用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器

目录

1、课程设计书及设计要求------------------------------------------1

2、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算---------3

3、传动零件的设计计算（确定齿轮传动的主要参数）------6

4、轴的设计计算及校核及滚动轴承的选择和计算------------14

5、箱体设计及说明---------------------------------------------------27

6、键联接的选择和计算---------------------------------------------29

7、联轴器的选择------------------------------------------------------31

8、润滑和密封的选择------------------------------------------------32

9、减速器附件的选择及说明---------------------------------------32

10、设计总结-----------------------------------------------------------33

参考资料-----------------------------------------------------------33

1. 《机械设计》课程设计任务书

专业：机械设计制造及其自动化班级：姓名：学号：

一、设计题目

设计用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器

二、原始数据(f6)

运输带工作拉力F = 2500 Nm

运输带工作速度v = 1.30 m/s

卷筒直径D= 300 mm

三、工作条件

连续单向运转，工作时有轻微振动，空载启动，使用期限为8年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为 5%。

四、应完成的任务

1、减速器装配图一张（A0图或CAD图）

2、零件图两张（A2图或CAD图）

五、设计时间

2009年12月21日至2010年1月8日

六、要求

1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；

2、设计计算说明书字体端正，计算层次分明。

七、设计说明书主要内容

1、内容

（1）目录（标题及页次）；

（2）设计任务书；

（3）前言（题目分析，传动方案的拟定等）；

（4）电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；

（5）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）；

（6）轴的设计计算及校核；

（7）箱体设计及说明

（8）键联接的选择和计算；

（9）滚动轴承的选择和计算；

（10）联轴器的选择；

（11）润滑和密封的选择；

（12）减速器附件的选择及说明；

（13）设计小结；

（14）参考资料（资料的编号[ ]及书名、作者、出版单位、出版年月）；

2、要求和注意事项

必须用钢笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整洁。

本次课程设计说明书要求字数不少于6-8千字（或30页），要装订成册。

机械制造教研室

2、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算

1.电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算； （1）选择电动机的类型

按要求选择Y 系列三相异步电动机，电压380V （2）选择电动机的容量

电动机所需工作功率为： P ＝P /η

工作机需要的工作功率： P w =F*V=2500Nm*1.3m/s=3250w=3.25kw

传动装置的总效率为：

42

4212345****0.99*0.97*0.95*0.96*0.970.80ηηηηηη==≈

滚动轴承的传动效率为 10.99η= 闭式齿轮的传动效率为 30.95η=

联轴器的效率为 20.97η=

传动滚筒的效率为 40.96η= 带效率50.97η= 动机的效率为 η

P w

P =

=3.25kw/0.80=4.06kw

因载荷工作时有轻微振动，电动机额定功率P ed 略大于P 即可。

由表16-1，Y 系列电动机技术数据，选动机的额定功率P 为5.5kw 。

（3）确定电动机的转速

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，选定型号为Y132S-4的三相异步电动机，额定功率为5.5kw ，额定电流8.8A ，满载转速=m n 1440 r/min ，同步转速1500r/min 。

2.确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比

由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n ，可得传动装置总传动比为a i ＝n /n ＝1440/82.8=17.39

（2）各级传动装置传动比

高速级传动比为

1i ＝4.93

则低速轴传动比

2i ＝1/i i ＝14.56/4.51=3.53

3.计算传动装置的运动和动力参数

电机轴： P0=Pd=4.06 KW

n 0=1440r/min T 0=1

1

*9550n P =26.9 N m ?

高速轴： P1= P 1* n 01=4.06*0.99=4.02 KW

n 1= n 0=1440r/min

T 1=11

*9550n P =26.66 N m ?

中间轴： P 2=P 1* n 12=4.02*0.97*0.95=3.70 KW

n 2=1

1i n =1440/4.93=292.09 r/min

T 2=

1

2

*9550n P =120.97N m ?

