二级圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计说明书课题名称：带式运输机传动装置的设计专业班级：学生学号：学生姓名：学生成绩：指导教师：课题工作时间：2015年12月21日至2016年1月8日目录TOC\o"1-4"\h\u15484一、设计任务书——带式运输机传动装置 132390二、传动装置总体设计 3157651.系统总体方案的确定 3171082.电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机） 5138253.传动装置的总传动比及其分配 713615三、传动零件的设计计算 10187471.V带传动的设计计算 10177312.齿轮传动的设计计算

138661四、轴的设计计算 30283031.选择轴的材料及热处理 3091502.高速轴的设计计算 30107633.中间轴的设计计算 31322014.低速轴的设计计算 32 5.减速器零件的位置尺寸……331547五、润滑方式润滑油牌号及密封装置的选择 3431876六、箱体及其附件的结构设计 3524138七、减速器的箱体的结构尺寸 38附:参考文献……………………40一、《机械设计》课程设计设计任务书设计题目：设计带式运输机的传动装置带式运输机的工作原理原始数据学号鼓轮直径D（mm）输送带速度v(m/s)输出转矩T(N.m)13031807133800.80420工作条件（已知条件）工作环境：一般条件，通风良好；载荷特性：连续工作、近于平稳、单向运转；卷筒效率：η=0.96；运输带允许速度误差：±5%；生产规模：成批生产。设计内容设计传动方案；设计减速器部件装配图（A1）；绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动齿轮、中间轴）；编写设计计算说明书一份（约7000字）。 二、传动装置总体设计1.系统总体方案的确定系统总体方案：电动机→传动系统→执行机构初选的三种方案如下: 方案一：展开式二级齿轮减速器 方案二：同轴式二级圆柱齿轮减速器 方案三：圆锥圆柱齿轮减速器3)三种方案的总体评价方案一中，结构简单，但齿轮为不对称布置，轴应具有较大的刚度，输入输出端齿轮应布置在远离转矩输入输出端，一定程度上减弱扭转变形和弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均的现象，建议在载荷较平稳场合使用，高速级齿轮可做成斜齿，低速级任意，传动比一般为8~40，最大为60。方案二中，减速器长度较短，两对齿浸油深度大致相同。但轴向尺寸和质量都较大。高速级齿轮的承载能力利用不充分，中间轴较长，刚性差，载荷沿齿宽分布不均，仅一侧有输入和输出端，传动装置灵活性差。传动比一般≤5,最大为10。方案三中，用于输入、输出两轴垂直相交的场合。可卧式或立式，齿轮可做成直齿、斜齿或曲齿。锥齿轮制造复杂，仅用在传动布置需要的场合，锥齿轮应置于高速级，使其尺寸不致过大造成加工困难。传动比为8~15。综合上述三个方案，该传动方案一满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还有结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高等优点，故选用方案一。2.电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机）电动机类型和结构型式选择最常用的的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性较好，也适用于某些要求较高起动转矩的机械。