同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计设计题目胶带式输送机传动装置

设计者黄金城

班级 11机自04

学号

指导老师张三

时间

目录

一、设计任务书 (3)

二、传动方案拟定 (4)

三、电动机的选择 (4)

四、传动装置的运动和动力参数计算 (6)

五、高速级齿轮传动计算 (7)

六、低速级齿轮传动计算 (12)

七、齿轮传动参数表 (18)

八、轴的结构设计 (18)

九、轴的校核计算 (19)

十、滚动轴承的选择与计算 (23)

十一、键联接选择及校核 (24)

十二、联轴器的选择与校核 (25)

十三、减速器附件的选择 (26)

十四、润滑与密封 (28)

十五、设计小结 (29)

十六、参考资料 (29)

一.设计题目：

设计带式运输机传动装置（简图如下）

1——电动机

2——联轴器

3——二级圆柱齿轮减速器

4——联轴器

5——卷筒

6——运输带

原始数据：

数据编号 04

运送带工作拉力F/N2200

运输带工作速度v/(m/s)

卷筒直径D/mm300

1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；

2.使用期：使用期10年；

3.检修期：3年大修；

4.动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V;

5.运输带速度允许误差：±5%；

6.制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。

设计要求

1.完成减速器装配图一张（A0或A1）。

2.绘制轴、齿轮零件图各一张。

3.编写设计计算说明书一份。

二. 电动机设计步骤

1. 传动装置总体设计方案

本组设计数据：

第四组数据：运送带工作拉力F/N 2200 。

运输带工作速度v/(m/s) , 卷筒直径D/mm 300 。

1.外传动机构为联轴器传动。

2.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。

3.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

三．电动机的选择

1.选择电动机的类型

按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。

2.确定电动机效率Pw 按下试计算

1000w

w w

w

kw

V F

P η

?=?

试中Fw=2200N V=0.9m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取

0.94

w

η

=

代入上试得

2.111000w

w w

w

kw kw

V F

P η?==?

电动机的输出功率功率 o P 按下式

w

o

kw

P

P

η

=

式中η为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 由试

2

23

g c r ηηηη=?? 由表2-4滚动轴承效率

r

η

=：联轴器传动效率

c

η

= ：齿轮

传动效率g

η

=（7级精度一般齿轮传动）

则η=

所以电动机所需工作功率为

2.11

2.320.91w

o kw P

P η

=

=

=

因载荷平稳，电动机核定功率Pw 只需要稍大于Po 即可。按表8-169中Y 系列电动机数据，选电动机的核定功率Pw 为。 3.确定电动机转速

按表2-1推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比

25

~9'

=∑i

而工作机卷筒轴的转速为

446106100.9

/min 57.32/min

300w

w n r r D

V ππ???=

==?

所以电动机转速的可选范围为

min

)12.1433~92.515(min 32.57)25~9('

r r n i n w d =?==∑

符合这一范围的同步转速有750m in r 和1000m in r 两种。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，决定选用同步

转速为1000m in r 的Y 系列电动机Y132S,其满载转速为=

w

n 960r/min,电动机

的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等都在8-186,表8-187中查的。

四.计算传动装置的总传动比∑i 并分配传动比 1.总传动比

∑

i 为

96016.7557.32m w n i n ∑=

==

2.分配传动比

I I

I ∑=i i i

考虑润滑条件等因素，初定

67.4=I i ，59.3=I I i

3. 计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴的转速 I 轴

min

960r n n m ==I

II 轴

m in

57.205r i n n ==I

I I I

III 轴 min

26.57r i n n ≈=I I

I I

I I I 卷筒轴

m in

26.57r n n w ==I I I

4.各轴的输入功率

I 轴 o c = =2.320.99=2.30kw

P P ηI

??

II 轴

= =2.300.990.98=2.23kw

P P r

g

ηη∏

I ???? III 轴

=2.230.990.98=2.16kw

P r

g

P ηηIII

∏=???? 卷筒轴 w

c

=2.160.990.99=2.12kw

P r

P ηηIII =????

