燕山大学机械设计课程设计说明书 二级齿轮减速器

燕山大学

机械设计课程设计说明书题目：带式输送机传动装置

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燕山大学课程设计说明书

目录

1.任务说明书--------------------------------------------------3

2.传动方案的分析--------------------------------------------4

3.电动机选择及计算-----------------------------------------4

4.总传动比的确定和各级传动比的-----------------------5

5.传动装置的动力和运动参数计算-----------------------5

6.传动齿轮的选择和计算-----------------------------------7

7.轴的设计计算-----------------------------------------------13

8.轴承的选择和校核-----------------------------------------20

9.键的选择和键连接的强度计算- ------------------------22

10.联轴器选择校核------------------------------------------ 23

11.润滑和密封选择------------------------------------------ 24

12.拆装和调整的说明---------------------------------------25

13.减速箱体的附件的说明--------------------------------- 25

14.设计小结.-------------------------------------------------- 26

15.参考材料--------------------------------------------------- 27

设计及计算过程

一 、 课程设计任务书

课程设计题目：

设计带式运输机传动装置（简图如下）

1——运输带 2——卷筒

3——联轴器 4——二级圆柱齿轮减速器 5——电动机

设计要求 1.完成减速器装配图一张（A0）。 2.绘制轴、齿轮、穿通孔端盖零件图各一张

3.编写设计计算说明书一份。 其他条件：

使用地点：室内 生产批量：大批 载荷性质：平稳 使用年限：五年一班

结果

二、传动方案分析

1．斜齿轮传动 斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用在高速 级或要求传动平稳的场合。因此将斜齿轮传动布置在第一、二级。 2．带传动 带传动承载力低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，布置在高速级。 因此，斜齿圆柱齿轮传动—带传动对室内平稳环境而言，这样的传动方案是比较合理的。 三．电动机选择计算

1)．原始数据如下： 运输带牵引力F=1635N

输带工作速度V=0.71m/s

滚筒直径D=0.29m

2)．电动机型号选择

主要参数： (1）选择电机类型 按照工作要求和工作条件，选择Y 系列三相笼形异步电动机全封闭自扇冷式结构。 (2）确定电机容量 电动机的输出功率为

a W d P P η= P W =（F ×V ）/(1000×ηW )

式中为卷筒效率w η 取96

.0w =η

传动总效率4

32221a ηηηη=式中

η1为联轴器效率，η1=0.99；η2为齿轮传动效率，η2=0.97；η3为轴承效率，η3=0.98；

F=1635N V=0.71m/s D=0.29m

ηa=0.85

所以有 85.098.097.099.0422a =??=η w w a w d

k k p p 42.185.0/21.1/===

η

(3）选择转速 卷筒轴Ⅰ工作转速为

78.46*29071.0*1000*601000*60===π

πD v n w r ／min

由二级齿轮减速器40~8,

=i ，固电动机转速

29.1871~25.374)40~8(78.46'=?=?=i n n w d r ／min

符合这一范围的同步转速有750r ／min ，1000 r ／min ，1500 r ／min ，

综合考虑选择同步转速为1000 r ／min ，型号为Y100L-6 电动机主要性能参数 型号 额定功率（w ） 同步转速（r ／min ） 满载转

速（r

／min ）

启动功率额定功率额定功率

最大功率

Y100L -6

1.5 1000 940

2.0 2．2

四、总传动比的确定和各级传动比的分配

满载时电机转速940=m n r ／min 总传动比10.2078.46940=÷=总i

由1212i i i i i ==总且，所以，取48.421===总i i i ，

五、运动和动力参数得计算

各轴转速如下:

１轴转速940/01===m m n i n n r ／min 2轴转速82.209112=÷=i n n r ／min

Pd=1.42kw

min

/78.46n w r =

电动机型号Y100L-6

48

.410.20min /1000min /94021m =====i i i r n r n d 总

n 1= 940 r / min

n 2= 209.82 r / min

n 3= 46.83r /

3轴转速83.46223=÷=i n n r ／min 卷筒轴的转速==34n n 46.83r ／min 电动机输出功率为d P =1.42kw

1轴输入功率 41.199.042.111=?=?=ηd p p kw

2轴输入功率 34.198.097.041.13212=??=??=ηηp p kw 3轴输入功率 27.198.097.034.13223=??=??=ηηp p kw 卷筒轴输入功率 23.198.099.027.13134=??=??=ηηp p kw 由n

P

T ?

