设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、山东科技大学设计（论文）用纸二级齿轮减速器说明书目 录1机械设计课程设计任务书32传动方案的拟定及说明43电动机的选择44传动件设计计算65轴的设计计算86键连接的选择及校核计算137连轴器的选择148减速器箱体的结构设计159减速器附件的选择1610润滑与密封1711参考资料目录171机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器一 总体布置简图 二 工作情况：单向运转，有轻微振动，经常满载空载启动，单班制工作，使用年限5年，输送带速度允许误差为5%。三 原始数据输送带拉力f/n：1800输送带速度v（m/s）：1.1滚筒的直径d（mm）：350四 设计

2、内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.直齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写五 设计任务1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份六 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 2传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸小

3、。3电动机的选择1电动机类型和结构的选择按工作要求和条件选取y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2电动机容量的选择1） 工作机所需功率pw pw2.02kw其中，平带传动的效率0.982） 电动机的输出功率popw/由1p134表10-1查得联轴器效率0.99，一对齿轮传动效率0.97，一对滚动轴承效率0.99，因此0.9po2.24kw3电动机转速的选择pm=(11.3)po=2.242.912 kwnw=60vw/ d=60.05 r/min根据1p13表3-2确定单级圆柱齿轮传动比i= 35则总传动比的范围 i=925电动机的转速范围应为 n=540.451501.25 r

4、/min初选为同步转速为1000 r/min的电动机4电动机型号的确定综合考虑电动机和传动装置的情况后，根据1p223表10-110确定电动机的型号为y132s-6。额定功率为3kw，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nw=960/60.57=15.992合理分配各级传动比i1=4.559i2=3.507各轴转速、输入功率、输入转矩参 数轴 名电动机轴i轴ii轴iii轴滚筒轴转速（r/min）960960210.5760.046

5、0.04功率（kw）32.972.852.742.69转矩（n/m）29.8429.55129.26435.83427.87传动比i14.5593.5071效率0.990.960.960.984传动件设计计算1 选定齿轮传动类型、精度等级、材料及齿数热处理方式、确定许用应力。1）直齿圆柱齿轮传动2） 材料及热处理；选择小齿轮材料为45（正火），硬度为210hbs，大齿轮材料为45（正火），硬度为200hbs，二者材料硬度差为10hbs。2） 精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z285的；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

6、算按2p130式（737）试算，即 1） 确定公式内的各计算数值（2） 由图7-31选取区域系数zh2.5（3） 由表7-13选取尺宽系数d0.7（5） 由表7-11查得材料的弹性影响系数ze189.8mpa（4） 计算重合度=1.883.2（1/z1+1/z2）=1.7234（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1600mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限hlim2550mpa；（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数s1，由式（1012）得 h1600mpa h2550mpa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径do 79.637=80mm（2） 计

7、算圆周速度v =0 .88m/s（3） 计算齿宽b及模数mb=ddo=0.780mm=56mm 经圆整b=55 mmm = 3.32 经圆整m = 3.5h=2.25m=2.253 mm=6.75 mm（5） 计算载荷系数k 已知载荷有轻微振动，所以取ka=1.25 2p129表7-10根据v=0.88 m/s,8级精度，由2p128 图7-28查得动载系数kv=1.2；由表104查的kh的计算公式和直齿轮的相同，故 k=1.19由2图7-30查得k=1.19由2图7-29查得k=1.25。故载荷系数 k=kakvkk=1.251.21.251.19=2.23（6） 按实际的载荷系数校正所得的

8、分度圆直径 d1= 84 mm 3按齿根弯曲强度设计 2p131式7-39 f1=108.85 210f2=103 210满足强度要求4几何尺寸计算1） 计算中心距z1 =24， z2=85a =190.75 mmb1=60mm，b2=55mm同理可得，高速齿轮的几何尺寸z1 =24， z2=110m= 2a =134 mmb1=40 mm，b2=35 mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。5轴的设计计算ii轴：1初步确定轴的最小直径d 26.2mm2求作用在齿轮上的受力ft1= 1174.9nfr

