课程设计带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器（含图纸）

1、精密机械设计课程设计说明书目录一、设计任务书.(2)二、动力机的选择.(3)三、计算传动装置的运动和动力参数.(3)四、传动件设计计算（齿轮）(4)五、轴的设计.(7)六、滚动轴承的计算.(15)七、连结的选择和计算.(16)八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.(17)九、箱体及其附件的结构设计.(17)十、设计总结.(18)一、设计任务书1.设计题目：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器2简图：3.条件：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限5年，输送带速度容许误差为±5%。4.数据已知条件题号（5）输送带拉力F（N）2.4×103

2、输送带速度v（m/s）1.2滚筒直径D(mm)300指导教师：开始日期：2012年12月31日完成日期：2013年1月17日二 电动机选择电动机的结构和类型：按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步交流电动机。滚筒的输出功率=24001.2=2.88KW电动机的输出功率Pd=Pw/（0.99*0.98*0.97*0.98*0.97*0.98*0.99）=3.38KW卷筒转速nw=60*1000v/（*300*10）=76r/min二级齿轮传动比i=440电动机转速nd=nw*i=76*(840)=(6083040)r/min，故选择电动机同步转速可选为1000r/min选择电动机如下

3、电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1-6,4.09602.02.2其中D=38mm 公称转矩为125N*m三 计算传动装置的运动和动力参数总传动比i=n1/nw=960/76=12.63对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的i1=(1.11.5)i2，为了分配均匀取i1=1.4*i2，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i1=4.2，低速级的传动比i2=3。各级转速：n1=960r/min n2=960/i1=229r/minn3= n2/i2=76r/min 各轴输入功率：P0=4kwP1=P0*0.99=3.96kwP2=P1*0.99*0.

4、97=3.96kwP3=P2*0.97*0.98=3.57kwP滚筒=P3*0.98*0.99=3.46kw转矩：Td=9550Pd/n1=39.79NT1=Td*0.99=39.39NT2=T1*i1*0.98*0.97=157.27NT3=T2*i2*0.98*0.97=448.50NT滚筒=T2*i2*0.98*0.99=435.13N四 传动件设计计算（齿轮）A高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数3.96kw960r/min4.239.39N·m1.051 选精度等级、材料及齿数选择小齿轮材料为40Cr（表面淬火）4056HRC，大齿轮材料为40Cr（调质

5、），硬度为300HBS， 1） 精度等级选用8级精度；2） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z284的；2 按齿面接触强度设计Hlimb117HRC+20836NHlimb117HBS+69669N选择接触应力较小的大齿轮进行验算大齿轮应力循环次数NH60n2t=60*229*5*365*8=20.1107查图8-41得当大齿轮应力循环基数NH02.5107因为NH>NH0所以取寿命系数KHL1又因为大齿轮为调/质处理，故安全系数SH=1.1所以H2=Hlim2*KHL/SH=608MPa所以小齿轮分度圆直径d1t取Kd=84 齿宽系数d=1，载荷集中系数 =1.05 泊松比u=4.2

6、d1t43.46mm取d1=50mm b=d*d=50模数m=d/z1=50/20=2.5中心距a=m（Z1+Z2）/2=130mm验证接触应力：H=ZHZEZZH=1.76，Z=1，ZE=，T=39390N*mmV=*d1*n1/（60*1000）=*45*960/（60*1000）=2.26m/s查8-39表得KV=1.20求得H=474.3N/mm2<H2故接触应力足够。验证弯曲应力：F=KFCKFL取SF=2，单向传动取KFC=1，因为NF>NF0，取K FL=1F1=600/2=300N/mm2F2=600/2=300N/mm2许用弯曲应力F=Y查表得Z1=20时， YF

7、1=4.14 ；Z1=84时， YF1=3.74F1/YF1=72.5 N/mm2F2/YF2=72.2 N/mm2故应验算选择大齿轮的弯曲应力F2=3.74*=59.40N/mm2<F2经验证，选择合理。由于小齿轮的齿宽比大齿轮大510mm故模数分度圆直径齿宽齿数压力角小齿轮2.550552020°大齿轮2.5210508420°B 低速齿的轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数3.76kw229r/min3157.27N·m1.053 选精度等级、材料及齿数选择小齿轮材料为40Cr（表面淬火）4056HRC，大齿轮材料为40Cr（调质），硬度为

8、300HBS， 1） 精度等级选用8级精度；2） 试选小齿轮齿数z125，大齿轮齿数z275的；4 按齿面接触强度设计Hlimb117HRC+20836NHlimb117HBS+69669N选择接触应力较小的大齿轮进行验算大齿轮应力循环次数NH60n3t=60*76*5*365*8=10.7107查图8-41得当大齿轮应力循环基数NH02.5107因为NH>NH0所以取寿命系数KHL1又因为大齿轮为调/质处理，故安全系数SH=1.1所以H2=Hlim2*KHL/SH=608MPa所以小齿轮分度圆直径d1t取Kd=84 齿宽系数d=1，载荷集中系数 =1.05 泊松比u=3d1t71mm取