=9550得，各轴输出转矩值如下 电动机轴 42.14940

42.195509550=?=?

=d d d n p T m N ? 1轴 28.14940

41.19550n 955011

1=?=?

=P T m N ?

2轴 78.6082

.20934.195509550222=?=?=n P T m N ? min

P 1= 1.41kw P 2= 1.34kw P 3= 1.27kw P 4= 1.23kw

Td=14.42N ·m

T 1=14.28N ·m

T 2=60.78 N ·m

T 3=258.68 N ·m

3轴 68.25883

.4627

.19550p 9550333=?=?=n T m N ?

卷筒轴 92.25083

.4623

.19550p 9550444=?=?=n T m N ?

其运动和动力学参数整理于下表

运动和动力学参数

转速n （r ／min ） 转矩T

（m N ?） 功率P

（kw ）

传动比i 效率η

电机轴 940 14.42 1.79 1.00 0.99

1轴

940

14.28

1.7721

4.48

0.95

2轴 209.82 60.78

1.6846

4.48

0.95 3轴 46.83 258.68 1.6014 1.00

0.97 卷筒轴 46.83 250.92 1.5537

六、传动零件的设计计算

低速级齿轮传动的设计 1）传动件的选择

（1）由使用条件，选择圆柱斜齿轮

小齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为240HBS 大齿轮选用45号钢，正火处理，硬度为200HBS 两者之差为40HBS ，合适

（2） 选取8级精度，按GB/T 10095 .1-2001

T 4=250.92N ·m

齿轮材料用45

钢，金属膜铸造。

233=z

4Z =103

（3） 选取齿数 初选小齿轮齿数 233=Z 4Z =4.48×23=103.04，圆整取 4Z =103

'i =103÷23=4.47， 'i i

i -对×100％=48

.447.448.4- =0.22％＜5% 满足要求 （4）选取螺旋角 初选β= 10° 齿宽系数 ψ=1.00

2) 按齿面接触强度设计 按式[]3

2

312??

????±≥H H d Z Z Z Z U U KT d E δφβα

(1）

确定载荷系数K 由表使用系数 1.0A K =0 动载系数1.00v K =

68.1112.3-88.143=??

?????

???

??+=βεαCOS Z Z 29.1tan m sin 3n ===

βπ

?πβεβdz b 97.2=+=?βεεεr

由图齿间载荷分布系数41.1=αK ，齿向载荷分布系数

13.1k =β

=K A K αK βK 70.1k =v (2） 转

矩

mm N P T .10099.682

.20934

.110

55.9n 109.55462262?=?=?=

(3） 查的区域系数 2.43H

Z = 1,1ββξξ>∴=

(4） 重合度系数 77.01

z ==

?

εε

ψ=1.00

1.00A K =

1.00V K =

41.1k =α

13.1k =β K =1.70

mm

10099.642??=N T Z H =2.4377.0z =ε

Z β=0.992

MPa

Z E 8.189=

(5） 螺旋角系数 992

.0==ββCOS Z 。查的影

响弹性系数MPa Z E 8.189=

(6） 由图可查得接触疲劳极限应力lim1590H MPa σ=，lim2470H MPa σ=

(7） 由公式计算应力循环次数

3N =811051.1)830051(182.2096060?=??????=?h jL n

72

3

41038.3i ?==

，N N (8） 查得寿命系数 10.1k 3=HN ,20.14=HN K

(9） 计算接触疲劳许用应力，取失效概率1%，安全系数S=1

[]MPa H K H H N 64959010.1lim333=?==σσ

[]MPa H K H H N 56447020.1lim444=?==σσ 取[]a 564MP H =σ

(10） 计算小齿轮分度圆直径

[]mm 996.45123

2

3=??

?