9、1=427.6nft2=3077nfr2=1120n3轴的结构设计1） 径向尺寸d1、d7处与轴承内径相配合，为便于轴承安装，故取d1=d7=30 mm，选定轴承型号为6306 1p167表10-35。d3、d5处与齿轮孔径相结合，为了便装配，按标准直径系列（2p280表14-6）取d3=33.5mm,d5=40mm。d4处为轴环，起定位作用，取d4=46mm。d2、d6处安装套筒，以固定齿轮和轴承。2） 轴向尺寸 与齿轮相配合的轴段长度，略小于其轮毂宽度。大、小齿轮的轮毂宽度均为b=（1.21.5）30，取b=40 mm，取轴段为l3=48,l5=43 mm。与轴承相配合的轴段l1、l7，轴

10、承宽度为19 mm，取挡油板为5 mm，则l1=l7=19 mm。其他轴段长度与轴间配合有关，取l2=30 mm，l6=10 mm4 求轴上的载荷fh= 503 nfv=2244 n5.求弯矩大齿轮所在截面所受的水平弯矩等于：mh=112.5x503=56587.5n*mm大齿轮所在截面所受的垂直弯矩等于：mv=112.5x2244=252450 n*mm合成弯矩：=258714 n*mm 2p283因为单相运转，转矩为脉动循环，=0.6。 *t=0.6x129243=77545.8 n*mm当量弯矩：=270085.7 n*mm由2p280式14-4可知da=31.42 mmdm=36.62

11、 mm考虑键槽da=105%x31.42=32.9933.5 mm dm=105%x36.62=38.45140 mm强度满足轴承的校核：p1=2087.7 n，p2=2251.98 n因为p1p2，取较大值p2。查2p252表13-15fp=1.1 表13-14ft=1fp*p2/ft=1.1x2251.8/1=2477 根据p252式13-2 计算c=14101.2 n20800n，满足强度要求i轴：1初步确定轴的最小直径d 16.03 mm2求作用在齿轮上的受力ft1=1230,9 nfr1=448 n3轴的结构设计1） 径向尺寸从轴段d1=18 mm开始d2起固定作用，定位轴肩高度可在

12、（0.070.1）d的范围内按经验选取，故d2=20.5221.6,该直径处将安装密封毡圈，标准直径应取d2=20 mm 2p191表10-50，d3处与轴承内径相配合，为便于轴承安装，故取d3= d7 =25 mm，选定轴承型号为6005 1p167表10-35。d4处与齿轮孔径相结合，为了便装配，按标准直径系列（2p280表14-6）取d4=28mm。d5起固定作用，由h=（0.070.1）d =1.962.8 mm，取h=2 mm，d5=35 mm。d7与轴承配合，取d7=d3 =25 mm。d6为轴承轴肩，取d6=30 mm2） 轴向尺寸与齿轮相配合的轴段长度，略小于其轮毂宽度b=(1

13、.21.5)=33.642 mm,取b=40 mm，取轴段l4=38 mm.联轴器hl1的y型轴孔b=30 mm,取轴段长l1=28 mm。与轴承相配合的轴段l7，查轴承宽度为15 mm，取挡油板为8 mm，于是l7=15mm,l3 =113mm轴承端面与箱体内壁的距离1与轴承润滑有关，取1=5 mm。齿轮端面与箱体壁的距离2=1015 mm。分箱面宽与螺栓装拆空间有关，轴承盖螺钉至联轴器距离3=1015 mm。综合考虑取l2=55 mm。4 求轴上的载荷fh= 116.7 nfv=320.6 n5.求弯矩小齿轮截面所受的水平弯矩等于：mh=123.5x116.7=14412.5 n*mm小齿

14、轮截面所受的垂直弯矩等于：mv=123.5x320.6=39594.1 n*mm合成弯矩：=42135.9n*mm因为单相运转，转矩为脉动循环，=0.6。 *t=0.6x29542=17725.2n*mm当量弯矩：=45712n*mm由2p280式14-4可知da=14.77mmdm=20.26 mm考虑键槽da=105%x14.77=15.518 mm dm=105%x20.5=21.2728 mm强度满足轴承的校核：p1=331.3n,p2=968.8 n查2p252表13-15fp=1.1 表13-14ft=1fp*p2/ft=1.1x968.8/1=945 根据p252式13-2 计算

