二级直齿圆柱齿轮课程设计

1、精密机械课程设计说明书课程名称： 精密机械学课程设计 设计题目： 带式运输机传动装置 院 系： 班 级： 设 计 者： 学 号： 指导教师： 设计时间： 目 录一、传动装置的总体设计41.1设计题目41.2 选择电动机41.3 计算传动装置的总传动比51.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数6二.传动零件的设计计算72.1 高速齿轮传动72.2 低速速齿轮传动（二级传动）9 2.3 直齿轮设计参数表112.4 验证两个大齿轮润滑的合理性12三.轴的设计计算123.1 高速轴(即轴)的设计计算133.2 中间轴(即轴)的设计计算173.3 输出轴(即轴)的设计计算224. 联轴器的选择275.

2、轴承的选择276. 轴承润滑方式及密封方式287. 减速器附件及其说明288. 设计总结29九.参考文献301、 传动装置的总体设计1.1设计题目带式运输机传送装置1.1.1.设计数据及要求：运输带工作拉力F/N3200运输带工作速度v/(m/s)1.0卷筒直径D/mm300滚筒效率0.96机器最短工作年限：使用八年，每日两班，每两年大修一次。部件：1.电动机，2.V带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带1.1.2.传动装置简图 两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下

3、产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。两级同轴式圆柱齿轮减速: 特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。 从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速. 卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以,因为这样可以减少能量的损耗.1.2 选择电动机1.2.1.选择电动机的类型 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此，无特殊要求时应选用三相交

4、流电动机，其中以三相交流异步电动机应用广泛。所以选择使用三相交流异步电动机Y系列三相鼠笼型异步电动机，全封闭自冷式。电压380V。1.2.2.选择电动机的容量（功率）工作机的有效功率为：从电动机到工作机传送带间的总效率为：式中：分别为联轴器、轴承、齿轮、卷筒的传动效率。由表9.1取。齿轮为8级精度。所以电动机所需要的工作功率为：。1.2.3.确定电动机转速按表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i=840，而工作机卷筒轴的转速为：所以电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸

5、、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1500r/min的电动机，另需要其中电机工作所需工作功率：。根据电动机类型、容量和转速，由本书的表14.1或有关手册选定电动机型号为Y132S2-4。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)起动转矩/ 额定转矩最大转矩/ 额定转矩Y132S2-45.514402.22.3电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下：型号HABCDEFGKY132S2-41322161408938801033121.3 计算传动装置的总传动比1.3.1.总传动比i为1.3.2.分配传动比， 式中分别为V带、一级、二级齿轮传动比。考虑润

6、滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，故：1.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数1.4.1.各轴的转速轴轴轴卷筒轴1.4.2.各轴的输入功率轴轴轴卷筒轴1.4.3.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩为所以： 轴轴轴卷筒轴将上述计算结果汇总于下表得:轴名功率kW转矩 T/(Nm)转速 n/(r/min)传动比i效率电机轴5.536.4814402.30.96轴5.2880.54626.093.580.95轴5.016273.92174.882.750.95轴4.765715.6163.59卷筒轴4.62693.8463.5910.97二.传动零件的设计计算2.1 高速齿轮传动选择材料、热处理方式

7、及精度等级 考虑到此考虑到卷筒机为一般机械并且速度不高，且该齿轮传动为闭式传动。故大、小齿轮均选用45钢。 小齿轮调质，由表6.2（参考文献【1】）得到齿面硬度为235HBS；大齿轮正火，由表6.2（参考文献【1】）得到齿面硬度为190HBS，均选用8级精度，直齿圆柱齿轮。2.1.2. 初步计算传动主要尺寸由于是闭式硬齿面齿轮传动，抗点蚀能力强，其主要失效形式是齿根折断。故按照齿根弯曲疲劳强度进行校核。A 按齿面接触疲劳强度进行计算。1)小齿轮传递的扭矩 2）初选小齿轮齿数z1=27，则大齿轮。3)初选。4)硬齿面非对称布置，按表6.6选取5)材料的弹性影响系数ZE,按表知锻钢选取Ze=190

