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1.设计任务2

2.传动系统方案的拟定2

3.电动机的选择3

3.1选择电动机的结构和类型3

3.2传动比的分配5

3.3传动系统的运动和动力参数计算5

4.减速器齿轮传动的设计计算7

4.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算7

4.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算11

5.减速器轴及轴承装置的设计16

5.1轴的设计16

5.2键的选择与校核23

5.3轴承的的选择与寿命校核25

6.箱体的设计28

6.1箱体附件28

6.2铸件减速器机体结构尺寸计算表29

7.润滑和密封30

7.1润滑方式选择30

7.2密封方式选择30

参考资料目录30

计算及说明

结果

1.设计任务

1.1设计任务

设计带式输送机的传动系统，工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差±4%，二班制，使用期限12年（每年工作日300天），连续单向运转，大修期三年，小批量生产。

1.2原始数据

滚筒圆周力：

F=900N

输送带带速：

v=2.4（±4%）m/s

滚筒直径：

450mm

1.3工作条件

二班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相交流电源，电压为380/220V。

2.传动系统方案的拟定

带式输送机传动系统方案如下图所示：

带式输送机由电动机驱动。

电动机1通过联轴器2将动力传入两级齿轮减速

计算及说明

结果

器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5带动输送带6工作。

传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀。

展开式减速器结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。

3.电动机的选择

3.1选择电动机的结构和类型

按设计要求及工作条件，选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。

3.1.1选择电动机的容量

根据已知条件计算，工作机所需要的有效功率

P=Fv=900⨯2.4=2.16kW

w10001000

设：

η4w——输送机滚筒轴至输送带间的传动效率；

ηc——联轴器效率，ηc=0.99（见《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—1）；

ηg——闭式圆柱齿轮传动效率，ηg=0.98（同上）；ηb——滚动轴承（一对球轴承），ηb=0.99（同上）；ηcy——输送机滚筒效率，ηcy=0.96（同上）。

估算传动装置的总效率

=011223344

式中01=c=0.99

12=bg=0.99⨯0.98=0.9702

23=bg=0.99⨯0.98=0.9702

34=bc=0.99⨯0.99=0.9801

4w=bcy=0.99⨯0.96=0.9504

传动系统效率

=011223344=0.99⨯0.9702⨯0.9702⨯0.9801⨯0.9504=0.8680

P=Pw=2.16=2.4884kW

工作机所需要电动机功率r0.8680

Pw=2.16kW

传动总效率η=0.8680

Pr=2.4884kW

计算及说明

结果

选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Pm等于或大于工作机所需的电动机动率Pr。

因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率Pm要大于Pr。

由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—2所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足选Pm≥Pr条件的电动机额定功率Pm应取为3kW。

3.1.2确定电动机转速

由已知条件计算滚筒工作转速

n=v=2.4⨯60=101.91r/min

wd3.14⨯450⨯10-3

传动系统总传动比i=nm

由《机械设计（高等教育出版社）》表18—1查得，展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i=8~60，故电动机转速的可选范围为

nm=inw=（8~60）⨯101.91=815.28~6114.6r/min

由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—2可以查得电动机数据如下表：

Pm=3kW

方案

电动机型号

额定功率（kw）

满载转速（r/min）

总传动比

Y100L-2

2880

28.26

Y100L2-4

1440

14.13

Y132S-6

960

9.42

通过对以上方案比较可以看出：

方案1选用的电动机转速最高、尺寸最小、重量最低、价格最低，总传动比

电动机

为28.26。

但总传动比最大，传动系统（减速器）尺寸大，成本提高。

方案2选

Y100L2-

用的电动机转速中等、质量较轻、价格较低，总传动比为14.13。

传动系统（减

4型

速器）尺寸适中。

方案3选用的电动机转速最低、质量最重、价格高，总传动比

为9.42。

对于展开式两级减速器（i=8~60）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、

质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，选用方案2比较合理。

Y100L2-4

电动机转

型三相异步电动机的额定功率Pm=3kw，满载转速nm=1440r/min。

由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—3电动机的安装及外型尺寸（单位mm）

速

nm=1440

如下：

r/min

总传动比

160

140

28+0.009

100

205

180

245

170

380

-0.004

i=14.13

计算及说明

结果

查得电动机电动机基本参数如下：

中心高H=100mm，

轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径D=28（+0.009）mm，

-0.004

轴伸出部分长度E=60mm。

3.2传动比的分配

带式输送机传动系统的总传动比i=14.13

由传动系统方案可知

i01=i34=1

因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比

i=i=14.13

∑ii

0134

为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS≤350,、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比

i12=1.3i∑=1.3⨯28.26=4.286

低速级传动比

i=i∑=14.13=3.297

23i4.286

传动系统各传动比分别为

i01=1i12=4.286i23=3.297i34=1

3.3传动系统的运动和动力参数计算

取电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴、中速轴为2轴、低速轴3轴，带式输送机滚筒轴为4轴。