低速轴：P 3=P 2*n 23 =3.70*0.97*0.95=3.41 KW

n 3= 2

2i n = 292.09/3.53=82.75r/min

T 3=

3

3

*9550n P =393.54 N m ?

滚筒轴：P4=P3* n34 =3.41*0.95*0.96=3.11 KW n4= n3/1=82.75/1=82.75 r/min

T4=

44

* 9550

n P

= 358.92 N m

运动和动力参数结果如下表：

轴承传动效率

3、传动零件的设计计算（确定齿轮传动的主要参数）

A 高速齿轮的计算

1选精度等级、材料及齿数 （1）材料及热处理；

选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

（2）精度等级选用7级精度；

（3）试选小齿轮齿数z1＝24，

大齿轮齿数z2＝z1*i=24*4.93=118.32；

选螺旋角，初选螺旋角β=14

2 按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。

2

1

3

1)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα

?±?

≥

（1）确定公式内的各计算数值

1）试选Kt ＝1.6

2）选取尺宽系数φd ＝1

3）材料的区域系数Z H ＝2.435 4）78.01=αε

87.02=αε

则6.182.078.0=+=αε 5

5）小齿轮传递的转矩为105.42 N.m

6)材料的弹性影响系数Z E ＝189.8

Mpa

7）小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa

8）计算应力值环数

N 1=60n 1j h L =60×319.3×1×（1×8×365×8） =4.48×108h

N 2=4.48×108/3.23=1.39×108h

9）查得：K 1HN =1.03 K 2HN =1.08 10）齿轮的接触疲劳需用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1, [H σ]1=

S

K H HN 1

lim 1σ=1.03×600=618MPa

[H σ]2=

S

K H HN 2

lim 2σ=1.08×550=594MPa 许用接触应力

MPa H H H 6062/)][]([][21=+=σσσ

（2）设计计算

①小齿轮的分度圆直径d t 1

2

1

3

1)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα

?+?

≥

=

mm 1.36)25

.5318.189435.2(93.4193.465.11107.266.122

33

=??+?????

②计算圆周速度υ

=?=

10006011　n d t πυs m /72.21000

60144061.314.3=???

③计算齿宽b 和模数nt m

计算齿宽b

b=t d d 1?φ=36.1mm

计算摸数m n t=1.46 初选螺旋角β=14?

nt m =

mm Z d t 72.224

14

cos 1.36cos 11=?=β ④计算齿宽与高之比h b

h=2.25 m n t=2.25*1.46=3.29

h b =29.310

.36 =10.97

⑤计算纵向重合度

βε=0.3181Z Φd 14tan 241318.0tan ???=β=1.903

⑥计算载荷系数K

使用系数A K =1.25

根据s m v /72.2=,7级精度, 查课本由192P 表10-8得 动载系数K V =1.18

查课本由194P 表10-4得K βH ==1.446 查课本由193P 表10-3 得: K αH =αF K =1.4 故载荷系数:

K ＝K K K αH K βH =1.25*1.18*1.4*1.35=2.79

⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径:

d 1=d t

1t

K K /3

=36.1×

6

.179

.23

=43.45mm ⑧计算模数n m :

n m =

mm Z d 76.124

14

cos 45.43cos 11=?=β

(3). 齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式:

n m ≥

)][(cos 212

213

F S F a

d Y Y Z Y KT σεφββ?

?

1) 确定公式内各计算数值 ① 计算载荷系数K

K ＝K K K

K =1.25*1.18*1.4*1.35=2.788

② 轴向重合度 1.903

螺旋角影响系数 0.88 ③ 计算当量齿数

z ＝z /cos ＝24/ cos 314?

