机械设计基础课程设计计算说明书设计题目带式运输机单级斜齿圆柱齿轮减速器能动学院院(系)轮机1201 班设计者泽之指导老师卢耀舜目录1.设计任务书 (3)2.传动方案设计 (3)3.电动机的选择计算 (4)4.齿轮传动的设计计算 (6)5.轴的设计计算及联轴器的选择 (10)6.键连接的选择计算 (15)7.滚动轴承的校核 (15)8.润滑和密封方式的选择 (17)9.箱体及附件的结构设计和计算 (17)10.设计小结 (19)11.参考资料 (20)1．减速器的设计任务书1．1设计目的：设计带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器。

1．2工作条件及要求：用于铸工车间运型砂，单班制工作（8小时工作制），工作有轻微振动，使用寿命为10年。

带式运输机的工作数据如下：2．传动方案设计根据已知条件可计算出卷筒的转速为min /31.2422301000607.2100060r D V n w =⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=ππ若选用同步转速为1000r/min 或1500r/min 的电动机则可估算出传动装置的总传动比为4.15或6.22，考虑减速器的工作条件和要求，暂选下图所示传动方案，其特点为：减速器的尺寸紧凑，闭式齿轮传动可保证良好的润滑和工作要求。

3．电动机的选择计算3．1电动机的选择3．1．1电动机类型的选择根据动力源和工作要求，选Y 系列三相异步电动机。

3．1．2电动机功率e P 的选择工作机所需有效功率 。

KW FV P W 16.210007.20081000=⨯==由传动示意图可知：电动机所需有效功率KW W Pd P η= 式中，η为传动装置的总效率 n ηηηηηη⨯⨯⨯⨯⨯=Λ4321=0.886 。

设1η，2η，3η，4η分别为滚动轴承（3个）、闭式齿轮（设齿轮精度为8级）、弹性连轴器（2个）、运输机卷筒的效率。

查表得99.01=η，97.02=η，99.03=η，96.04=η，则传动装置的总效率886.096.099.097.00.9923423213=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=ηηηηη 电动机所需有效功率 KW P P wd 44.2886.016.2===η。

查表选取电动机的额定功率e P 为 KW 3。

3．1．3电动机转速的选择工作机所需转速 min /24.3123021000607.2100060r D V n w =⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=ππ。

查表2-3知总传动比 i =3～5。

则电动机的满载转速。

= x i+251.88x(3~5)=(755.64~1259.4)查表选取满载转速为 =960r/min 同步转速为min /1000r 的Y132S-6型电动机，则传动装置的总传动比28.4224.31960===w m n n i ，且查得电动机的数据及总传动比如下：3．2传动比的分配由传动示意图可知：只存在减速器的单级传动比，即闭式圆柱齿轮的传动比，其值i=4.28 3．3传动装置的运动和动力参数计算3．3．1各轴的转速计算由传动示意图可知, 轴Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ的转速：min /224.30min /224.304.28960min/96023121r n n r i n n r n n m ======= 3．3．2各轴的输入功率计算因为所设计的传动装置用于专用机器，故按电动机的所需功率d P 计算。

轴Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ的输入功率：KWP P KW P P KWP P d 72.299.099.023.223.299.097.024.224.299.044.23123321211=⨯⨯=⨯⨯==⨯⨯=⨯⨯==⨯=⨯=ηηηηη3．3．3各轴的输入转矩计算轴Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ的输入转矩： =9550\=24.07 N.m T2=9550 P2\n2=98.78 N.m T3=9550 p3\n3=89.47 N.m 以供查询。

4．齿轮传动的设计计算如传动示意图所示：齿轮Ⅰ和Ⅱ的已知数据如下表：4．1选择齿轮精度按照工作要求确定齿轮精度为8级。

4．2选择齿轮材料考虑到生产要求和工作要求，查图表，可得Ⅰ（小）、Ⅱ（大）齿轮的选材，及相应数据如下：由于该齿轮传动为闭式软齿面传动，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根弯曲疲劳强度。

4．3许用应力计算齿轮Ⅰ、Ⅱ的循环次数（使用寿命为10年）为：8329211023.3830010224.3060601038.18300109606060⨯=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=⨯=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=t a n N t a n N查图得1.1,1,12121====N N N N Z Z Y Y ,设mm m n 5≤取1,1.1,4.1,1,1min min 21======W H F X X ST Z S S Y Y Y （两轮均为软齿面）可求得：MPaZ Z S MPa Z Z S W N H H HP W N H H HP 5651.1115.62183.4811.1115652min2lim 21min1lim 1=⨯⨯===⨯⨯==σσσσ4．4按接触疲劳强度进行设计4．4．1小齿轮的名义转矩M N T •=23.3214．4．2选取各系数并列表4．4．3初定齿轮的参数6.852028.4,20121=⨯=⨯==Z i Z Z ，取Z2=77 ο15,4.32086===βu 4．4．4初算分度圆直径并确定模数和螺旋角β因两齿轮均为钢制，故MPa Z E 8.189=，则mm d d a mm d u d mm u u KT Z d d HP 781.1072890.174672.402890.174672.403.4672.403.413.40.107.247.183.48185.075417542112321221=+≥+==⨯=⨯==⎪⎭⎫⎝⎛+⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛=⎪⎭⎫⎝⎛+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛≥ϕσε所以 a 取圆整值为 mm a 011=；法向模数：mm COS Z Z a m n 823.186********cos 221=+⨯⨯=+=οβ，圆整为标准值mm m n 2=。