15、c=10058 n10800n，满足强度要求iii轴：1初步确定轴的最小直径d 39.31 mm2求作用在齿轮上的受力ft1= 2929.6 nfr1=1066.4 n3轴的结构设计1） 径向尺寸从轴段d1= 40 mm开始d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d1的范围内按经验选取，故d2=45.648 mm,该直径处将安装密封毡圈，标准直径应取d2=55 mm 2p191表10-50，d3处与轴承内径相配合，为便于轴承安装，故取d3=60 mm，选定轴承型号为6012 1p167表10-35。d6处与齿轮孔径相结合，为了便装配，按标准直径系列（2p280表14-6）取d4=71

16、mm。d5处为轴环，起定位作用，取d4=70 mm。d7与轴承配合，取d7=d3=60 mm。d6为轴承轴肩，取d5=80 mm。2） 轴向尺寸与齿轮相配合的轴段长度，略小于其轮毂宽度b=(1.21.5)d=63.679.5 mm,取b=86 mm，取轴段l4=84 mm.联轴器hl3的j型轴孔b=84 mm,取轴段长l1=82 mm。与轴承相配合的轴段l7，查轴承宽度为19mm，取挡油板为20 mm，于是l7=33 mm轴承端面与箱体内壁的距离1与轴承润滑有关，取1=5 mm。齿轮端面与箱体壁的距离2=1015 mm。分箱面宽与螺栓装拆空间有关，轴承盖螺钉至联轴器距离3=1015 mm，综合

17、考虑取l2=55 mm。l3、l6的长度与其他轴的配合有关，分别取l3=38 mm、l6=11.5mm。轴环宽度l5=15.5 mm。4 求轴上的载荷fh= 572 nfv=357.8 n5.求弯矩大齿轮截面所受的水平弯矩等于：mh=88x572=50336n*mm大齿轮截面所受的垂直弯矩等于：mv=88x1357.8=119486.4 n*mm合成弯矩：。=129656.13 n*mm因为单相运转，转矩为脉动循环，=0.6。 *t=0.6x435781=261469 n*mm当量弯矩：=291850.56n*mm由2p280式14-4可知da=36.23 mmdm=58 mm考虑键槽da=1

18、05%x36.23=37.5840 mm dm=105%x58=60.971 mm强度满足轴承的校核：p1=1572.2 n，p2=1647.98n查2p252表13-15fp=1.1 表13-14ft=1fp*p2/ft=1.1x1647.98/1=1812.8 根据p252式13-2 计算c=6791.9 n24500n，满足强度要求6键连接的选择及校核计算 键的位置bh所在轴直径工作长度工作高度转 矩极限应力高速轴齿 轮8x728303.32955117联轴器6618232.8295556中间轴大齿轮10840303.312926117小齿轮10833.5403.312926117低速轴

19、齿 轮20x1253444.943583100联轴器14960723.84358395所选键槽为a和c型键槽，由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为100 120mpa ，所以上述键皆安全。7连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 k=1.3，计算名义转矩为tc=k*t=28.47 n/m考虑电动机外伸轴径，选用弹性柱销联轴器hl1（gb501485）其主要参数如下：公称转矩 160 n/m轴孔直径 ， 18轴孔长 ， 30（2p184表10-43）（gb501485）三、第二个联轴器的设

20、计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为k=1.3 ，计算转矩为 tc=k*t=430.82 n/m所以选用凸缘联轴器yl10（gb584386）其主要参数如下：材料ht200公称转矩630 n/m轴孔直径 405mm轴孔长 ，84 mm （2p184表10-41）（gb501485）8减速器箱体的结构设计1、 减速器箱体的结构：铸造的卧式剖分箱体 2、 轴承类型及润滑方式：齿轮油润滑，轴承采用深沟球轴承，由于第二级级齿轮的圆周速度v2m/s时，轴承采用脂润滑。 3、 轴承盖的结构形式：凸缘式轴承盖 4、 轴承组合结构方案：两端固定式 5、 铸造减速器机体主要结构尺寸： 1