8、MPa6) 齿轮接触疲劳强度极限，按表选取，。7) 应力循环次数N ，8）接触疲劳强度寿命系数，按表选取，9）计算接触疲劳强度许用应力，取失效概率为，安全系数为S=1，按表计算得，10) 试算小齿轮分度圆直径d，。11) 计算圆周速度v， 12）计算载荷系数K，按表查得使用系数，查得动载系数，查得齿向载荷分布系数，查得齿间载荷分布系数，则 13）按实际的载荷系数校正分度圆直径。取d=72mm 14)计算齿宽b，圆整取为75mm。 15）计算模数m，。B 再按齿根弯曲疲劳强度设计校核1） 计算载荷系数K，由上可知K=1.722） 齿形系数，由图查得3） 齿轮的弯曲疲劳强度极限应力，4） 弯曲疲劳

9、强度寿命系数，5） 计算弯曲疲劳许用应力F，6） 计算齿轮的并加以比较，取0.0163。7） 齿根弯曲强度设计计算，。8） 校核齿根弯曲疲劳强度，结论：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，取m 3mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 81mm应有的齿数。于是由z1=d1/m=81/3 =27，取Z1=27,Z2 = Z1i1 =27x3.59=97。2.1.3. 计算传动尺寸1） 计算中心距a，mm2） 计算齿轮的分度圆直径d，3） 计算齿轮的齿根圆直径df，4） 计算齿轮宽度B，b=75mm

10、。5） 验算， ，故合适。2.2 低速速齿轮传动（二级传动）选择材料、热处理方式及精度等级 考虑到此考虑到卷筒机为一般机械并且速度不高，且该齿轮传动为闭式传动。故大、小齿轮均选用45钢。 小齿轮调质，由表6.2（参考文献【1】）得到齿面硬度为235HBS；大齿轮正火，由表6.2（参考文献【1】）得到齿面硬度为190HBS，均选用8级精度，直齿圆柱齿轮。2.2.2. 初步计算传动主要尺寸 由于是闭式硬齿面齿轮传动，抗点蚀能力强，其主要失效形式是齿根折断。故按照齿根弯曲疲劳强度进行校核。按齿面接触疲劳强度进行计算。1)小齿轮传递的扭矩 2）初选小齿轮齿数z1=33，则大齿轮。3)初选。4)硬齿面非

11、对称布置，按表6.6选取5)材料的弹性影响系数ZE,按表知锻钢选取Ze=190MPa 6）齿轮接触疲劳强度极限，按表选取，。 7)应力循环次数N ，8）接触疲劳强度寿命系数，按表选取，9）计算接触疲劳强度许用应力，取失效概率为，安全系数为S=1，按表计算得， 10）试算小齿轮分度圆直径d，。 11）计算圆周速度v， 12）计算载荷系数K，按表查得使用系数，查得动载系数，查得齿向载荷分布系数，查得齿间载荷分布系数，则 13）按实际的载荷系数校正分度圆直径。取d=72mm 14)计算齿宽b，圆整取为100mm。 15）计算模数m，取m=4，。B 再按齿根弯曲疲劳强度设计校核9） 计算载荷系数K，由

12、上可知K=1.7210） 齿形系数，由图查得11） 齿轮的弯曲疲劳强度极限应力，12） 弯曲疲劳强度寿命系数，13） 计算弯曲疲劳许用应力F，14） 计算齿轮的并加以比较，取0.0165。15） 齿根弯曲强度设计计算，。16） 校核齿根弯曲疲劳强度，结论：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，取m 4mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 132mm应有的齿数。于是由z1=d1/m=132/4 =33，取,Z2 = Z1i1 =33x2.75=91。2.2.3. 计算传动尺寸 1）计算中心距a，m