调整螺旋角："56'29515.49911002)8620(2arccos 2)(arccos21οο==⨯+⨯=+=a Z Z m n β4．4．5计算齿轮的几何尺寸螺旋角"56'2915ο=β， 法向模数mm m n 2=， 齿数86,2021==Z Z ， 中心距mm a 011=.分度圆直径：mm Z m d mm Z m d n n 79.1671"56'2951cos 1022cos ,667.41"56'2951cos 202cos 2211=⨯===⨯==οοββ齿顶圆直径：mmm d d mm m d d n a n a 167.83122167.7912,766.4522766.4122211=⨯+=+==⨯+=+=齿根圆直径：mmm d d mm m d d n f n f 167.17425.2167.1795.2,667.3625.2667.415.22211=⨯-=-==⨯-=-=齿宽：mmb mm b b mm b d b d 667.46,667.51~667.46)10~5(667.41667.41667.410.1121212==+===⨯==取，取ϕ4．4．6计算齿轮的圆周速度齿轮实际传动比 i=86/20=4.3，相对误差百分比为 （4.3-4.28）/4.3=0.5%<5% 符合精度要求。

4．4．8齿轮的受力分析齿轮Ⅰ，Ⅱ的受力情况如下图所示：各力的大小分别为：圆周力：N d T F t 155.3511667.4124.0720002000111=⨯==N d T F t 658.1102167.17978.9820002000222=⨯==径向力：N F F n t r 483.035"56'2915cos 20tan 155.3511cos tan 11=⨯==οοβα N F F n t r 057.418"56'2915cos 20tan 658.1021cos tan 22=⨯==οοβα 轴向力：N F F t a 385.203"56'2951tan 155.3511tan 11=⨯==οβN F F t a 773.305"56'2915tan 658.1021tan 22=⨯==οβ5．轴的设计计算及联轴器的选择5．1选择轴的材料该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢。

查表知MPa B 650=σ。

5．2初算轴径轴Ⅰ的轴径即为电动机外伸轴直径mm D 38=高速轴（与齿轮Ⅰ配合）： 查表取C=110并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径：mm n PC d 468.619602.4211010.110.133211min =⨯⨯=⨯= 低速轴（与齿轮Ⅱ配合）： 查表取C=110，并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径mm n P C d 364.2630.22432.211010.110.133322min =⨯⨯=⨯=轴Ⅲ：查表取C=110，并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径mm n P C d 983.2430.24227.211005.105.133443min =⨯⨯=⨯=5．3联轴器的选择由电动机外伸轴径mm D 38=及传动要求，公称转矩21T T T n >≥，查表选取LT7弹性套柱销联轴器2002432382328238-⨯⨯GB YC YA ，故取轴Ⅰ与联轴器连接的轴径为30mm 。

因为轴Ⅱ与轴Ⅲ的最小轴径分别为mm d mm d 983.24,364.263min 2min ==并考虑传动要求，公称转矩43T T T n >≥，查表选取凸缘联轴器YL1086584382328232-⨯⨯GB YC YA ，故轴Ⅱ与联轴器连接的的轴径为32mm ，轴Ⅲ与联轴器连接的的轴径为32mm 。

5．4轴承的选择根据初算轴径，考虑轴上零件的轴向定位和固定，假设选用深沟球轴承，查表可估选出装轴承处的轴径及轴承型号，见下表：5．5齿轮的结构设计5．5．1大齿轮因为齿顶圆直径：mm mm d a 200167.8312<=，为了减轻重量和节约材料，并考虑机械性能，故大齿轮采用实心式齿轮结构，且取与轴连接处的直径为50mm 。

5．5．2小齿轮因为齿顶圆直径：mm mm d a 100667.451<=,故作成齿轮轴形式。

5．6轴的设计计算5．6．1轴径和轴长的设计高速轴:D1=32mm D2=40mm D3=45mm D4=55mm D5=41.237mm D6=55mm D7=45mm L1=80mm L2=58mm L3=17mm L4=15mm L5=46.237mm L6=15mm L7=17mm 低速轴：D1=32mm D2=40mm D3=50mm D4=52mm D5=60mm D6=55mm D7=50mm L1=80mm L2=49mm L3=37mm L4=35mm L5=5mm L6=13mm L7=17mm5.6.2低速轴的校核（1）受力分析：低速轴上齿轮的受力情况，已经分析清楚（见齿轮部分“7）”）。