???±≥H H d Z Z Z Z U U KT d E δφβα

(11）计算圆周速度 5050.01000

60v 2

3=?=

n d πs m /

（12）修正载荷系数： 按 11615.010*******.0100

3=÷?=vz

查表得 01.1=?

v k

8

310

51

.1?=N

7

41038.3?=N

10.1k 3=HN ,20.14=HN K

[]a

564MP H =σ

16.4453=?d mm

mm 0.2m n =

(13） 校正试算的分度圆直径 16.45333

==?

?v

v k k d d mm (14）法向模数 93.1cos 3

3==?z d m n β

取2m =n

(15）计算中心距 9.127cos 2z 4

3=?+=β

n

m z a ）（ 圆整取 a=130mm (16） 按圆整后的中心距修正螺旋角

()。25.142cos a 43=?+=a

m

z z rc n β

由于β值变化很小，所以H a z ,k ，?ε不必修正 (17） 计算分度圆直径

mm 46.47cos 33==βn m

z d

m m m z d n

54.212cos 44==

β

(18）计算齿轮宽度 mm d b d 64.473==?

圆整取 mm b mm b 55,5034==

又高速级齿轮除齿宽不一样外，其他参数一样，所以由低速级此处可取高速级齿轮3b =30mm ；4b =35mm,可以保证满足使用要求

3） 校核齿根弯曲疲劳强度 由公式

[]2

333332F Fa Sa F n KT Y Y Y Y bd m εβσσ=≤ []3a4a444a33

F F S F F F Sa Y Y Y Y σσσ=≤

mm 130a =

β=14.25°

mm 46.473=d

mm

d 54.2124=

3b =55mm 4b =50mm

1b =35mm 2b =30mm

707.0=εY

852.0=βY

(1） 重合度系数 707.0750

.025.0=+=?

εεY

(2） 螺旋角系数840.0120

1=?-=。

β

εββY

(3） 计算当量齿数 26.25cos 333==

βZ Z V 113cos 34

4

v ==β

z Z (4） 查取齿形系数可得 15.2,65.243a ==Fa F Y Y (5） 查取应力修正系数可得 79.1,57.143a ==Sa S Y Y

(6） 查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 可得

lim3lim4450390F F MPa MPa

σσ==，按

831051.1?=N

7

41038.3?=N 分别查得341FN FN K K ==

(7） 计算弯曲疲劳许用应力 取失效率为1％，安全系数S=1,由公式得 33lim3[]450F FN F K MPa σσ== 44lim4[]390F FN F K MPa σσ== (8） 计算弯曲应力

[]3

a 38.108802.0707.058.167.22

64.475060990

70.123F F MP σσ<=??

??????=

[]44

20.6457

.165.279.110.238.108F F

σσ<=???=

合格

中心距a 调至150mm

52.263=Z 圆整1202723==Z Z ，

1134v =Z 26.253=V Z

15.265.243a ==Fa F Y Y

82.157.143a ==Sa S Y Y

S=1

111

FN FN K K ==

3[]450F MPa σ=4[]390F MPa σ=

a

38.1083

MP F =σa

20.644

MP F =σ a=150mm

120

2743==Z Z

m m

m Z d m m Z n

6.247cos 71.55cos m d 44n

33====

β

β

中心距a=150mm 齿轮标号 齿数 法向模数Mn 分度圆d 传动比i 宽度 螺旋角 1 27 2.0 55.71 4.48

35 14.25 2 120 2.0 247.6 30 14.25 3 27 2.0 55.71 4.48 55 14.25 4

120

2.0

247.6

50

14.25

传动总比i ’=4.48×4.48=20.07,误差%6.1,=-i

i

i ，符合要求。 七．轴的设计和计算

1）.初步计算轴径

轴的材料选用常用的45钢

当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d ，计算公式为： 3P

d A n ≥?