21、p23表5-1机座壁厚： = 8mm， 机盖壁厚：1 = 8 mm， 机座凸缘厚度：b=12 mm， 机盖凸缘厚度b1= 12 mm， 机座底凸缘厚度：b2=20 mm， 地脚螺钉直径：df=16mm， 地脚螺钉数目：n= 6轴承旁连接螺栓直径：d1=12mm， 盖与座连接螺栓直径：d2=8mm， 连接螺栓间距：l150 200mm, 轴承端盖螺钉直径：d3= 8 mm（6005），10 mm（6005），10 mm（6010） df，d1，d2至外和内机壁距离：do =34 mm，ro= 8 mm，r=3 mm， d1、d2 至凸缘边缘距离： c1=22 mm， c2=12 mm， 轴承旁凸

22、台半径 r1=20 mm，h待定， 大齿轮顶圆与内机壁距离：1=9 mm， 齿轮端面与内机壁距离：2=9 mm， 机座肋厚：m1=8 mm， 机盖肋厚m=8 mm， 9减速器附件的选择窥视孔盖螺钉直径：d4=8mm, 定位销直径：d=6mm， 通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用m141.5 1p49表5-18油面指示器选用游标尺m12 1p51表5-19起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳 1p52表5-20放油螺塞选用外六角油塞及垫片m161.5 1p48表5-1710润滑与密封一、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为40mm。二、滚动

23、轴承的润滑由于轴承周向速度太低（v1.51.2 m/s），所以采用润滑脂润滑。四、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈式密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定。1p191表10-50轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。11参考资料目录1 机械设计基础课程设计，中国矿业大学出版社，张建中主编，2006年9月第2版；2 机械设计基础，中国矿业大学出版社，张建中主编，2006年1月第3版；结

24、 果： pw2.02kwpm=3 kwy132s-6nm960r/min结 果：i =15.99i1=4.559i2=3.507结 果：h1600mpa h2550mpa v=0 .88m/s合 适b =55 mmm = 3.5h =6.75 mm结 果：f1=108.85 210f2=103 210满足强度要求z1 =24， z2=85a =190.75 mmb1=60mm，b2=55mm高速齿轮的几何尺寸z1=24， z2=110m= 2a=134mm b1=40mm，b2=35 mm结 果：ft1= 1174.9nfr1=427.6nft2=3077nfr2=1120nd1=d7=30

25、mmd3=35.5mmd5=40mmd4=46 mml3=48mm,l5=43 mml1=l7=19 mml2=30 mm，l6=10 mmfh= 503 nfv=2244 n结 果：mh=56587.5 n*mmmv=252450n*mmm=258714 n*mmm=270085.7 n*mmda=105%x31.42=32.9933.5 mm dm=105%x36.62=38.45140 mm强强度满足c=14101.2n 20800n满足强度要求d 16.03 mmft1= 1230.9 nfr1=448 n结 果：d1=18 mmd2=20 mmd3= d7 =25 mmd4=28mm

26、d5=35 mmd6=30 mml4=38 mml1=28 mml2=55 mml7=15mml3 113mmfh= 116.7 nfv=320.6 nmh=14412.5 n*mmmv=39594.1 n*mmm=45712 n*mmda=15.518 mm dm=21.2728 mm强度满足结 果：c=10058 n210800n满足强度要求d 39.31 mmft1= 2929.6 nfr1=1066.4 nd1= 40 mmd2=55 mmd3=60 mmd4=70mmd5=80 mmd7=d3=60 mmd6=71 mml1=82 mml7=33 mml4=15.5 mml2=55