各轴的转速如下

n0=nm=1440r/min

n=n0=1440=1440r/min

1i1

n=n1=1440=336r/min

2i4.286

i12=4.286

i23=3.297

计算及说明

结果

n=n2=336=102r/min

3i3.297

n=n3=102=102r/min

4i1

计算出各轴的输入功率

P0=Pr=2.4884kW

P1=P001=2.4884⨯0.99=2.4635kWP2=P112=2.4635⨯0.9702=2.3901kWP3=P223=2.3901⨯0.9702=2.3189kWP4=P334=2.3189⨯0.9801=2.2728kW

计算出各轴的输入转矩

T=9550P0=9550⨯2.4884=16.50N⋅m

0n1440

T1=T0i0101=16.50⨯1⨯0.99=16.34N⋅m

T2=T1i1212=16.34⨯4.286⨯0.9702=67.95N⋅mT3=T2i2323=67.95⨯3.297⨯0.9702=217.36N⋅mT4=T3i3434=217.36⨯1⨯0.9801=213.03N⋅m

运动和动力参数的计算结果如下表格所示:

（注：

除了电动机轴的转矩为输出转矩外，其余各轴的转矩为输入转矩。

）

轴号

电动机

两级圆柱齿轮减速器

工作机

0轴

1轴

2轴

3轴

4轴

转速n（r/min）

1440

336

102

功率P（Kw）

2.4884

2.4635

2.3901

2.3189

2.2728

转矩T（N•m）

16.50

16.34

67.95

217.36

213.03

两轴联接、传动件

联轴器

齿轮

联轴器

传动比i

4.286

3.297

传动效率η

0.99

0.9702

0.9801

计算及说明

结果

4.减速器齿轮传动的设计计算

4.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

1、初选精度等级、材料及齿数

（1）材料及热处理：

选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。

（2）齿轮精度：

7级

（3）初选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=103

（4）初选螺旋角β=14°

（5）压力角α=20°

2、按齿面接触疲劳强度设计

（1）.由《机械设计.（高等教育出版社第九版）》式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即

2KTu+1⎛ZZZZ⎫2

Ht1HE

d1t≥3Φ∙u∙ç[]⎪

d⎝H⎭

确定公式中的各参数值。

试选载荷系数KHt=1.0。

由式（10-23）可得螺旋角系数Zβ。

Z=cos=cos14︒=0.985

计算小齿轮传递的转矩：

9.55⨯106P9.55⨯106⨯2.46354

T1=1==1.634⨯10N⋅mmn11440

由图10-20查取区域系数ZH=2.433。

由表10-7选取齿宽系数d=1。

由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。

1/2

由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z

t=arctan（tann/cos）=arctan（tan20/cos14）=20.562

=arccos[zcos/（z+2h*cos）]=arccos[24⨯cos20.562/（24+2⨯1⨯cos14）]=29.974

at11t1an

=arccos[zcos/（z+2h*cos）]=arccos[103⨯cos20.562/（103+2⨯1⨯cos14）]=23.223

at22t2an

=[z（tan-tan'）+z（tan-tan'）]/2

a1at1t2a2t

=[24⨯（tan29.974-tan20.562）+103⨯（tan23.223-tan20.562）]/2=1.655

=Φdz1tan/=1⨯24⨯tan14/=1.905

=20

计算及说明

结果

z=4-（1-）+=4-1.655（1-1.905）+1.905=0.666

331.655

计算接触疲劳许用应力[H]

由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa和

Hlim2=550MPa

由式（10-15）计算应力循环次数：

N=60njL=60⨯1440⨯1⨯（2⨯8⨯300⨯12）=4.977⨯109

11h

N2=N1/u=4.977⨯10/（103/24）=1.160⨯10

由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.89KHN2=0.92。

取失效概率为1%、安全系数S=1

[]=KHN1Hlim1=0.89⨯600=534MPa

H1S1

[]=KHN2Hlim2=0.92⨯550=506MPa

H2S1

取[H1]和[H2]中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[H]=[H]2=506MPa

计算小齿轮分度圆直径。

d≥2KHtT1·u+1⎛ZHZEZZ⎫

1tΦu·ç[]⎪

d⎝H⎭

=2⨯1.0⨯1.634⨯104⨯（103/24）+1⨯⎛2.433⨯189.8⨯0.666⨯0.985⎫

1（103/24）ç506⎪

⎝⎭

=24.353mm

（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。

圆周速度v

v=d1tn1=⨯24.353⨯1440=1.836m/s

60⨯100060⨯1000

齿宽b

b=Φdd1t=1⨯24.353=28.353mm2）计算实际载荷系数KH。

查得使用系数KA=1。

根据v=2.183m/s、7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.08。

齿轮的圆周力F=2T/d=2⨯1.634⨯104/28.353=1.131⨯103N，

t1t1t

KF/b=1⨯1.131⨯103/28.353=41.4N/mm<100N/mm，

At1

z=0.666

[H]=506MPa

计算及说明

结果

查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4。

由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，

KH=1.414。

其载荷系数为

KH=KAKVKHKH=1⨯1.08⨯1.4⨯1.414=2.138

3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

3K32.138

d1=d1tH=28.353⨯=34.107mmKHt1.3

mn=d1cos/z1=34.107⨯cos14/24=1.382mm3、按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即