选择电机容量首先估计传动装置的总体传动范围：由卷筒的圆周速度V可计算卷筒的转速工作机所需有效功率从电动机到工作机主轴之间的总效率η查表2-4知,联轴器的传动效率，有1个V带传动效率滚动轴承，有3对圆柱齿轮传动，有两对卷筒效率卷筒轴的输出功率Ｐｗ＝Tnw/9550=1.680kW故：Pd=Pw/η查表得：3）选择电动机的转速选择电动机转速时式中：——电动机转速可选范围——各级传动的传动比范围有表2-1查得V带传动常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮传动比范围为3-6，其他的传动比都等于1，则电动机转速的可选范围为：nd’=i1i22nw=786～6718r/min可见，同步转速为1000r/min、1500r/min的电动机均符合这里选择常用的同步转速为1500rpm和1000rpm两种确定电动机型号由表20-1知，电动机型号相关表格如下方案号电动机型号额定功率Kw电动机转速r/min电动机质量Kg总传动比参考比价同步满载1Y122M-62.2100096045243.092Y100L1-42.2150014203435.51.87两个方案均可行，方案2电动机成本低，对选定的传动方案传动比也适中，故选方案2.选定电动机型号为Y100L1-4，其它主要参数列于下表：电动机型号额定功率Kw电动机转速中心高mm外伸轴径mm轴外伸长度mm同步满载Y100L1-42.2150014201002860传动装置的总传动比及其分配计算总传动比：i总=nm/nw=1420/40.23=35.30各级传动比的分配传动比选取见表2-1，V带传动常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮传动比范围为3-6，对于展开式两级圆柱齿轮减速器，为了使两级的大齿轮有相似的浸油深度，高速级传动比i2和低速级传动比i3可按照下列方法分配:取V带传动比i1=3,i2=1.3*i则减速器的总传动比为i=i总/i1=35.30/3=11.77双级圆柱齿轮高速级传动比i12===3.91双级圆柱齿轮低速级传动比i34=i/i12=11.77/3.91=3.01各轴的转速n电动机转轴转速:n0=nm=1420r/min高速轴Ⅰ：n1=n0/i1=1420/3=473.33r/min中间轴Ⅱ：n2=n1/i12=473.33/3.91=121.06r/min低速轴Ⅲ：n3=n2/n34=121.06/3.01=40.22r/min卷筒轴Ⅳ：n4=n3=40.22r/min各轴输入功率P电动机：Ped=3kW高速轴Ⅰ:P1=P0η1=2.2x0.96=2.112kW中间轴Ⅱ:P2=P1=2.112x0.99x0.97=2.007kW低速轴Ⅲ:P3=P2=2.007x0.99x0.97=1.908kW滚筒轴Ⅳ：各轴输入转矩T高速轴Ⅰ：T1=9550P1/n1=42.61N.m中间轴Ⅱ：T2=9550P2/n2=158.33N.m低速轴Ⅲ：T3=9550P3/n3=453.04N.m滚筒轴Ⅳ：N.m将以上计算结果整理后列于下表：电动机轴轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ滚筒轴Ⅳ功率P/kw2.22.1122.0071.9081.813转矩T/(N.m)42.61158.33458.04430.49转速n/（r/min）1420473.33121.0640.2240.22传动比i33.913.01效率η0.960.970.970.96三、传动零件的设计计算一、V带传动的设计计算1、已知条件设计此V带传动h时，已知条件有——带传动的工作条件；传递的额定功率；小带轮转速；大带轮转速。设计内容包括——选择带的型号；确定基准长度、根数、中心距、基准直径以及结构尺寸；初拉力和压轴力。设计步骤传动带初选为普通V带传动确定计算功率P为所需传递的额定功率就是电动机额定功率此输送机每日两班制就是工作16小时，且工作载荷平稳。由课本P156表8-8查得，工作情况系数=1.1则=1.1×2.2=2.42kw选择V带型号小带轮转速即电动机满载转速=1420r/min，查表得，选取带型为A型。确定带轮的基准直径，并验算带速度v根据V带的带型和电动机的中心高100mm,查表8-9选取小带轮的基准直径=90mm验算带速=3.14*90*1420/60000=6.69m/s因为带速不宜过高，一般在5m/s<v<25m/s,所以带速合适大带轮基准直径=3*90=270mm查表8-9，圆整后取=280mm确定中心距a和基准长度根据式8-20可初选中心距a0=300mm=2a0+π*(d1+d2)/2+(d2-d1)*(d2-d1)/4a0=1211mm查表8-2得=1250mm实际中心距a=a0+(-)/2=319.5mm验算小带轮上的包角=145.9°>120°计算带的根数z查表8-4插值得P0=1.07kw查表8-5插值得ΔP0=0.17kw查表8-6得=0.91查表8-2得=0.93则