Ⅰ轴为高速轴， Ⅱ轴为中间轴，Ⅲ轴为低速轴，查表取

A 1=A 3=A 2=112

m m d m m m m

d 65.3383

.4627

.111277.2082

.20934

.1112d 82.12940

41

.11123

33

231=?≥=?≥=?≥

mm d 6.247mm 71.55d 43==

df

X

k

考虑到轴要与电动机联接，初算直径必须与电动机轴和联轴器空相匹配及键对轴的削弱作用，()()()mm

d mm d mm

d 66.3403.0165.3339.2103.0177.2020.1303.0182.12321=+?≥=+?≥=+?≥

所以初定

mm d mm d mm d 38,30,18321=== 2）．轴的结构设计 1.轴的初步设计I

装配方案是：联轴器，端盖，轴承，套筒，齿轮，另一端只安装

轴承

轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（6~8）mm ，否则可取（1~4）mm 输入轴的初步设计如下图：

对于小齿轮安装处，当 2.5t X m ≥,不需要做成齿轮轴。由

()[]55.5025.012d =+?-=n f m d mm

75

.7)2

(215

.5cos 5.25.21=-+-==?=?d t d d X m

m f n t β

mm d mm d mm d 383018321===

不需要做成齿轮轴

联轴器长度选HL2，J1型，d=20mm，轴孔长度44mm，键位平键A8×28所以第一段轴长初步设计为52mm，轴外伸端到端盖需留出一定距离方便拆卸，留出长度10mm，端盖厚10mm，轴承座端面到轴承距离31mm，所以，第二段轴长初步定为51mm, 用J型骨架式橡胶油封,d=22mm。因齿轮选用斜齿轮，故选用圆锥滚子轴承，查标准选30205，其内径为25mm，确定于轴承内径配合轴径25mm,轴承用轴肩定位，轴承长16mm,第三段轴长初步设计为16mm，第四段为轴肩定位，取d=36,轴长为25mm，第五段为齿轮段，齿宽为35mm，取d=28mm，L=35mm，最左端安装套筒和轴承，尺寸为ｄ＝25,L=27mm。

2．输出轴的初步设计，如下图

联轴器GY5，J1型ｄ＝38mm第一段轴长初步设计为65mm，键选平键A12*63。轴肩到端盖需留出一定距离方便拆卸，留出长度10mm，端盖厚10mm，轴承座端面到轴承距离27mm，所以，第二段轴长初步定为52mm,用J型骨架式橡胶油封,d=40mm,轴承选用圆锥滚子轴承30209，其内径为45mm，确定于轴承内径配合轴径45mm,轴承用套筒定位，第三段轴长初步设计为36mm，第四段安装齿轮，非定位轴肩所以轴径为50mm，由于L=(1.2~1.5)d大于齿宽b所以加轮毂，定轮毂宽为65mm，所以轴长选择为64mm，键位平键A16*63。第五段为定位轴肩直径变化大些，所以轴径暂定56mm，轴长定为15mm。最右端安装轴承，轴径45mm，轴长19mm。

3.中间轴的初步设计，如下图

第一段安装圆锥滚子轴承30206，尺寸根据轴承和套筒厚度来定，轴长34mm ，直径为30mm 。第二段安装齿轮，轴长暂定48mm ，直径35mm ，第三段为轴肩定位轴长暂定64mm ，直径43mm ，第四段同高速轴上小齿轮设计一样，经计算此齿轮不能做成齿轮轴段，齿宽55mm 直径35mm ，轴长53mm ，最后一段安装圆锥滚子轴承30206，