9、d1=75mm b=d*d=75模数m=d/z1=75/25=3中心距a=m（Z1+Z2）/2=150mm验证接触应力：H=ZHZEZZH=1.76，Z=1，ZE=，T=157270N*mmV=*d3*n1/（60*1000）=*75*229/（60*1000）=0.90m/s查8-39表得KV=1.04求得H=490N/mm2<H2故接触应力足够。验证弯曲应力：F=KFCKFL取SF=2，单向传动取KFC=1，因为NF>NF0，取K FL=1F1=600/2=300N/mm2F2=600/2=300N/mm2许用弯曲应力F=Y查表得Z1=20时， YF1=3.98；Z1=84时，

10、 YF1=3.74F1/YF1=75.4 N/mm2F2/YF2=72.2 N/mm2故应验算选择大齿轮的弯曲应力F2=3.74*=76.12N/mm2<F2经验证，选择合理。由于小齿轮的齿宽比大齿轮大510mm故模数分度圆直径齿宽齿数压力角小齿轮375802520°大齿轮3225757520°五 轴的设计A低速轴3的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角3.57 Kw448.50N·m76r/min225mm20°2求作用在齿轮上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=858.30N3 初步确定轴的直径选取

11、轴的材料为45号钢。根据表115-3选取C0=112。故4 联轴器的型号的选取由于联轴器有键槽，故宽增5%dmin= dmin(1+0.05)=42.43mm（此为联轴器的最小直径）选载荷系数K=1.5 T=K*448.50=672.75N*m故选定弹性柱销联轴器：LT8Y 半联轴器的孔径d=45，长度L= 112mm，公称转矩为710N·m固取d1=45mm。5. 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1轴段右端要求制出一轴肩a=（0.070.1）d；固取2段的直径d2=48mm;半联轴器与轴配合的毂

12、孔长度L1=102mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1段的长度应比L略短一些，现取L1=100mm。b 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16大量生产价格最低，固选用深沟球轴承。根据d2=48mm，选6010号深沟球轴承。d=50mm B=16mm所以取轴承的安装直径d3=50mm。右端采用轴肩定位 可选轴身d4=54mm轴环d5=58mm 安装齿轮处的轴段6的直径d6=54mm轴承的安装直径d7=50mmd 轴承端盖的总宽度为30mm（有减速器和轴承端

13、盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为10mm。固取L2=40mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm,考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知轴承的宽度B=16mm取大齿轮的轮毂长L6=73mm则 L3=L7=a+s+B=12+8+16=36mm取：轴身L4=66mm轴环L5=6mm至此已初步确定轴得长度。3) 轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通A型平键联接。按d1=45mm , 查得平键的截面 b*h=14*9 (mm),L=56mm同理按 d6=54mm.

14、 b*h=16*10 mm,L=56mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H8/n7。半联轴器与轴得配合选H8/k7。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4) 确定轴的的倒角和圆角取轴端倒角为2*45°5) 求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照1图15-23。对与61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮Ft=2T1/d1=2*264.1175/

15、224*103=2358.19 NFr= Ft tana = Ft tan20°=858.31 N通过计算有FNH1=758N FNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61 N·M 同理有FNV1=330.267N FNV2=697.23NMV=40.788N·MN·M载荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758N FNH2=1600.2FNV1=330.267N FNV2=697.23N弯矩MH= 93.61 NMV=40.788 N总弯矩M总=102.11N扭矩T3=264.117 N6） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承

16、受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）1）计算轴的应力 FNH1=758N FNH2=1600.2MH= 93.61 N=102.11N（轴上载荷示意图）前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca<-1，故安全。7）精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面

17、A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和V显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。2) 截面左侧 抗弯截面系数抗扭截面系数=15.08MpaW=9112.5mm3Wr=188225mm3截面左侧的弯矩截面上的扭矩为T3=264.117 N截面上的弯曲应

18、力截面上的扭转切应力轴的材料为45号钢，调质处理，由1表15-1查得，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1附表3-2查取。因，经插值后可查得，又由1附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数按1式（附3-4）为由1附图3-2得尺寸系数；由1附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由1附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按1式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为M=4.5MPa=14.5MPa，于是，计算安全系数值，按1式（15-6）（15-8）则得故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴

19、的设计计算结束。B中间轴 2 的设计1总结以上的数据。功率转矩转速大齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径压力角3.76 Kw157.27N·m229r/min210mm50mm20°2求作用在齿轮上的力Fr =Ft*tan=1497.62*tan20°=545.09N3 初步确定轴的直径选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取C0=112。故4选轴承初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量<=8-16>，大量生产价格最低固选用深沟球轴承。根据dmin选择

