二级同轴式圆柱齿轮减速器
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目录
课程设计任务书--------------------------------------------1
1．选择传动装置类型（方案）-------------------------------1
2．选择电动机---------------------------------------------2
3．计算总传动比和传动比分配-------------------------------2
4．计算传动装置的运动和动力-------------------------------3
5．传动零件设计-------------------------------------------3
6．装配结构草图绘制---------------------------------------8
7．各轴强度校核-------------------------------------------10
8．轴承寿命校核------------------------------------------18
9．键联接强度计算----------------------------------------20
1
课程设计任务书
设计带式输送机传动装置
1.带式运输机工作原理：
2.已知条件：
1）输送带工作拉力Fj=6.5kN；
2）输送带工作速度 Vj=2.2m/s；
3）滚筒直径Dj＝400mm；
4）输送带工作速度允许误差±5％；
5）滚筒效率ηj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；
6）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；
7）使用折旧期：8年；
8）工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度为35°C；
9）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；
10）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
11）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。
3.设计数据：
输送带工作拉力Fj =6.5KN
输送带工作速度Vj=2.2m/s
滚筒直径Dj=400mm
项目 设计内容，步骤和说明 结果
一．选择传动装置类型（方案） 初拟３方案，综合比较各项优缺点后确定一个方案作为设计方案。
1．展开式，如图1-1，展开式结构比较简单，应用最广；但齿轮相对于轴承非对称布置，受载时轴的弯曲变形会使载荷沿齿宽分布不均，故轴应具备足够大的刚度。
2
图1-1
2．分流式，如图1-2，齿轮相对于轴承对称布置，载荷沿齿宽分布较均匀，受载情况较好，适于重载或变载荷的场合。其结构比较复杂。
图1-2
3．同轴式，如图1-3所示，同轴式减速器的输入轴与输出轴在同一轴线上，箱体较短，但箱体内须设置轴承支座，使箱体轴向尺寸增大，中间轴加长，结构变得复杂。
图1-3
传动方案定为方案3：二级同轴式圆柱齿轮减速器
二．选择电动机 1.查表确定各部分装置的效率：滚动轴承传动效率（一对）1=0.99，圆柱齿轮传动效率2=0.99，联轴器传动效率3=0.99，搅油效率4=0.99，传动滚筒效率j=0.96
∴=14·22·32·42·j=0.994×0.992×0.992×0.992×0.96=0.87
∵Pw=Fj·Vj/1000 Fj=6.5KN Vj=2.2m/s
∴Pw=6500×2.2/1000=14.3KN
∵Pcd=Pw/
∴Pcd= 14.3/0.87=16.4KW
2.根据Pcd查资料选电动机（Y系列三相异步电动机）得
Pd=18.5KW nm=1470r/min Y180M-4
Pd=18.5KW
nm=1470r/min
三．计算总传动比和传动比分配 1.滚筒转速nj=1000×60×Vj/π×Dj=1000×60×2.2/π×400=105r/min，总传动比i=nm/nj=1470/105=14
2.分配传动装置各级传动比：取i1=4，i2=3.5（实际传动比待确定齿轮齿数或标准带轮直径后准确计算，允许误差±（３－５）％） i=14
i1=4
i2=3.5 3
四．计算传动装置的运动和动力 1.各轴转速确定:
n1=nm=1470r/min
n2=n1/i1=1470/4=367.5r/min
n3=n2/i2=367.5/3.5=105r/min
2.各轴功率计算（ｋｗ）:
P0=Pd=18.5KW
P1=P0·01=18.5×0.992=18.13KW
P2=P1·12=18.13×0.992=17.77KW
P3=P2·23=17.77×0.993=17.24KW
P4=P3·34=17.24×0.99×0.96=16.4KW
3.各轴的转矩计算:
Td=9550Pd/nm=9550×18.5/1470=120.19N·M
T1=9550P1/n1=9550×18.13/1470=117.78N·M
T2=9550P2/n2=9550×17.77/367.5=461.78N·M
T3=9550P3/n3=9550×17.24/105=1568N·M
T4=9550P4/n4=9550×16.4/105=1491.62N·M n1= 1470r/min
n2= 367.5r/min
n3= 105r/min
P0=18.5KW
P1= 18.13KW
P2= 17.77KW
P3= 17.24KW
P4=16.4KW
Td=120.19N·M
T1=117.78N·M
T2=461.78N·M
T3=1568N·M
T4=1491.62N·M
五.传动零件设计 第一级传动
1.选择材料
选用直齿齿轮传动;根据机械设计表10-1
选择小齿轮材料为40Cr，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS;
精度等级选用7级精度;
试选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=4×24=96
2.制定热处理工艺
小齿轮和大齿轮均为调质处理，淬火后高温回火，用来使钢获得高的韧度和足够的强度。
3.按齿面接触强度设计
按式（10—9a）进行试算，即
d1t≥2.32√KtT∅d∙u+1u(ZE[σH])23
(1)确定公式内的各计算数值
a.试选载荷系数Kt＝1.3
b.计算小齿轮传递的转矩
T1=9550P1n1=9550×18.131470=117.78N∙m=117783N∙mm
c.由表10－7选取尺宽系数φd＝1
d.由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2
e.由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa
Z1=24
Z2=96
Kt=1.3
T1=117783N·mm
φd＝1
ZE=189.8MPa1/2
σHlim1=650MPa
σHlim2=550MPa 4
f.由式（10－13）计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×1470×1×（2×8×300×8）＝3.387×109
N2＝N1/4＝3.387×109/4=0.847×109
g.由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95
h.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=KHN1σlim1S=0.90×600=540MPa
[σH]2=KHN2σlim2S=0.95×550=522.5MPa
取
[σH]=522.5MPa
(2)计算
a.试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥2.32√KtT∅d∙u+1u(ZE[σH])23=2.32√1.3×117783∙54(189.8522.5)23=68.06mm
b.计算圆周速度v
v=πd1tn160×1000=π×68.06×147060×1000=5.24m/s
c.计算齿宽b及模数mt
b=φdd1t=1×68.06mm=68.06mm
mt=d1t/z1=68.06/24=2.84
齿高h=2.25mt=2.25×2.84mm=6.38mm
b/h=68.06/6.38=10.67
d.计算载荷系数
根据v=5.24m/s，7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.15；直齿轮1HFKK
已知载荷平稳，所以取KA=1
由表10—4，用插值法查得7级精度，小齿轮对称布置时，查的
KHβ=1.426
由b/h=10.67，KHβ=1.426，查图10-13，得
KFβ=1.35
故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.15×1×1.426=1.64
e.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1=d1t√KKt3=68.06×√1.641.33=73.54mm
f.计算模数m
m=d1z1=73.5424=3.06mm
4.按齿根弯曲强度设计
N1＝3.387×109
N2＝0.847×109
KHN1＝0.90
KHN2＝0.95
[σH]=522.5MPa
d1t=68.06mm
v=5.24m/s
b=68.06mm
mt=2.84
h=6.38mm
b/h=10.67
1HFKK
KA=1
KHβ=1.426
KFβ=1.35
K=1.64
d1=73.54mm
m=3.06mm