5.各轴的输入转矩

I 轴

2.30

9550955023.94960

T N m P n

I

I

I

=?=?=?

II 轴

2.23

95509550103.60205.57

T N m P n

∏∏∏

=?=

?=?

III 轴

2.16

95509550360.2557.26

T N m P n

III

III

III

=?=?=?

工作轴

2.12

95509550353.5857.26

T w w w

N m P n

=?=

?=?

电动机轴 2.32

9550955022.98960

T o o

m N m P n

=?=?=?

将上述计算结果汇总与下表，以备查用。

五. 高速级齿轮的设计

选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。

2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。

3.材料选择。由《机械设计》，选择小齿轮材料为40Gr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

4.选小齿轮齿数211=z ，则大齿轮齿数07.9867.42112=?==I z i z

取992=z

1). 按齿轮面接触强度设计

1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

2. 按齿面接触疲劳强度设计，即

2

311)

]

[(132.2H E d t Z u u KT d σ±?Φ≥

1>.确定公式内的各计算数值 1.试选载荷系数

3

.1=t K 。

2.计算小齿轮传递的转矩

mm

N n P T ??=?=I

I

46.110381.210559

3.按软齿面齿轮非对称安装，由《机械设计》选取齿宽系数

1

=Φd 。

4.由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数MPa Z E 8.189=。

5.由《机械设计》图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

MPa H 6001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ。

6.计算应力循环次数

9

110364.3108236519606060?=??????=I =h jL n N

8

1210203.7?==I I

i N N

7.由《机械设计》图取接触疲劳寿命系数90

.01=HN K ；

95

.02=HN K 。

8.计算接触疲劳许用应力

取安全系数S=1

MPa

MPa S

K H HN H 54060090.0][1

lim 11=?==

σσ

MPa MPa S K H HN H 5.52255095.0][2

lim 22=?==

σσ

2>.设计计算 1.试算小齿轮分度圆直径

t

d 1，代入][H σ中较小的值。

mm Z u u KT d H E d t 563.39)]

[(132.22

3

11=+?Φ≥σ

2.计算圆周速度v 。

s

m n d v t 988.11000

60960

563.391000

601

1=???=

?=

ππ

计算齿宽b

b d φ= 1139.56339.563t

mm mm

d =?=

计算齿宽与齿高之比b/h

模数 11

39.563

1.88421

t t

mm mm d m z

===

齿高

2.25 2.25 1.884 4.24t h mm mm

m ==?=

39.5639.3314.24b h == 3.计算载荷系数K

查表10-2得使用系数A K =;根据s m v 988.1=、由图10-8 得动载系数

10

.1=V K 直齿轮1

F K K α

αH ==；由表10-2查的使用系数1

A

K =

查表10-4用插值法得7级精度查《机械设计》，小齿轮相对支承非对称布置

1.417

K

β

H =

由b/h=

1.417

K

β

H =由图10-13得

1.34

F K

β

=故载荷系数

1 1.101 1.417 1.559

A V K K K K K αβH H ==???=

4.校正分度圆直径1d 由《机械设计》

mm

mm K k d d t t 325.433.1/559.1563.39/3311=?==

5.计算齿轮传动的几何尺寸 1.计算模数m

mm z d m 063.221/325.43/111===

2.按齿根弯曲强度设计，公式为

1m ≥

1>.确定公式内的各参数值

1.由《机械设计》图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F 5801lim =σ；大齿轮的弯曲强度极限MPa F 3802lim =σ；

