目 录
一、---------------------------------------------------------------------选择电动机
二、---------------------------------确定传动装置的总传动比和分配传动比
三、------------------------------------------计算传动装置的运动和动力参数
四、------------------------------------------------------------------减速器的结构
五、--------------------------------------------------------传动零件的设计计算
六、-----------------------------------------------------------------------轴的计算
七、--------------------------------------------------------------键的选择和校核
八、--------------------------------------------------轴承的的选择与寿命校核
九、-----------------------------------------------------------------联轴器的选择
十、-----------------------------------------------------润滑方法、润滑油牌号
设计说明书
一、设计题目：带式运输机传动系统中的二级圆柱齿轮减速器设计
二、系统简图：
联轴器
输送带
三、工作条件：
单向转动，有轻微震动，经常满载，空载启动，单班制工作，使用期限 5年，输送带速度容许误差为±5%。
滚筒
减速器
1、提交课程设计说明书电子文档（另需交打印文档一份）。
2、提交二级圆柱齿轮减速器装配图1张；
3、提交二级圆柱齿轮减速器立体图1张；
计算及说明
一、选择电动机
(1) 选择电动机的类型
按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y型。
（2） 选择电动机的容量
电动机所需功率计算工式为：（1）Pd=
Pw
?a
KW，（2） Pw=
Kw
Fv
1000
Kw
因此 Pd=Fv
1000?a
3
所以由电动机至卷筒的传动总功率为：?a??1??2??32??4??5
式中：?1，?2，?3，?4，?5分别为带传动、轴承、齿轮传动、连轴器
和卷筒的传动效率。
取?1=0.96(带传动)，?2=0.98（滚子轴承），?3=0.97, ?4=0.99, ?5=0.94.
则：
?a=0.96?0.983?0.972?0.99?0.94=0.79 又因为:V =0.9m/s
所以: Pd=Fv (3) 确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为 n =
1000?a
=
2000?0.9
=2.28 Kw
1000?0.79
60000?60000?0.9
?=57.3r/min ?D?300
按表1推荐的传动比合理范围,取一级齿轮传动的传动比i'1=2~4,
二级圆柱齿轮减速器的传动比i'2=8~40,则总的传动比范围为 i'a=16~160 ,所以电动机转速的可选范围为: n'd =i'a?n = (16~160) ?52.55= 841~8408 r/min
符合这一范围的同步转速有: 1000r/min 、1500r/min 、3000r/min 根据容量和转速,由机械设计课程设计手册查出有三种适用的电动机
型号,因此有四种传动比方案,如下表:
选用Y112M-6电动机：
低转速电动机的级对数多，外廓尺寸用重量都较大，价格较高，但 也以使传动装置总传动比减小，使传动装置的体积、重量较小；高 转速电动机则相反。因此综合考虑，分析比较电动机及传动装置的 性能，尺寸、重量、极数等因素，可见方案1比较合适。所以，选 定电动机型号为 Y112M -6
二、确定传动装置的总传动比和分配传动比
由电动机的的型号Y112M-6 ，满载转速nm?940r/min
（1）总传动比
ia?nm9401420?=24.8 n57.3
（2）分配传动装置传动比
ia?i0?i
式中i0表示滚子链传动比，i 表示减速器传动比。
初步取i0=2.5 ，则减速器传动比为：
i?ia24.8=9.92 ?i02.5
（3）分配减速器的各级传动比
按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，
展开式线查得 i1=5.8,
则： i2?i22.0?3.7。9 i15.8
三、计算传动装置的运动和动力参数
为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装
置各轴由高速至低速依次为I 轴、II 轴、III轴……，以及
i0、i1，……为相邻两轴间的传动比；
?01、?12，……为相邻两轴间的传动效率；
PI 、PII，……为各轴的输入功率（Kw）；TI、 TII，……为各轴的输入转矩（N?m）；nI、nII，……为各轴的转速（r/min）；
（1） 各轴的转速
nm2890??1156 r/min 2.5i0
n1156 II轴 nII?I??199.3 r/min i15.8
n199.3 III轴 nIII?II??52.59 r/min i23.79 I轴 nI?
