带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器设计装配图+设计说明书

减速器装配图

目录
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………4
电动机的选择…………………………………………………4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
传动件的设计计算……………………………………………5
轴的设计计算…………………………………………………8
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
键联接的选择及校核计算……………………………………16
连轴器的选择…………………………………………………16
减速器附件的选择……………………………………………17
润滑与密封……………………………………………………18
设计小结………………………………………………………18
参考资料目录…………………………………………………18
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带式运输机；5鼓轮；6联轴器
二．工作情况：
载荷平稳、单向旋转
三．原始数据
鼓轮的扭矩T（Nm）：850
鼓轮的直径D（mm）：350
运输带速度V（m/s）：0.7
带速允许偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四．设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算；
2.斜齿轮传动设计计算
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：同轴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：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。
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。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
2．电动机容量的选择
1）工作机所需功率Pw
Pw＝3.4kW
2）电动机的输出功率
Pd＝Pw/η
η＝ ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．电动机转速的选择
nd＝（i1’i2’…in’）nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4．电动机型号的确定
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求
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
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差为0.55所以可行。
各轴转速、输入功率、输入转矩
项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
转矩（Nm） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
传动比1 1 5 5 1
效率1 0.99 0.97 0.97 0.97

传动件设计计算
1．选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
2）精度等级选用7级精度；
3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（1021）试算，即
dt≥
1）确定公式内的各计算数值
（1）试选Kt＝1.6
（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1
（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
（7）由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥ = =67.85
（2）计算圆周速度
v= = =0.68m/s
（3）计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
（4）计算纵向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5）计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.11；由表104查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
故KHβ=1.12 0.18(1 0.6×1 )1×1 0.23×10 67.85=1.42
由表1013查得KFβ=1.36
由表103查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得
d1= = mm=73.6mm
（7）计算模数mn
mn = mm=3.74
3．按齿根弯曲强度设计
由式(1017 mn≥
1）确定计算参数
（1）计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0。88

（3）计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4）查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5）查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6）计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7）计算大、小齿轮的并加以比较
= =0.0126
= =0.01468
大齿轮的数值大。
2）设计计算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．几何尺寸计算
1）计算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圆整后取255mm
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4）计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5）结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
II轴：
1．初步确定轴的最小直径
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齿轮上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =337N
Fa1=Fttanβ=223N；
Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N
3．轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。
6. VI-VIII长度为44mm。
4．求轴上的载荷
66 207.5 63.5
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
Fd1=443N
Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。
故：Fa1=638N
Fa2=189N
5．精确校核轴的疲劳强度
1）判断危险截面
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面
2）截面IV右侧的

截面上的转切应力为
由于轴选用40cr，调质处理，所以
（[2]P355表15-1）
a)综合系数的计算
由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为， ，
（[2]P38附表3-2经直线插入）
轴的材料敏感系数为， ，
（[2]P37附图3-1）
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）
轴采用磨削加工，表面质量系数为，
（[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为
b)碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为，
c)安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
I轴：
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步确定轴的最小直径
3．轴的结构设计
1）确定轴上零件的装配方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。
e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。
f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。
g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。
h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。

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