＝26.27 z ＝z /cos ＝119/ cos 314?＝130.27

④查取齿形系数

Y

＝2.592 Y

＝2.211

⑤ 应力校正系数Y

Y

＝1.596 Y

＝1.775

⑥弯曲疲劳寿命系数:

K 1FN =0.86 K 2FN =0.93 ⑦ 弯曲疲劳应力

[F σ]1=

4.3214.1500

9.011=?=S K FF FN σ [F σ]2=86.2574

.1380

95.022=?=S K FF FN σ

⑧ 计算大小齿轮的 ]

[F S F F Y σα

α

01363.057.303596

.1592.2][111=?=

F S F F Y σαα

01642.086

.238775

.121.2][2

2

2=?=

F S F F Y σαα

大齿轮的数值大.选用. 2）设计计算 ① 计算模数

mm mm m n 23.165

.1241596

.1*592.2*88.0*266600*79.2223

=???≥

按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m n =2mm z 1=n

m ?

?14cos 45.43=21.07

那么z 2=104

3 几何尺寸计算

（1）计算中心距 a=

βcos 2)(21n m z z +=?

?+14

cos 22

*)10421(=128.82mm 将中心距圆整为129mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arccos

305.14129

22

)10421(arccos 2)(21=??+=Z +Z αn m ?

因β值改变不多,故参数αε,βk ,h Z 等不必修正. （3）计算大.小齿轮的分度圆直径

d 1=42

.14cos 2

29cos 1?=

βn m z =43.344mm d 2=

42

.14cos 2

94cos 2?=

βn m z =214.656mm （4）计算齿轮宽度

B=mm mm d 344.43344.4311=?=Φ 圆整的 452=B 501=B

B 低速齿轮的计算

1选精度等级、材料及齿数 （1）材料及热处理；

选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。 （2）精度等级选用7级精度；

（3）试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝85； 2 按齿面接触强度设计

2

1

3

1)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα

?±?

≥

（1）确定公式内的各计算数值

1）试选Kt ＝1.6

2）选取尺宽系数φd ＝1

3）材料的区域系数Z H ＝2.435 4）78.01=αε 9.02=αε

则68.19.078.0=+=αε

5）小齿轮传递的转矩为24.4 N.m

6)材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa

7）小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa

8）计算应力值环数

N 1=60n 1j h L =60×319.3×1×（1×8×365×8） =4.48×108h

N 2=4.48×108/3.23=1.39×108h 9）查得：K 1HN =1.03 K 2HN =1.08 10）齿轮的接触疲劳需用应力

取失效概率为1%,安全系数S=1, [H σ]1=

S

K H HN 1

lim 1σ=1.03×600=618MPa

[H σ]2=

S

K H HN 2

lim 2σ=1.08×550=594MPa 许用接触应力

MPa H H H 25.5312/)][]([][21=+=σσσ

（2）设计计算

①小齿轮的分度圆直径d t 1

2

1

3

1)]

[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα

?+?

≥

=

mm 5.60)25

.5318.189*435.2(53.353.468.11102.16.122

33

=??????

②计算圆周速度υ

=?=10006011　n d t πυs m /93.01000

6009

.292*5.6014.3=??

③计算齿宽b 和模数nt m

计算齿宽b

b=t d d 1?φ=60.5mm 计算摸数m n

初选螺旋角β=14?

nt m =

mm Z d t 45.224

14

cos 5.60cos 11=?=β ④计算齿宽与高之比h b

h=2.25 m n t=2.52*2.45=5.5125mm

h b =5125.55

.60 =10.98

⑤计算纵向重合度

βε=0.3181Z Φd 14tan 241318.0tan ???=β=1.903 ⑥计算载荷系数K 使用系数A K =1.25

根据s m v /93.0=,7级精度, 查课本由192P 表10-8得 动载系数K V =1,

查课本由194P 表10-4得K βH ==1.35 查课本由193P 表10-3 得: K αH =αF K =1.4 故载荷系数:

K ＝K K K αH K βH =1.25*1*1.4*1.35=2.3625 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径

d 1=d t

1t

K K /3

=60.5×

6

.13625

.23

=68.89mm ⑧计算模数n m

n m =

mm Z d 786.085

14

cos 89.68cos 11=?=β

(3). 齿根弯曲疲劳强度设计

由弯曲强度的设计公式

n m ≥

)][(cos 212213

F S F a

d Y Y Z Y KT σεφββ?