卷筒轴nIV?nII?52.59 r/min
(2) 各轴输入功率 I轴 PI?Pd??01?Pd??1?3.48?0.96?3.34Kw II轴 PII?PI??12?PI??2??3?3.34?0.98?0.97?3.18Kw III轴 PIII?PII??23?PII??2??3?3.18?0.98?0.97?3.02Kw 卷筒轴 PIV?PIII??34?PIII??2??4?3.02?0.98?0.99?2.93Kw 各轴输出功率 I轴 PI'?PI??2?3.34?0.98?3.27Kw II轴 PII'?PII??2?3.18?0.98?3.12Kw
' III轴 PIII?PIII??2?3.02?0.98?2.96Kw ' 卷筒轴 PIV?PIV??5?2.93?0.96?2.75Kw
（3） 各轴输入转矩
3.48?14.50N?m 2890
I轴 TI?Td?i0??01?Td?i0??1?14.50?2.5?0.96?27.60N?m 电动机轴输出转矩为： Td?9550? II轴 TII?TI?i1??12?TI?i1??2??3?27.60?5.8?0.98?0.97?152.17N?m III轴 TIII?TII?i2??23?TII?i2??2??3?152.17?3.79?0.98?0.97?548.24N?m 卷筒轴TIV?TIII??2??4?548.24?0.98?0.99?531.90N?m 各轴输出转矩 I轴 TI'?TI??2?27.60?0.98?27.05N?m II轴 TII'?TII??2?152.17?0.98?149.13N?m
' III轴 TIII?TIII??2?548.24?0.98?537.28N?m ' 卷筒轴 TIV?TIV??5?531.90?0.94?500.00N?m
二级圆柱齿轮减速器设计.doc下载
2、按齿面接触强度设计 公式如下：
d1t? （1）确定公式内的各值计算 1）、试选Kt=1.3 2）、计算小齿轮传递的转矩
3.34
?2.759?104N?mm 1156
3）、由表10-7选取齿宽系数?d=1
T1?95.5?105?
4）、由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 5）、由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
?Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2=550MPa
6）、由式（10-30） N=60n1jLh 计算应力循环次数。
1
2
N1=60?1156?1?（2?8?280?8）=2.486?109.
2.486?109N2==4.286?108 5.8
7）、由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95, KHN2=0.98
8）、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： ??H?1?
??H?2KHN1?Hlim1=0.95?600=570MPa sK??HN2Hlim2=0.98?550=539MPa s
(2) 计算
1）、试算小齿轮分度圆直径
=40.230 mm
d1t? 2)、计算圆周速度
3.14?40.230?1156=2.43 m/s 60?100060?1000
3）、计算齿宽b及模数mnt V??d1tn1=
b??dd1t=1?40.230=40.230 mm
mt?d1t40.230==2.012 mm 20Z1
h=2.25?mt=2.25?2.012=4.53mm
b/h=40.230／4.53=8.88
4）、计算载荷系数K
已知使用系数KA?1。根v=2.43 m/s ,7级精度，载荷系数
Kv=1.10。由表10-4用插入法查得7级精度的小齿轮相对支
承非对称布量时KH?=1.417
由图10-13查得KF?=1.33
由表10-3查得KH??KF?=1.0 ，所以载荷系数
K?KAKVKH?KH?=1?1.10?1.0?1.417=1.559
5)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10）
得：
40.230
3 按齿根弯曲强度设计
Y?=0.88 3)、计算当量齿数 ZV1? ZV2
Z124
??26.7 cos3?cos3140
Z2120???131.36 330cos?cos14
4)、查取齿形系数,由表10－5查得 YFa1?2.592 ， YFa2?2.152
5)、查取应力校正系数得： Ysa1?1.596 ，Ysa2?1.825 6）、由图10-20C，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa ，
大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ?FE2?380MPa
7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.82, KFN2=0.86 8)、计算弯曲疲劳许用应力
取疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得： ??F?1? ??F?2
KFN1??FE10.82?500
?292.86MPa =
s1.4K??0.86?380?FN2FE2??233.43MPa
s1.4YFa1YSa1
9）、计算大、小齿轮的
YFa1YSa1
?F1
，并加以比较
?F1
?
2.592?1.596
?0.01413
292.86
2.15?1.825
?0.01682
233.43
YFa2YSa2
?F2
??
大齿轮的数值大 （2）设计计算
mn??1.21mm 对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯
曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1.46 mm。已可满足弯曲强度。
但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直
径d1=50.99 mm来计算应有的齿数。于是有：
d1cos?36.18?cos140
??24.04 取 Z1 =24 Z1?2mn
Z2?i?Z1=5?24=120 取 Z2=120
4几何尺寸计算
（1）计算中心距
a?(Z1?Z2)mn(24?120)?1.46??108.37mm 2?cos1402cos?
将中心距圆整为：153mm
(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
(Z1?Z2)mn(24?120)?1.46?arccos?14.110 2a2?108.37
因?值改变不多，所以参数??、K?、ZH等不必修正??arccos
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
Z1mn24?1.46??36.24mm cos?cos14.110
Zm120?1.46?181.18mmd2?2n?0cos?cos14.11 d1?
(4) 计算齿轮宽度
b??dd1?1?36.24?36.24mm
圆整后取 B2=40mm, B1=60mm
5 验算
2?3.084?1042T1?1701.99N?m Ft? ?36.24d1
KF1?1701.99?42.55N?m?100N?m At?b40
合适
第二对齿轮（低速齿轮）
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）按卷扬机传动方案，选用斜齿圆柱轮传动；
（2）精度等级选7级精度（GB10095-86）
（3）材料选择。由表10-1（常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为40Cr （调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。
（4）选小齿轮齿数为 Z1=24，大齿轮齿数 Z2?i1?Z1?3.01?24?72.24。取Z2=72
（5）选取螺旋角。初选螺旋角 ?=140
2、按齿面接触强度设计
公式如下：
2.95
?1.4673?105N?mm 192
5）、由表10-7选取齿宽系数?d=1
T1?95.5?105?