27、mml3=38 mml6=84mml5=11.5mm结 果：fh= 572 nfv=357.8 nmh=50336n*mmmv=119486.4n*mmm=291850.56n*mmda=36.2340mm dm=5871 mm强度满足c=6791.9n24500n满足强度要求结 果：结 果：弹性柱销联轴器hl1（gb501485）凸缘联轴器yl10（gb584386）结 果： = 8mmb2=20 mm1 = 8 mmb1= 12 mmdf=16mmn= 6d1=12mmd2=8mml150 200mmd3= 8 mm（6005）8 mm（6005）10 mm（6010） do =34 mm

28、ro= 8 mmr=3 mmc1=22mmc2=12 mmr1=20 mm1=9 mm 2=9mmm1=8 mmm=8mm结 果：d4=8mmd=6mm通气器m141.5油面指示器m16 外六角油塞及垫片m161.5 09/20 11:46 102机体齿飞面孔双卧多轴组合机床及cad设计09/08 20:02 3kn微型装载机设计09/20 15:09 45t旋挖钻机变幅机构液压缸设计08/30 15:32 5吨卷扬机设计10/30 17:12 c620轴拨杆的工艺规程及钻2-16孔的钻床夹具设计09/21 13:39 ca6140车床拨叉零件的机械加工工艺规程及夹具设计83100308/30

29、 15:37 cpu风扇后盖的注塑模具设计09/20 16:19 gdc956160工业对辊成型机设计08/30 15:45 ls型螺旋输送机的设计10/07 23:43 ls型螺旋输送机设计09/20 16:23 p-90b型耙斗式装载机设计09/08 20:17 pe10自行车无级变速器设计10/07 09:23 话机机座下壳模具的设计与制造09/08 20:20 t108吨自卸车拐轴的断裂原因分析及优化设计09/21 13:39 x-y型数控铣床工作台的设计09/08 20:25 yd5141syz后压缩式垃圾车的上装箱体设计10/07 09:20 zh1115w柴油机气缸体三面粗镗组合

30、机床总体及左主轴箱设计09/21 15:34 zxt-06型多臂机凸轮轴加工工艺及工装设计10/30 16:04 三孔连杆零件的工艺规程及钻35h6孔的夹具设计08/30 17:57 三层货运电梯曳引机及传动系统设计10/29 14:08 上盖的工工艺规程及钻6-4.5孔的夹具设计10/04 13:45 五吨单头液压放料机的设计10/04 13:44 五吨单头液压放料机设计09/09 23:40 仪表外壳塑料模设计09/08 20:57 传动盖冲压工艺制定及冲孔模具设计09/08 21:00 传动系统测绘与分析设计10/07 23:46 保护罩模具结构设计09/20 15:30 保鲜膜机设计1

31、0/04 14:35 减速箱体数控加工工艺设计10/04 13:20 凿岩钎具钎尾的热处理工艺探索设计09/08 21:33 分离爪工艺规程和工艺装备设计10/30 15:26 制定左摆动杠杆的工工艺规程及钻12孔的夹具设计10/29 14:03 前盖板零件的工艺规程及钻8-m16深29孔的工装夹具设计10/07 08:44 加油机油枪手柄护套模具设计09/20 15:17 加热缸体注塑模设计10/07 09:17 动模底板零件的工艺规程及钻52孔的工装夹具设计10/08 20:23 包缝机机体钻孔组合机床总体及夹具设计09/21 15:19 升板机前后辅机的设计09/09 22:17 升降式

32、止回阀的设计09/22 18:52 升降杆轴承座的夹具工艺规程及夹具设计09/09 16:41 升降杠杆轴承座零件的工艺规程及夹具设计08/30 15:59 半自动锁盖机的设计（包装机机械设计）08/30 15:57 半轴零件的机械加工工艺及夹具设计10/29 13:31 半轴零件钻6-14孔的工装夹具设计图纸09/26 13:53 单吊杆式镀板系统设计08/30 16:20 单级齿轮减速器模型优化设计08/30 16:24 单绳缠绕式提升机的设计09/09 23:08 卧式加工中心自动换刀机械手设计09/08 22:10 厚板扎机轴承系统设计09/18 20:56 叉杆零件的加工工艺规程及加工孔20的专用夹具设计08