?

1) 确定公式内各计算数值 ① 计算载荷系数K K ＝K K K

K

=1.25*1*1.4*1.35=2.3625

② 轴向重合度 1.903 螺旋角影响系数0.88 ③ 计算当量齿数

z ＝z /cos ＝24/ cos 314?

＝26.27 z ＝z /cos ＝85/ cos 314?＝93.05

④查取齿形系数

Y

＝2.592 Y

＝2.195

⑤ 应力校正系数Y

Y

＝1.596 Y

＝1.775

⑥弯曲疲劳寿命系数:

K 1FN =0.82 K 2FN =0.84 ⑦ 弯曲疲劳应力

[F σ]1=

86.2924.1500

82.011=?=S K FF FN σ [F σ]2=2284

.1380

84.022=?=S K FF FN σ

⑧ 计算大小齿轮的 ]

[F S F F Y σα

α

0141.086.292596

.1592.2][111=?=

F S F F Y σαα

0171.086

.257808

.1162.2][2

2

2=?=

F S F F Y σαα

大齿轮的数值大.选用. 2）设计计算 ① 计算模数

mm mm m n 71.586

.292*68.1241596

.1*592.214cos 101203625.222

233

=???????≥

按GB/T1357-1987圆整为标准模数,

取m n =6mm z 1=n

m ?

?14cos 58.35=17.26=11.14

那么z 2=11*3.53=38.33=39

z 1=11 z 2=39

3 几何尺寸计算

（1）计算中心距 a=

βcos 2)(21n m z z +=?

?+14

cos 26

*)3911(=154.59mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arccos

21.142)(21=Z +Z α

n

m

因β值改变不多,故参数αε,βk ,h Z 等不必修正.

（3）计算大.小齿轮的分度圆直径

d 1=.

14cos 6

*11cos 1=

βn m z =68.02mm d 2=

14

cos 6

39cos 2?=

βn m z =241.16mm （4）计算齿轮宽度

B=mm mm d 02.6802.6811=?=Φ 圆整的 702=B 751=B

4、轴的设计计算及校核及滚动轴承的选择和计算

1、轴1（高速轴）的设计：

初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取0A =112，于是得

d ≥0

A

mm=16.19mm 与联轴器采用单键连接，

则轴允许的最小直径d=14.38*(1+0.06)=17.33mm 角接触轴承的选型设计： 将角接触轴承反装，

F=

1

1

2T d =1.23kN a F =F*sin β=296.93N

r F =r F ’*sin1190.93N (压力角为20)

两轴承径向分力：0r F =0.5*r F =595.47N

高速级选择左选，则轴承11被放松，轴承12被压紧

01d F =02d F =0.680r F =404.9196N

02a F =a F +01d F =296.93+404.9196N=701.8496N

02

02

a r F F =1.18>0.68 ∴根据教材，x=0.41,y=0.87

p =x*02a F +y*0r F =854.75N

由

c='h L =23360h 得； C=10.802kN

根据寿命要求选择7005AC 型角接触轴承；则轴上安装轴承的轴径为φ20 轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案

假设轴直径的最大部分为28mm,其e=34.5-1.6-28-3.3=1.6而1.6t m =2.56

即e<2.56 所以设计为齿轮轴输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径

1d ，为了使所选的轴直径1d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩3T K T A ca =，查表14-1，考虑到转矩化很小，故取

=A K 1.5，则

ca T =A K *T=1.5*24.4=36.6N*m

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-1985或手册，选用HL4型凸缘联轴器，其公称转矩为40N*m 。半联轴器的孔径1d =18mm ，故取YL4半联轴器长度L=42mm