2.由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数88

.01=FN K ，

92

.02=FN K

3.计算弯曲疲劳许用应力；

取弯曲疲劳安全系数 S=，应力修正系数

.2=ST Y ,得

MPa

S Y K FE ST FN F 29.3144.1/88.0500][1

11=?==

σσ

MPa

S Y K FE ST FN F 71.2474.1/92.0380][2

22=?==σσ 4.计算载荷系数K

1 1.101 1.34 1.474A V F F K K K K K αβ==???= 5.查取齿形系数

1

Fa Y 、

2

Fa Y 和应力修正系数

1

Sa Y 、

2

Sa Y

由《机械设计》表查得

76.21=Fa Y ；

18

.22=Fa Y ；

56.11=Sa Y ；

79

.12=Sa Y

6.计算大、小齿轮的

][F Sa

Fa Y Y σ并加以比较；

013699.0][1

1

1=F Sa Fa Y Y σ

015753

.0][2

2

2=F Sa Fa Y Y σ

大齿轮大 7.设计计算

1 1.358m mm ≥=

对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数

1

m 大于由齿根弯曲疲劳

强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数并就进圆整为标准值1

m =2mm 接触强度算

得的分度圆直径1d =43.668mm ，算出小齿轮齿数

11143.325

222m d

z ==

≈

大齿轮74.10267.42212=?==I z i z 取1032=z

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。

2>.集合尺寸设计 1.计算分圆周直径1d 、2d

mm m z d 44222111=?==

mm m z d 2062103122=?==

2.计算中心距

mm

d d a 1252/)20644(221=+=+=

3.计算齿轮宽度

mm

d b d 444411=?=Φ=

取

mm B 452=，mm B 501=。

3>.轮的结构设计

小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：

轴孔直径=d 43mm 轮毂长度 l 与齿宽相等

)(45mm l = 轮毂直径)(1781mm D =

轮缘厚度

)(100mm =δ 板厚度 )(14mm c =

腹板中心孔直径)

(1300mm D = 腹板孔直径

)

(200mm d =

齿轮倒角 取)(2mm n = 齿轮工作图如下图所示

六. 低速级齿轮的设计

选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。

2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。

3.材料选择。由《机械设计》，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

4.选小齿轮齿数

21

3

=

z

，则大齿轮齿数

39

.

75

59

.3

21

3

4

=

?

=

=

∏

z

i

z

取

75 4

=

z

2). 按齿轮面接触强度设计

1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

2. 按齿面接触疲劳强度设计，即

2

3

33)]

[(132.2H E d t Z u u KT d σ±?Φ≥

1>.确定公式内的各计算数值 1.试选载荷系数

3

.1=t K 。

2.计算小齿轮传递的转矩

mm

N n P T ??=?=I I I

I I I

46.31036.1010559

3.按软齿面齿轮非对称安装，由《机械设计》选取齿宽系数

1

=Φd 。

4.由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数MPa Z E 8.189=。

5.由《机械设计》图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

MPa H 6001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ。

6.计算应力循环次数

9

310720.010********.2056060?=??????=I =∏h jL n N

83

4102001.0?==

∏

i N N

7.由《机械设计》图取接触疲劳寿命系数96

.03=HN K ；

98

.04=HN K 。

8.计算接触疲劳许用应力

取安全系数S=1

MPa MPa S K H HN H 57660096.0][3

lim 33=?==

σσ

MPa MPa S K H HN H 53955098.0][4

lim 44=?==

σσ

2>.设计计算

1. 试算小齿轮分度圆直径

t

d 3，代入][H σ中较小的值。

mm Z u u KT d H E d t 363.64)]

