机械设计说明书设计人：白涛学号：2008071602指导老师：杨恩霞目录设计任务书 (3)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 (12)滚动轴承的选择及计算 (17)键联接的选择及校核计算 (19)连轴器的选择 (19)减速器附件的选择 (20)润滑与密封 (21)设计小结 (21)参考资料目录 (21)机械设计课程设计任务书题目：设计一用于螺旋输送机驱动装置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、两班制工作运送、单向旋转三． 原始数螺旋轴转矩T （N ·m ）：430 螺旋轴转速n （r/min ）：120 螺旋输送机效率（％）：0.92 使用年限（年）：10 工作制度（小时/班）：8 检修间隔（年）：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． 设计说明书的编写（一）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：减速器的轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，当两个大齿轮侵油深度较深时，高速轴齿轮的承载能力不能充分发挥。
常用于输入轴和输出轴同轴线的场合。
（二）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P w =Tn /9550，其中n=120r/min ，T=430N ·m ，得P w ＝5.4kW2） 电动机的输出功率 Pd ＝Pw/ηη＝4234221ηηηη＝0.9044321，η，η，ηη分别为联轴器，滚动轴承，齿轮传动及螺旋输送机的效率。
由表2-3选取92.097.099.099.04321====，η，η，ηη 计算得η=0.815， 则pd=6.63KW3．电动机转速的选择螺旋轴的转速n w =120r /min ，按表2-2推荐的合理范围，二级圆柱齿轮减速器的传动比i=8~40。
所以，电动机转速范围n d =i ×n w =（960~4800）r /min 初选为同步转速为1500r/min 的电动机4．电动机型号的确定由表14－5查出电动机型号为Y132M-4,其额定功率为7.5kW ，满载转速1440r/min,基本符效率87，功率因数0.85，额定转矩7.0，质量81Kg ，合题目所需的要求。
（三）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n d 和工作机主动轴转速n w 可确定传动装置应有的总传动比为： i ＝n d /n w =122．合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i 1＝i 2。
因为i ＝12，i 1=i 2=3.5速度偏差为0.5%<5%，所以可行。
3.计算传动装置各轴的运动和动力参数。
A .各轴转速：n 1=n d =1440r /min ，n 2=n 1/i 1=411.4r /minB .各轴输入功率：p 1=p d ×η1=6.6×0.99=6.5KW P 2=p 1η2η3=6.27KWC.各轴输出转矩：电动机轴的输出转矩T d =9550000p d /n d =43969.8N ·m T 1=T d η1=43530.1N ·mT 2=9550000p 2/n 2=145.548N ·m（四）传动件设计计算 A ：高速速级斜齿圆柱齿轮传动设计1．选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；由表7-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为ZG35CrMo （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z 1＝20，大齿轮齿数z 2＝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 即d 1≥[]321·2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H EH d t Z Z u u T K σεφα 1） 确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt ＝1.6 （2） 由图7－12选取区域系数ZH ＝2.433 （3） 由表7－5选取尺宽系数φd ＝1 （4） 由图7－15查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 （5） 材料的弹性影响系数ZE ＝189.8Mpa （6） 由图7－18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＝60n 1jL h ＝60×1440×1×10×16×300＝4.15×10^9N2＝11.85×10^8（8） 由图7-19查得接触疲劳寿命系数Z N1＝1.02；Z N2＝1.12 （9） 计算接触疲劳许用应力取安全系数S H ＝1，由式（7－18）得[σH ]1＝1.02×600MPa ＝612MPa [σH ]2＝1.12×550MPa ＝616MPa2） 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d 1td 1t ≥[]3211·2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H EH d t Z Z u u T K σεφα =326128.189433.2.53.54·62.11435301.62⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯=39.92（2） 计算圆周速度v=10006021⨯n d t π=1000601440.939⨯⨯⨯π=3.0m/s（3） 计算纵向重合度εβεβ=βεβtan 318.01z =0.318×1×tan14。