=2.31故取z=3根⑦计算单根V带的初拉力F0由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以⑧计算压轴力=2×3×110×带型计算功率/kw带速v/(m/s)中心距a/mm基准长度/mm小带轮包角α根数z小带轮直径/mm小带轮直径/mmA2.426.69319.51211145.9°390280带轮的结构设计由电动机的外形和安装尺寸知，大带轮采用孔板式、小带轮采用实心式的铸造带轮。因为选用普通A型V带轮，查表9-1知轮槽截面尺寸：e=150.3mm,=9mm,=11mm,=2.75mm,=8.7mm,则带轮轮缘宽度B=(z-1)*e+2f=2×15+18mm,取B=48mm对小带轮:小带轮的基准直径=90mm，则=90+2*2.0=94mm初选孔径d=25mm则d1=(1.8～2)d=53mm,L=(1.5～2)d=49mm对大带轮：大带轮的基准直径=280mm，则=280+2*2.0=284mm也初选孔径d=24mm,则d1=(1.8~2)d=46mm=280-2*（2.0+6）=264mm=168.53mm=59.765mmS==(1/7～1/4)B=81/5=16.2mm齿轮传动的设计计算

高速级：1、材料及热处理：

选择大齿轮材料为45钢（正火处理）硬度为280HBS,软齿面

小齿轮材料为45钢（调质处理）硬度为240HBS,软齿面带式运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度2、初选高速级小齿轮齿数Z1=24,则高速级大齿轮Z2=i12*z1=3.91*24=94,所以取Z2=94，则齿数比=3.91。3、用斜齿轮圆柱齿轮传动，压力角α=20°，初选螺旋角β=14°按齿面接触强度设计1）确定公式内的各计算数值①试选＝1.3②查表选取尺宽系数＝1③查表得材料的弹性影响系数=189.8④按齿面硬度查表10-25d得

小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；⑤

计算应力循环次数

60×473.33×1×（2×8×300×8）=1.09x109

＝N1/i12=1.09x109/3.91=2.78x108式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时查表得接触疲劳寿命系数

高速轴：KHN1＝1.0；KHN2＝1.06⑥计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1取其中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即⑦由图10—20查取区域系数=2.433,⑧由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数⑨由式10-23可得螺旋角系数计算计算高速级小齿轮分度圆直径计算圆周速度V1=π*d1t*n1/(60*1000)=π*36.037*473.33/60000=0.89m/s计算齿宽b及模数齿高h=1*36.037=36.037mm计算载荷系数=Ka*Kv*Kha*Khb已知载荷平稳，取Ka=1根据V1=0.89m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv1=1.05齿轮圆周力;<100N/mm查表得齿间载荷分配系数，用插值法差的7级精度非对称布置=1.417故载荷系数:按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得计算模数m=1.705mm4、按齿根弯曲强度设计确定计算参数试选载荷系数

由式10-18可得计算完去疲劳强度的重合度系数由式10-19可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数由图10-24c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa，大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa

由图10.22知弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.85,KFN2=0.88，计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4=500*0.85/1.4＝303.57MPa=0.88*380/1.4=238.86Mpa由当量齿数查图10-17取齿形系数：=2.62，=2.19计算由图10-18查得应力修正系数=2.62*1.6/303.57=0.0138,=2.19*1.82/238.86=0.0167因为大齿轮大于小齿轮所以取④试算齿轮模数⑤调整齿轮模数圆周速度齿宽齿高h及宽高比计算实际载荷系数根据v=0.72m/s7级精度由图10-8查得动载荷系数=1.04由查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得,结合b/h=10.99，查图10-13得则载荷系数由式10-13可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取，为了同时满足解除疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=42.169mm来计算小齿轮的齿数。即取=21则=3.91×21=82.11，取，互质。几何尺寸计算计算中心距考虑模数从1.272圆整至2，为此中心距圆整为107mm按圆整后的中心距修正螺旋角计算小、大齿轮的分度圆直径,,齿轮宽度6、齿轮校核：（1）齿面接触强度校核查表10-2，。查图10-8，。圆周力，。查表10-3得齿间载荷分配系数。查表。即。(2)齿根弯曲疲劳强度校核查图10-17，，。查图10-18，，。23查图10-8，。查表10-3，。查表10-4，。查图10-13，。即。主要设计结论齿数模数m=2，压力角ɑ=20°，螺旋角β=13.6°，变位系数，中心距a=107mm，齿宽。低速级1、材料及热处理：