20、 6006号轴承。轴承的安装直径d1=d5=30mm D=55mm B=13mm采用轴肩定位，轴肩a=（0.070.1）故安装大齿轮处的轴段2的直径d2=40轴身d3=36mm安装大齿轮处的轴段4的直径 d4=33mm5. 轴的结构设计取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm,考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知轴承的宽度B=16mm取大齿轮的轮毂长L6=48mm小齿轮的轮毂长L6=85mm则 L1=L5=a+s+B =12+8+13=33 mm安装大齿轮处的轮毂长L2=48mm取：轴身L3=12mm安装小齿轮处的轮毂长L4=85mm6 轴上

21、零件得周向定位齿轮的周向定位都采用普通A型平键联接。按d2=40mm , 查得平键的截面 b*h=12*8 (mm),L=36mm同理按 d4=33mm. b*h=16*10 ,L=70mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H8/n7。半联轴器与轴得配合选H8/k7。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。7确定轴的的倒角和圆角取轴端倒角为2*45°C高速轴 1 的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角3.96 Kw39.39N·m960r/min50mm20°2求作用在齿轮上的力

22、Fr=Ft*tan=1575.60*tan20°=573.47N3 初步确定轴的直径选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取C0=112。故4 联轴器的型号的选取由于联轴器有键槽，故宽增5%dmin= dmin(1+0.05)=18.87mm（此为联轴器的最小直径）选载荷系数K=1.5 T=K*39.39=59.09N*m故选定弹性柱销联轴器：LT5Y 半联轴器的孔径d=25mm，长度L= 62mm，公称转矩为125N·m固取d1=25mm。5. 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1轴

23、段左端要求制出一轴肩a=（0.070.1）d；固取2段的直径d2=28mm;半联轴器与轴配合的毂孔长度L=62mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1段的长度应比L略短一些，现取L1=60mm。b 初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量=8-16大量生产价格最低，固选用深沟球轴承。根据d2=28mm，选6006号深沟球轴承。d=30mm B=13mm所以取轴承的安装直径d3=30mm。右端采用轴肩定位 可选轴身d4=34mm轴环d5=38mm 安装齿轮处的轴段6的直径

24、d6=34mm轴承的安装直径d7=30mmd 轴承端盖的总宽度为30mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为10mm。固取L2=40mm e 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm,考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知轴承的宽度B=13mm取齿轮的轮毂长L6=60mm则 L3=L7=a+s+B =12+8+13=33 mm取：轴身L4=48+20=76mm轴环L6=6mm至此已初步确定轴得长度。3) 轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通A型平键联接

25、。按d1=25mm , 查得平键的截面 b*h=8*7 (mm),L=45mm同理按 d6=34mm. b*h=10*8 mm,L=45mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H8/n7。半联轴器与轴得配合选H8/k7。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4) 确定轴的的倒角和圆角取轴端倒角为2*45°4)5)电动机的联轴器根据D=38mm 公称转矩为125N*m可选弹性柱销联轴器LT6Y其中d=38mm L=82mm选为L=80mm六滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的

26、计算时所选低速轴3上的两滚动轴承型号为6010，d=50mm,D=80,B=16 中间轴2上的两滚动轴承型号为6006，d=30mm，D=80，B=13高速轴1上的两滚动轴承型号6006，d=30mm，D=80，B=13其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为FNH1=758N FNV1=330.267NFNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。1）求比值轴承所受径向力 所受的轴向力 它们的比值为 因为，深沟球轴承的最小e值为0.19，故

27、此时。2）计算当量动载荷P，查表，X=1，Y=0,，取。则3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为 （工作时间）,根据1式（13-5）（对于球轴承取3） 所以所选的轴承满足要求。七连接的选择和计算（1）选择键联接的类型和尺寸低速轴联轴器（b*h=14*9,L=56mm）低速轴齿轮（b*h=16*10,L=56mm） 中间轴小齿轮（b*h=10*8,L=70mm）中间轴大齿轮（b*h=12*8,L=36mm）高速轴齿轮（b*h=10*8,L=45mm）高速轴联轴器（b*h=8*,L=45mm）按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。对连接齿轮4与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般8

28、以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，2查得许用挤压应力，取平均值，。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×10=5mm。根据1式（6-1）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键16×10×63 GB/T 1069-1979。2）对连接联轴器与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。根据d=35mm从1表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由半联

29、轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。（2）校核键联接的强度键、轴和联轴器的材料也都是钢，2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm。根据1式（6-1）可得所以所选的键满足强度要求。八润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查2表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。选用钙基润滑脂（GB/T 491-19

30、87），代号为L-XAMHA1。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。九箱体及其附件的结构设计1）减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：1.确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。根据经验公式：（T为低速轴转矩，N·m）可取。上下箱体的接触面的宽度为40mm为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2.合理设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3.合理选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