=1.59（4） 计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取K A =1根据v=3.0m/s,7级精度，查得动载系数KV=1.51 由表7—8查得K β=1.12由表10—3查得K ɑ=1.4。
故载荷系数K=K A K V K αK β=1×1.51×1.2×1.12=2.03按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：d1=31/t tK K d =36.1/03.22.939⨯mm=43.1mm计算齿宽b 及模数mntb=φdd1t=1×43.1mm=43.1mm计算模数mnm n 11cos z d β==20cos14.143。
⨯mm=2.20 取m n =3mm3．按齿根弯曲强度设计m n ≥[]3212·cos 2F SaFa d Y Y z KTY σεφβαβ 1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=K A K V K αK β=2.03（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tan β=1.00，从图7－14查得螺旋角影响系数 Yβ＝0.75（3） 计算当量齿数Z 1=Z 1/cos 3β=20/cos 314。
=21.89Z 2=Z 2/cos 3β=100/cos 314。
=109.47（4） 查取齿型系数由表7－4查得Y F1=2.724；Y F2=2.172 （5） 查取应力校正系数由表7－4查得Ys 1=1.569；Ys 2=1.798（6） 计算[σF] σF1=550Mpa σF2=420MPa Y N1=0.95 Y N2=0.98[σF1]= σF1 Y N1/S F =550×0.90/1.25=396MPa [σF2]= σF1 Y N1/S F =420×0.92/1.25=309.12MPa （7） 验算齿根弯曲疲劳强度 σF1=KFtY F1Y S1Y β/bm n εɑ=113.0MPa σF2=σF1/Y F1Y S1×Y F2Y S2=104.3MPa计算得弯曲条件满足 2） 设计计算m n ≥32201468.0·62.1201.54375.014cos 1.022⨯⨯⨯⨯⨯⨯=2.4 取m n =2.54．几何尺寸计算1） 计算中心距Z 1nm d βcos 1==32.9，取z1=22 Z 2=126 a ()βcos 221nm z z +==205.5mma 圆整后取205mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角β=arcos()am z z n221+=13。
55’50”3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1βcos 1nm z ==57.00mm d2βcos 2nm z ==325mm4） 计算齿轮宽度 b=φdd 1b=57mmB1=57mm ，B2=52mm5） 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。
B 低速级斜齿圆柱齿轮的设计6） 材料及热处理；由表7-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为ZG35CrMo （调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。
7） 精度等级选用7级精度；8） 试选小齿轮齿数z 1＝20，大齿轮齿数z 2＝100的； 9） 选取螺旋角。
初选螺旋角β＝14°5．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 即d 1≥[]321·2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H EH d t Z Z u u T K σεφα 1） 确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt ＝1.6 （2） 由图7－12选取区域系数ZH ＝2.433 （3） 由表7－5选取尺宽系数φd ＝1 （4） 由图7－15查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 （5） 材料的弹性影响系数ZE ＝189.8Mpa （6） 由图7－18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） 由式计算应力循环次数N1＝60n 1jL h ＝60×411.4×1×10×16×300＝1.18×10^9N2＝9.6×10^7（8） 由图7-19查得接触疲劳寿命系数Z N1＝1.02；Z N2＝1.15 （9） 计算接触疲劳许用应力取安全系数S H ＝1，由式（7－18）得[σH ]1＝1.02×600MPa ＝612MPa [σH ]2＝1.15×550MPa ＝632.5MPa2） 计算 （1） 试算小齿轮分度圆直径d 1td 1t ≥[]3211·2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H EH d t Z Z u u T K σεφα =326128.189433.2.53.54·62.111455481.62⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯⨯=27.0（2） 计算圆周速度v=10006021⨯n d t π=100060411.427.0⨯⨯⨯π=0.58m /s（3） 计算纵向重合度εβεβ=βεβtan 318.01z =0.318×1 ×tan14。