[(132.22

3

33=+?Φ≥σ

2.计算圆周速度v 。

s

m n d v t 692.01000

6057

.205363.641000

603/

=???=

?=

∏

ππ

计算齿宽b b d φ= 3164.36364.363t

mm mm

d =?=

计算齿宽与齿高之比b/h

11

64.363

3.06521

2.25 2.25

3.065 6.8966

4.3639.336.896t t t

mm mm h mm mm

b h d

m z m

=====?===

3.计算载荷系数K

查表10-2得使用系数A K =;根据s m v 692.0/=、由图10-8

得动载系数

10

.1=V K 直齿轮1

F K K α

αH ==；由表10-2查的使用系数1

A

K =

查表10-4用插值法得7级精度查《机械设计》，小齿轮相对支承非对称布置

1.423K

β

H =

由

b/h=

1.423

K

β

H =由图10-13得

1.35

F K

β

=故载荷系数

11.1011.423 1.565A V K K K K K αβH H ==???=

4.校正分度圆直径1d 由《机械设计》，

mm

mm K k d d t t 626.703.1/565.1363.64/3333=?==

5.计算齿轮传动的几何尺寸 1.计算模数m

mm

z d m 36.321/626.70/332===

2.按齿根弯曲强度设计，公式为

2m ≥

1>.确定公式内的各参数值

1.由《机械设计》图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F 5803lim =σ；

大齿轮的弯曲强度极限MPa F 3804lim =σ； 2.由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数92

.03=FN K ，

94

.04=FN K

3.计算弯曲疲劳许用应力；

取弯曲疲劳安全系数 S=，应力修正系数

0.2=ST Y ,得

MPa

S Y K FE ST FN F 57.3284.1/92.0500][3

33=?==

σσ

MPa

S Y K FE ST FN F 14.2554.1/94.0380][4

44=?==

σσ

4.计算载荷系数K

1 1.101 1.35 1.485

A V F F K K K K K αβ==???=

5.查取齿形系数

3

Fa Y 、

4

Fa Y 和应力修正系数

3

Sa Y 、

4

Sa Y

由《机械设计》表查得

76.23=Fa Y ；

26

.24=Fa Y ；

56

.13=Sa Y ；

764

.14=Sa Y

6.计算大、小齿轮的

][F Sa

Fa Y Y σ并加以比较；

013104

.0][3

3

3=F Sa Fa Y Y σ

015625

.0][4

4

4=F Sa Fa Y Y σ

大齿轮大 7.设计计算

2 2.22m mm ≥=

对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术

2

m 大于由齿根弯曲疲

劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数并就进圆整为标准值2

m =2.5mm 接触强度

算得的分度圆直径

3

d =，算出小齿轮齿数

33270.623282.5d m z =

=≈

大齿轮

52

.10059.32834=?==∏z i z 取1002=z

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。 2>.集合尺寸设计 1.计算分圆周直径1d 、2d mm

m z d 705.228233=?==

mm m z d 2505.2100244=?==

2.计算中心距

mm

d d a 1602/)25070(24

3/

=+=+=

3.计算齿轮宽度

mm

d b d 707013=?=Φ=

取

mm B 702=，mm B 751=。

3>.轮的结构设计

大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：

轴孔直径=d 48mm 轮毂长度 l 与齿宽相等 轮毂长度 l 与齿宽相等 )(70mm l = 轮毂直径)(8.76486.16.11mm d D =?== 取)(761mm D = 轮缘厚度

)(100mm =δ 腹板厚度 )(22mm c =

腹板中心孔直径)

(1540mm D = 腹板孔直径

)

(240mm d =

齿轮倒角 取)(2mm n = 齿轮工作图如下图所示

七.齿轮传动参数表

八.轴的结构设计

1.初选轴的最小直径

选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。 <取C=110，[г]=30~40>

1轴

114.72d mm ≥=，考虑到联轴器、键槽的影响，取d1=30

2轴

224.31d mm ≥=，取d2=35

3轴 336.88d mm ≥= ,取d3=38

2.初选轴承

1轴选轴承为30207 2轴选轴承为30207 3轴选轴承为30208

d D B da Da动载荷Cr静载荷

Cor 302073572174262

302084080184769

3.确定轴上零件的位置和固定方式

1轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用圆锥滚子轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。

2轴：高速级采用实心齿轮，采用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，低速级用自由锻造齿轮，自由锻造齿轮上端用轴肩固定，下端用套筒固定，使用圆锥滚子轴承承载。

3轴：采用自由锻造齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用圆锥滚子轴承承载，下端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。

4.各轴段长度和直径数据见下图

九.轴的校核计算

1.1轴强度校核

1 1). 高速轴的强度校核