13、m 2）计算齿轮的分度圆直径d， 3）计算齿轮的齿根圆直径df， 4)计算齿轮宽度B，b=100mm。 5)验算， ，故合适。2.3直齿轮设计参数表传动类型模数齿数中心距齿宽高速级直齿圆柱齿轮327971868075低速级直齿圆柱齿轮433912481101002.4验证两个大齿轮润滑的合理性 两个大齿轮直径分别为：291mm，364mm。浸油深度不能过深也不能过浅，通常一般的推荐值为，满足浸油润滑的条件为油的深度大于10mm，小于三个全齿高，又。，即三个全齿高27mm。验证可以知道，两个齿轮同时满足浸油条件，可以正常使用。3. 轴的设计计算减速器轴的结构草图3.1 高速轴(即轴)的设计计算3

14、.1.1. 轴的基本参数-轴：轴转速功率转矩作用在齿轮上的力：圆周力 径向力 轴向力 03.1.2. 选择轴的材料考虑结构尺寸可能出现的特殊要求，选用45号钢调质处理，以获得良好的综合机械性能。3.1.3. 初算轴径考虑到轴上键槽适当增加轴直径，增大5%，圆整后取d=25mm。式中，C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2P193页表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=100。 P轴传递的功率（单位kW）。n轴的转速（单位r/min）。3.1.4. 轴承部件的结构设计A 轴承部件的结构形式为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会

15、很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。B 联轴器及轴端1上述所求的的，轴段1的直径20mm，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此1的设计与联轴器的设计同时进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表12.1(参考文献1)可取：K=1.5，则计算转矩：。其中型号为LX1的联轴器系列公称转矩满足，故可定制直径为20mm的LX1联轴器，记作LX1 2052 GB/T 5014。轴段1的长度应比联轴器的轴孔长度略短，故取50mm。C 轴段2在确定轴段2的直径时

16、候，应该考虑联轴器的固定与密封两个方面。由于联轴器只传递转矩，轴段2的轴径可与轴段1相同。由唇形密封圈的标准。可取轴段2的轴径为20mm.轴段2的长度由轴承座的长度和轴段1决定。轴承座长为.由表参考文献24.1计算知，取轴承端面螺栓为M8。由此得,取为32mm，轴承靠近箱体内表面的端面到箱体内表面的距离为5mm.(高速轴大齿轮齿轮齿顶圆处速度大于2m/s，由经验，轴承取油润滑)则轴段2长度为38mm。D 轴段3和轴段7考虑使用直齿轮，轴承类型为深沟球轴承。考虑轴径及安装，暂取6205，查得d=25mm，D=52mm，B=15mm。故取轴段3的直径为25mm，长度14mm。E 轴段4轴段4的轴肩

17、也为（0.070.1）20=1.42mm。轴肩取2mm,则直径为29mm。但考虑到可能使用齿轮轴，需进行计算，知eFr2，故只需校核轴承I。计算当量动载荷，冲击载荷系数，查表18.8得，取X=1，Y=0。轴承在以下工作，由表10.10查得。微振，由表10.11查得。轴承I的寿命为8年因此所该轴承符合要求。3.2 中间轴(即轴)的设计计算3.2.1. 轴的基本参数-轴：转速功率转矩作用在齿轮上的力：圆周力 径向力 轴向力 03.2.2. 选择轴的材料考虑结构尺寸可能出现的特殊要求，选用45号钢调质处理，以获得良好的综合机械性能。3.2.3.初算轴径考虑到轴上键槽适当增加轴直径，增大5%，圆整后取

18、d=35mm。式中，C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2P193页表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=100。 P轴传递的功率（单位kW）。n轴的转速（单位r/min）。3.2.4.轴承部件的结构设计A 轴承部件的结构形式轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴草图1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。B轴段1与轴段5初选深沟球轴承6207,查得d=35mm,D=72mm,B=17mm。故取轴段1的直径为35mm。 轴段1与5长度均为32mm。C 轴段2齿轮端面距箱体内壁应为10mm,油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距箱