为了满足半联轴器的轴向定位要求,1轴段右端需制出一轴肩,故取

2d =20mm;半联轴

器与轴配合的毂孔长度1L =88

取齿轮距箱体内壁之距离为25 mm 。半联轴器

与轴的周向定位均采用平键连接。按5d 由手册查得平键截面b ?h=6?6，半联轴器与轴的配合为H7/k6。 2，轴2（中间轴）的设计：

选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取0A =112，于是得

2d ≥0

A

角接触轴承的选型设计：角接触轴承的选型设计：

将角接触轴承反装，轴承上两个齿轮受载所以轴承需将两部分结合起来分析：

对于齿轮2

F1=

2

2

2T d =1133.3N 2a F =F*sin β=275.5N 2r F ’=F*cos β=1099N 2r F =2r F ，*sin20=375.88N

对于齿轮3 F2=

2

3

2T d =2890N 3a F =F*sin β=694.5N

3r F ’= F*cos β=2805N 3r F =3r F ’*sin20=959.37N

两齿轮选择同样的旋向（右旋）在轴向分力的合力外力： a F 合=404.5N

对于径向的计算按最大径向力设计：0r F =0.5*(2r F +3r F )=667.63N 派生力： 01d F =02d F =0.680r F =453.98N

a F =01d F +a F 合=858.48N

0a

r

F F =1.2>0.68 ∴根据教材，x=0.41,y=0.87

p =x*02a F +y*0r F =932.8N

由

c='h L =23360h 得； C=7.2kN 根据寿命要求选择7005AC 型角接触轴承；则轴上安装轴的直径径为φ25；

3，轴3（低速轴）的设计：

选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取0A =112，于是得 d ≥0

A

mm=36.87mm 暂定轴与滚筒的连接采用单键，则轴的最小直径d>1.06*34.85mm=36.94mm 角接触轴承的选型设计： 将角接触轴承反装，

F=

3

3

2T d =2820.58kN a F =F*sin β=677N r F ’=F*cos β=2737.98N r F =r F ’*sin20=936.25N

两轴承径向分力：0r F =0.5*r F =468N

高速级选择左选，则轴承11被放松，轴承12被压紧

01d F =02d F =0.680r F =318.32N

02a F =a F +01d F =677+318=995N

02

02

a r F F =2.12>0.68 ∴根据教材，x=0.41,y=0.87

p =x*02a F +y*0r F =815.11N

由

c='h L =23360h 得； C=4.12kN 根据寿命要求选择角接触轴承轴承内径为大于φ15，结合扭转强度的要求，选择角接触球轴承7010AC,安装内径φ50mm; 轴的结构设计

2）拟定轴上零件的装配方案

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d （如上图），为了使所选的轴直径1d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩3T K T A ca =，查表14-1，考虑到转矩化很小，故取=A K 1.3，则

ca T =A K *T=326.7*1.5=490.05N*m

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-1985或手册，选用YL9型凸缘联轴器，其公称转矩为400N*m 。半联轴器的孔径1d =38mm ，故取YL4

半联轴器长度L=82mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度1L =1

取齿轮距箱体

内壁之距离为25 mm 。半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按5d 由手册查得平键截面b ?h=10?8?82，半联轴器与轴的配合为H7/k6

轴的校核

1，轴3（低速轴）按弯扭组合强度校核： 对齿轮的受力分析：

总的力F=

3

3

2T d =2820N a F =F*sin β=686 N r F ’=F*cos β=2737N Bx F =r F ’*sin20=936N

By F =r F ’*cos 20=2572N

X 平面（水平面）

Ax F +Bx F +Cx F =0

a F ?

3

2

d +Bx F ?122+Cx F ?(122+75)=0 解得：Ax F =-1.15N

Cx F

=-934N

Y 平面（垂直平面）

Ay F +By F +Cy F =0

By F ?122+Cy F ?(122+75)=0

解得：Ay F =-979N

Cy F =-1592N

根据x,y 平面弯曲图形则弯曲的的最大值M:

其扭矩图如下：