32KTYYcosYY

m≥Ft1⋅（Fasa）

ntΦz2

d1F

1）确定公式中的各参数值试选载荷系数KFt=1.3

由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y

b=arctan（tancost）=arctan（tan14cos20.562）=13.140

=/cos2=1.655/cos213.140=1.728

Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.728=0.684

由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y

Y=1-=1-1.905⨯14=0.778

120120

计算YFaYsa

[F]

z=z/cos3=24/cos314=26.27

由当量齿数v11，查图10-17得齿形系数

z=zcos3=103/cos314=112.75

v22

YFa1=2.62、YFa2=2.18。

由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.6、Ysa2=1.81。

由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限Flim2=380MPa。

由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.88。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）

[σ]=KFN1σFlim1=0.85⨯500=304MPa

F1S1.4

[σ]=KFN2σFlim2=0.88⨯380=239MPa

F2S1.4

d1=34.107mm

[σF]1=304MPa

[σF]2=239MPa

设计及说明

结果

YFa1Ysa1=2.62⨯1.6=0.0138

[F]304

YFa2Ysa2=2.18⨯1.81=0.0165

[F]239

因为大齿轮的YFaYsa大于小齿轮，所以取

[F]

YFaYsa=YFa2Ysa2=0.0165

[F][F]

2）试算模数

32KTYYcos2⎛YY⎫32⨯1.3⨯1.634⨯104⨯0.684⨯0.778⨯cos214

m≥Ft1⋅çFaSa⎪=⨯0.0165=0.858mm

ntΦz2[]1⨯242

d1⎝F⎭

（2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度v

d1=mntz1=0.858⨯24mm=20.592mm

v=d1n1=⨯20.592⨯1440m/s=1.553m/s

60⨯100060⨯1000

②齿宽b

b=Φdd1=1⨯20.592mm=20.592mm

③宽高比b/h。

h=（2h*+c*）m=（2⨯1+0.25）⨯0.858mm=1.931mm

b/h=20.592/1.931=10.66

2）计算实际载荷系数KF

①根据v=1.553m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03。

②由F=2T/d=2⨯1.634⨯104/20.592N=1.587⨯103N

t111

KF/b=1⨯1.587⨯103/20.592N/mm=77.1N/mm<100N/mm

AT1

查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.4。

③由表10-4用插值法查得KH=1.413,结合b/h=10.66查图10-13可得KF=1.32

。

则载荷系数为KF=KAKVKFKF=1⨯1.03⨯1.4⨯1.32=1.988

3）由式（10-13）,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

m=m3KF=0.858⨯31.988mm=1.037mm

nntK1.3

由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，取由弯曲疲劳强度算得的模数m=1.037mm并从标准中就近取mn=1.5mm；而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，取按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=34.107mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cos/mn=34.107⨯cos14/1.5=22.06

计算及说明

结果

取z=22则大齿轮的齿数z=uz=103⨯22=94.42，取z=95,两齿轮齿数互为质

121242

数。

4.几何尺寸计算

（1）计算中心距

a=（z1+z2）mn=（22+95）⨯1.5=90.44mm

2cos2⨯cos14

考虑模数从1.037mm增大圆整至2mm，为此将中心距圆整为90。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

=arccos（z1+z2）mn=arccos（22+95）⨯1.5=12.8392a2⨯90

（3）计算分度圆直径

d=z1mn=22⨯1.5=33.85mm

1coscos12.839

d=z2mn=95⨯1.5=146.15mm

2coscos12.839

（4）计算齿轮宽度

b=Φdd1=1⨯33.85=33.85mm

取b2=34mm、b1=40mm。

5.圆整中心距后的强度校核

齿轮副的中心距在圆整之后，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。

（1）齿面接触疲劳强度校核

=2KHtT1·u+1·ZZZZ

HΦd3uHE

=2⨯2.138⨯1.634⨯104⨯（22+95）+1⨯⨯⨯⨯

1⨯39.853（22+95）2.45189.80.6610.984

=319MPa<[H]

满足齿面接触疲劳强度条件

（2）齿根弯曲疲劳强度校核

2KTYYYYcos22⨯1.3⨯1.634⨯104⨯2.18⨯1.81⨯0.684⨯0.778⨯cos212.839

=Ft1FaSa=

F1Φz2m31⨯222⨯1.53

d1n

=104MPa<[F]1

2KTYYYYcos22⨯1.3⨯1.634⨯104⨯2.18⨯1.81⨯0.691⨯0.78⨯cos2

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