19、体内壁的距离为5mm。考虑轴毂配合及齿轮，所以轴段2的轴径为45mm，长度为108mm，且需加套筒起轴向固定齿轮的作用。D 轴段3轴段3的轴肩也为1.752.5mm，轴肩取2.5mm,则直径为50mm，长度为12mm。E 轴段4轴段4与中间轴大齿轮的轮毂配合。直径可取40mm,长度略小于高速级大齿轮齿宽。取轴段4的长度为78mm。3.2.5.轴上键校核中间轴轴段2与轴段4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得：，取。需满足：，其中由轴的直径40mm，可取键的尺寸bh=128mm。键可选长度为90mm。

20、轴的直径45mm，可取键的尺寸bh=149mm。键可选长度为63mm。轴的受力分析A 画轴的受力简图中间轴受力：作用在齿轮上的力：圆周力 径向力 轴向力 0B 计算支承反力 L1=55mm,L2=100mm，L3=75mm。在水平面上在垂直平面上轴承I的总支承反力：轴承II的总支承反力：C 画弯矩图在水平面上，断面1处断面2处在垂直平面上，弯矩为断面1处断面2处合成弯矩，断面1处断面2处D 画转矩图T=2.73X105Nmm因为，所以2断面为危险截面。查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：，因为各处直径大于d，故该轴是安全的。3.2.7.校核轴承寿命（油润滑）

21、 由表12.3（参考文献2）查得6207轴承的Cr=25.5kN，Co=15.2kN。计算轴承的轴向力轴承I、II内部轴向力分别为比较两轴承的受力，因Fr18年因此所该轴承符合要求。3.3 低速轴(即轴)的设计计算3.3.1. 轴的基本参数-轴： 转速功率转矩作用在齿轮上的力：圆周力 径向力 轴向力 03.3.2. 选择轴的材料考虑结构尺寸可能出现的特殊要求，选用45号钢调质处理，以获得良好的综合机械性能。3.3.3.初算轴径考虑到轴上键槽适当增加轴直径，增大5%，圆整后取d=50mm。式中，C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2P193页表10.2，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=100。

22、 P轴传递的功率（单位kW）。n轴的转速（单位r/min）。3.3.4. 轴承部件的结构设计 A 轴承部件的结构形式为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端7开始设计。B 轴段7及联轴器轴段7的直径，需要考虑到上述所求的d=50mm及轴段1上安装联轴器，因此与联轴器的设计同时进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表12.1(参考文献1)可取：K=1.5，则计算

23、转矩：。其中型号为LX3的弹性柱销联轴器公称转矩满足，但直径不满足，则定制直径为50mm的联轴器， 型号记作LX3 5080 GB/T 5014。轴段1的长度应略短于联轴器的长度。可取长l1=75mm。C 轴段6考虑联轴器的轴向固定，轴段6直径d=45mm，长度l=40mm。D 轴段5和轴段1考虑使用直齿轮，齿轮有轴向力，轴承类型为深沟球轴承。轴段5需要考虑轴承直径及安装，查表12.2（参考文献2）深沟球轴承，暂取6210,查得d=50mm,D=90mm,B=20mm。一根轴上两个轴承应该为相同型号，故取轴段5和轴段1的直径为：d=50mm，轴段5长度为19mm，轴段1长度为28mm。E 轴段

24、4轴段4的轴肩取3mm,则直径为56mm，轴段4长度由另外两根轴决定。F 轴段3由图9.8中的公式计算得，轴段6的轴肩应为4mm。初取轴肩h=5.0mm,则初算可得直径为65mm，长度为12mm。G 轴段2轴段2处用以安装低速轴大齿轮-齿轮4，轴段3处为方便定位，直径为55mm，长度为108mm。3.3.5. 轴上键校核轴段7与轴段4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为动连接，载荷轻微振动，且键材料均选用45号钢，查表可得：，取。需满足：。A 轴段4与大齿轮连接处的键其中轴段4的直径55mm，可取键的尺寸bh=1610mm，则可解得: ，4号齿轮，其齿宽