选择大齿轮材料为45钢（正火处理）硬度为280HBS,软齿面

小齿轮材料为45钢（调质处理）硬度为240HBS,软齿面

带式运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度2、初选低速级小齿轮齿数z1=24,则低速级大齿轮齿数z2=i34*z1=3.01*24=72.24,所以取z2=73,则齿数比u2=3.01按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算数值①试选Kt＝1.3②查表选取尺宽系数＝1③查表得材料的弹性影响系数=189.8，区域系数④按齿面硬度查表10-25d得

小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；⑤

计算应力循环次数

60×121.06×1×（2×8×300×8）＝2.79x108’＝N2/i34＝2.79x108/3.01=9.27x式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小时⑥查表得接触疲劳寿命系数

KHN!’＝1.06；KHN2’＝1.15⑦计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1=636Mpa=632.5Mpa取较小者作为该齿轮副的接触疲劳强度许用应力，即⑧由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数（2）计算小齿轮分度圆直径（3）计算圆周速度V2=3.14*d2t*n2/(60*1000)=π*61.724*121.06/60000=0.39m/s计算齿宽b及模数齿高h=1*61.724=61.724mm（4）计算载荷系数Kh=Ka*Kv*Kha*Khb已知载荷平稳，取Ka=1根据V1=0.39m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03查表得Kha=1.2查表10-4插值得到Khb=1.426故载荷系数:Kh=Ka*Kv2*Kha*Khb2=1*1.03*1。2*1.426=1.76按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得d1=d1t3√Kh1/Kt=68.283mm(5)计算模数m=2.8453、按齿根弯曲强度设计（1）确定计算参数

由图10-24c查得

小齿轮得弯曲疲劳强度极限

σF1=500Mpa

大齿轮得弯曲疲劳极限强度

σF2=380MPa

由图10.22知弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.88，KFN1’=0.95,（2）计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4=500*0.88/1.4＝314.29MPa=0.95*380/1.4=257.86Mpa查图10-17取齿形系数：=2.68，=2.25查得应力修正系数（3）计算大、小齿轮的=2.68*1.58/314.29=0.0135=2.25*1.75/257.86=0.0153因为大齿轮大于小齿轮，所以取=0.0153（4）试算模数调整齿轮模数①圆周速度②齿宽宽高比计算实际载荷系数①根据v=0.296m/s，7级精度，查得动载荷系数=1.02②由;>100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得,结合b/h=10.99，查图10-13得则载荷系数由式10-13可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，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，可取m=1.99，并就近圆整m=2.按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数，取，则大齿轮齿数，取，互质。这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费（7）几何尺寸计算计算分度圆直径=2×35=70mm=106×2=212mm计算中心距=（70+212）/2=141mm大齿轮齿宽=1*70=70mm为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5--10）mm所以=75mm。4、齿轮校核（1）齿面接触疲劳强度查图10-20，。查表10-2，。查图10-8，。圆周力，，查表10-3，。查表10-4，。即。（2）齿根弯曲疲劳强度查图10-17，，。查图10-18，，。查图10-8，。查表10-3，。查表10-4，。查图10-13，。即。4、主要设计结论齿数，模数m=2,压力角α=20°，变位系数，中心距a=140mm，齿宽综上，齿轮传动的参数如下：名称参数传动高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数z218335106模数m2222分度圆直径d43.21170.8970212齿宽b50447570中心距a107141圆周速度v0.720.296四、轴的设计计算1、选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特