6）、由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa 7）、由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
?Hlim=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2=550MPa。 1
8）、由式（10-30） N=60n1jLh 计算应力循环系数。
N1=60?192?1?（3?8?300?15）=1.244?109. N2=1.139?109/3.01=4.133?108 9）、由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.92, KHN2=0.96。 10）、计算接触褡许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得： ??H?1???H?2
KHN1?Hlim1
=0.92?600=552MPa sK?
?HN2Hlim2=0.96?550=528MPa
s
12
所以 ??H?=(??H?1+??H?2)/2=(552+528)/2=540MPa(2) 计算1）、试算小齿轮分度圆直径
d1t?=65.07mm
2)、计算圆周速度
3.14?65.07?192
=0.65 m/s
60?100060?1000
3）、计算齿宽b及模数mnt
V?
?d1tn1
=
b??dd1t=1?65.07=65.07 mm
d1tcos?65.07?cos140 mnt?==2.63 mm
24Z1
h=2.25?mnt=2.25?2.63=5.92mm
b/h＝65.07 / 5.92=10.99
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4)、计算纵向重合度??
???0.318?dZ1tan??0.318?1?24?tan140=1.903
5）、计算载荷系数K
已知使用系数KA?1。根v=0.65 m/s ,7级精度，由图10-8查
得动载荷系数Kv=1.01 。由表10-4查得KH?的计算公式与直
齿轮相同，则：
KH??1.12?0.18(1?0.6?d2)?d2?0.23?10?3b=1.42 由图10-13查得KF?=1.35
由表10-3查得KH??KF?=1.4 ，所以载荷系数
K?K=1?1.01?1.4?1.42=2.0 KAKVK?H?H
6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10）
得：
7)、计算模数mn
d1cos?70.09?cos140
?2.83 mmmn?=24Z1
3 按齿根弯曲强度设计
2)、根据纵向重合度 ???1.90 3，从图10-28查得螺旋角影响系数
Y?=0.88
3)、计算当量齿数
ZV1?
ZV2Z124??26.7 330cos?cos14Z272???78.82 cos3?cos3140
4)、查取齿开系数
由表10-5查得 YFa1?2.59 2 ， YFa2?2.230
5)、查取应力校正系数得： Ysa1?1.596 ，Ysa2?1.766
6）、由图10-20C，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa 大
齿轮的弯曲疲劳强度极限 ?FE2?380MPa
7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.82, KFN2=0.86
8)、计算弯曲疲劳许用应力
取疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得： ??F?1?
??F?2KFN1??FE10.82?500?292.86MPa =s1.4K??0.86?380?FN2FE2??233.43MPa s1.4
YFa1YSa1 9）、计算大、小齿轮的
YFa1YSa1?F1，并加以比较 ?F1?2.592?1.596?0.01413 292.862.230?1.766?0.01687 238.86YFa2YSa2?F2??
大齿轮的数值大
（2）设计计算
mn??1.98mm 对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=3.0 mm。已可满足弯曲强度。
但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=70.09 mm来计算应有的齿数。于是有：
d1cos?70.09?cos140
??24.03 取 Z1 =24 Z1?3.0mn
Z2?i?Z1=3.01?24=72.44 取 Z2=72
4几何尺寸计算
（1）计算中心距
a?(Z1?Z2)mn(24?72)?3.0??140.04mm 02?cos142cos?
将中心距圆整为：140mm
(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
(Z1?Z2)mn(24?72)?2?arccos?14.070 2a2?140.04
因?值改变不多，所以参数??、K?、ZH等不必修正??arccos
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
Z1mn24?3.0??70.03mm cos?cos14.070
Zm72?3.0?210.08mmd2?2n?0cos?cos14.07 d1?
(4) 计算齿轮宽度
b??dd1?1?70.03?70.03mm
圆整后取 B2=70mm, B1=75mm
5 验算
2?1.4673?1052T1?4190.49N?m Ft? ?70.03d1
KF1?4190.49?59.86N?m?100N?m At?b90
合适
六、轴的计算
1、第III轴的计算
轴的输入功率为P3?2.80Kw，轴的转速为n3?63.79r/mm，
3轴的输入转矩为T3?419.22?10N?mm 。
2、求作用在齿轮上的力
由前面齿轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径d2?210.08mm ，则：
Ft?2T322?419.22???3991N 210.083
tan20??1497.5N cos?cos14.070
Fa?Fttan??3991?tan14.07??1000.25N Fr?Fttann?3991?
3、初步确定轴的最小直径
初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3
A0?112,于是有：
4轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
选用图15-22a所示的装配方案
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a．为了满足轴向定位
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