/331zv，查1表 10-17，得齿行系数 、.9648os/32zv 68.21FaY。.FaY由1图 10-18,查得应力修正系数 、 。58.1saY1.2sa由1图 10-24c,查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是 、MPaF501lim