采用套筒定位，故轴径为30mm ，轴长42mm 。

3.中间轴的校核

画受力图，水平面弯矩图，竖直面弯矩图和合成弯矩图及轴转矩图

大齿轮上的作用力：圆周力N d T F 95.4906

.24760780

*2222t 2==?=

N

Fa N F N F t 82.4636.18495.4902r 22===

径向力N F F n t 36.18425

.14cos 20tan *95.490cos tan 22r ===

β

α

轴向力N F F r a 82.4625.14tan *36.184tan 22===β

小齿轮上的作用力：圆周力N d T F 0.218271

.5560780

*2232t 3==?=

径向力 N F F n t 4.81925.14cos 20

tan *0.2182cos tan 33r ===

βα

轴向力N F F r a 1.20825.14tan *4.819tan 33===β

（2）计算轴承反力 水平面

()()02.373691165869

4.8196911636.184321333222

=++?++?=++++=l l l l F l l F R r r A

()()73.63069

11658116584.8195836.184********r 2=+++?+?=++++=

l l l l l F l F R r B 竖直面

()()8.24569

116586911695.490690.218232132233t 1=+++?-?=+++-=

l l l l l F l F R t A ()()24.144569

1165858

95.490116580.218232112213t 1=++?-+?=++-+=

l l l l F l l F R t B

4.计算弯矩，并画出弯矩图

C 点：竖直面弯矩4.14256

588.245111=?==l R M A C N ·mm 水平弯矩 16.21635

5802.373122=?==l R M A C N ·mm N

Fa N F N F t 1.2084.8190.28123r 33===

N

R N R N R N R B A B A 24.14458.24573.63002.3731122====

D 点：竖直面弯矩56.997216924.1445311=?==l R M B D N ·mm 水平面弯矩37.435206973.630322=?==l R M B D N ·mm 5.计算合成弯矩，并画出弯矩图 9.2590916.216354.142562

22221=+=+=C C C M M M N ·mm

108804

4.435206.997212222

21=+=+=D D D M M M N ·mm

α

59

=

.0

3）校核危险截面

轴的材料为45钢，调质处理。疲劳极限σb =650Mpa , σs =360Mpa ，由插值法得由

[][][][]59.05.1026060,5.1020110==

===--b b b b MPa

MPa σσασσ。

画出当量弯矩图，由图可以看出小齿轮的中间平面为危险截面，

最大当量弯矩为()()

mm N T M

M ?=+=

1171492

2

α，

校核轴径[]m m m m M

d b

3593.2261.03

1,

<==-σ，35mm 为小齿轮轴颈，轴径强度合适。

4）检验轴的安全系数

表查的疲劳极限

σ-1 =0.45σb =0.45×650Mpa=293 Mpa σ0=0.81σb =0.81×650 Mpa =527Mpa τ

-1

=0.26σb =0.26×650 Mpa=169 Mpa

τ0=0.50σb =0.5×650 Mpa=325 Mpa

由式10

2σσσψσ--=

，得0.11σψ=

Ψσ= 10

2τττψτ--=

得0.04τψ=

5）求截面D 的应力

弯矩 M=108804N.mm T=73600N.mm

a 37.2535

*1.01088043MP W M ===

=?σσ a 58.835

*2.0736003MP W T ===

τ mm

N M ?=124299

，

σ-1=293 Mpa

σ0 =527Mpa

τ-1=169 Mpa

τ0=325 Mpa

0.11σψ=

0.04τψ=

M=113969N.mm T=75202N.mm

MPa

m 585.3a =

=ττ

68

.1=τK

MPa m 29.42

a ==

=τ

ττ

5）求有效应力集中系数

取过渡圆角半径为1mm, 55.13671.55==d D 028.035

1==d r 由σb =650Mpa 查得47.2=σK 68.1=τK

（6）求表面状态系数β及尺寸系数στεε由查表得β=0.92（Ra=3.2μm ，σb =650Mpa ）。78.084.0==τσεε （7）求安全系数（设为无限寿命，k N =1）得

44.886

.10*84

.0*92.047

.2293

*1k k 1==

+=

-m

N S σ?σβεττασ

σ

σ

80.19585

.3*04.0585.3*78

.0*92.068

.1169

*1k k 1=+=

+=

-m

N S τ?τβετταττ

τ

则综合安全系数为 ()

=+=

2

2

τ

σ

στ

S S

S S S 7.76>[S]=1.5

结论：截面D 足够安全

八、中间轴轴承的选择及轴承的校核

选择使用圆锥滚子轴承，根据轴直径,选用圆锥滚子轴承的型号 为30206E

基本额定静载荷 r C 0=29500N 基本额定动载荷 r C =41200N

油润滑 lim 13000/min n r =

47.2=σK β=0.92

78

.084

.0==τσεε

44.8=σS 80.19=τS S=7.76

N

C N C 4120029500r r 0==

lim 13000/min n r =