殊要求，故高速轴、低速轴和中间轴都选择40Cr钢,调质处理。高速轴（1）初估直径1）查表15-3，取A=112d≥A03√P1/n1=112*3√2.112/473.33=18.44mm高速轴最小直径处安装大带轮，中间安装齿轮，轴上设有两个键槽，取=20mm。2）拟定轴上的装配方案为带轮、轴承、轴套、小齿轮、轴承端盖、轴承。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（2）轴的最小直径显然是安装带轮处的直径取=20mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故轴段长度应略短于带轮宽度L=56mm故取。（3）带轮右端采用轴肩定位，h=（0.07～0.1），取h=2mm，则（4）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外断面与带轮的右端面间距离为30mm故。（5）初步选择滚动轴承。轴主要受到径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，根据轴的直径选取轴承型号为6206d×D×B=30×62×16,所以。取齿轮距箱体内壁的距离为10mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时应距箱体内壁一段距离取为5mm，故，。（6）轴段5是轴环，右侧用来定位齿轮，左侧用来定位轴承，查得轴承的安装尺寸为36mm，同时轴环的直径要比轴段4大5～10mm，故取。（7），即为轴承宽度中间轴（1）初估直径查表15-3，取A0=124d≥A03√P2/n2=1123√2.007/121.06=28.56mm轴上设有两个键槽，取=32mm。此段与轴承装配，因轴承上受轴向力和径向力，故选用角接触球轴承，型号为7207,d×D×B=35×72×17，故，右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取8mm，取齿轮距箱体内壁a=16mm，故（2）第二段为高速级大齿轮宽度为44mm，为使套筒端面与大齿轮可靠的压紧，此轴段应略短于齿轮宽度故取。（3）第三段为大齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得（4）第四段为低速级小齿轮的轴向定位，宽度为75mm，可取，。（5）第五段同第一段低速轴（1）初估直径查表15-3，取A0=120d≥A03√P3/n3=121.063√1.908/40.22=40.54mm,低速轴安装有联轴器和齿轮，轴上设有两个键槽。取=45mm。低速轴最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径。（2）轴段6与联轴器相连选用LT-7联轴器d=48mm，L=65mm为了满足联轴器轴向定位，故取。（3）1、5轴段为安装轴承的位置，由选择深沟球轴承型号为6111,d×D×B=55×90×18（4）2轴段为低速级小齿轮，轴的直径选为40mm（5）3轴段为轴环，取4、减速器零件的位置尺寸代号名称取值mm代号名称取值mm△1齿顶圆至箱体内壁的距离7△7箱底至箱底内壁距离20△2齿轮顶端面至箱体内壁距离8H减速器中心高154△3轴承端面至箱体内壁距离8L1箱体内壁至轴承座孔端面间的距离10△4旋转零件间轴的距离8e轴承端盖凸缘厚度7.2△5齿顶圆至轴表面距离10L2箱体内壁轴向距离144△6大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离20L3箱体轴承座孔端面间的距离456五、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择1.齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度v<12m/s，并且传动装置属于轻型的，且转速较低，故采用油润滑。查表，选用全损耗系统用油（GB/T433-1989），代号为L-AN32，装至规定高度。圆柱齿轮浸入油的约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油地面的距离≥30~60mm。滚动轴承的润滑由于滚动轴承的速度较低，所以采用脂润滑。查表，选用钙基润滑脂（GB/T491-1987），代号为L-XAMHA1。密封为避免油池中有稀油溅入轴承座，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。六、箱体及其附件的结构设计1.减速器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。根据公式：=0.025a+1mm≥8mm（T为低速轴转矩，N.m）可取=8mm。为了保证接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的更厚些。2）合理设计肋板在轴承座孔与箱底结合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。加厚肋厚计算为：箱座m=0.85=6.8，箱盖m1=0.85=6.8,3）箱体上径孔的计算地脚螺钉的直径df=0.036a×12=18mm，地脚螺钉有四个轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df=0.75×18=13.5mm箱盖箱座联接直径d2=9mm轴承盖螺钉直径d31=9mm，4个，d32=9mm，4个，d33=9mm，4个轴承盖外径，由输入轴到输出轴分别为92mm，112mm，130mm观察孔盖螺钉直径为d4=（0.3～0.4）df=7mm箱体外壁至轴承座端面距离l1=C1+C2+（5～10）=48mm4）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制成。2.减速器附件的结构设计1）检查孔和视孔盖