25、为100mm，键可选长度为90mm。B 轴段7与联轴器连接处的键其中轴段7的直径40mm，可取键的尺寸bh=128mm。则可解得: 查表取键长为85mm。3.3.6. 轴的强度校核A 画轴的受力简图作用在齿轮上的力：圆周力 径向力 轴向力 0B 计算支承反力 L1=90mm,L2=150mm，L3=70mm在水平面上在垂直平面上轴承I的总支承反力：轴承II的总支承反力：C 画弯矩图在水平面上，a剖面左侧：a剖面右侧：在垂直平面上，弯矩为a剖面左侧：a剖面右侧：合成弯矩，a剖面左侧：a剖面右侧：D 画转矩图T=7.16X105Nmm因为，所以2断面为危险截面。查课本225页表14-1得，查课本2

26、31页表14-3得许用弯曲应力，则：，因为各处直径大于d，故该轴是安全的。3.3.7.校核轴承寿命（油润滑） 由表12.3（参考文献2）查得6210轴承的Cr=35.0kN，Co=23.2kN。计算轴承的轴向力轴承I、II内部轴向力分别为比较两轴承的受力，因Fr1Fr2，故只需校核轴承I。计算当量动载荷，冲击载荷系数，查表18.8得，取X=1，Y=0。轴承在以下工作，由表10.10查得。微振，由表10.11查得。轴承I的寿命为8年因此所该轴承符合要求。 四联轴器的选择4.1输入轴联轴器 因为减速器应用场合高速，选用弹性柱销联轴器，根据使用的电机型号Y132S2-4，由参考文献表选取LX1型号，

27、公称转矩250Nm满足使用要求。输入端选取直径为20mm的联轴器。4.2输出轴联轴器输出联轴器根据输出轴尺寸，选取弹性柱销联轴器。联轴器选取LX3型号，内径选取50mm，长度L=80mm。5 轴承的选择根据之前轴的结构计算设计， 可知三个轴选择的轴承分别为：轴承型号d/mmD/mmB/mm输入轴6205255215中间轴6207357217输出轴6210509020六润滑方式及密封方式 由上述齿轮设计的陈述，对于本展开式二级圆柱直齿轮减速器，其高速级大齿轮的齿顶圆上的线速度略大于5m/s，由经验选取油润滑。在箱体上铸出油沟。由课程设计指导书第48页经验公式选取油沟尺寸为距箱体内壁a=5mm,油

28、沟宽b=5mm,深c=4mm。由于是油润滑，密封采用唇形密封圈.润滑油采用LAN-32，装油量在油标尺的最大和最小高度之间。对于轴承，综合考虑采用脂润滑，需要挡油环。工作环境清洁，密封方式暂采用毛毡圈。7 减速器附件及其说明附件设计A窥视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与铸造的凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用钢板焊接制成，用M6螺栓紧固。由要求选取A=100,B=90，A1=140，B1=120，C=125，C1=80，C2=105，R=5,螺钉尺寸M615螺钉数目

29、为6.具体尺寸见参考文献2P167页。B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器中部，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加封油圈加以密封。C油尺：选取杆式油尺。选取M12的油尺。具体尺寸见参考文献2P171页表14.13油标位置箱体中部。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。由于是在矿山多尘的环境下，需使用带过滤网的通气孔。选取M24的简易通气孔。具体尺寸选取查阅参考文献2P169页表14.9E启盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。选取M1025的平底螺栓。螺钉杆端部要做成圆柱形或大倒角，以免破坏螺纹。F定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销。由于需要大批量生产，需要考虑工作性能以及成本问题，减速器的箱体采用铸造箱体。机体采用剖分式，制造工艺选择为铸造。其机体结构尺寸初选如下表：名称符号尺寸 mm机座壁厚9机盖壁厚8机座凸缘厚度14机盖凸缘厚度14机座底凸缘厚度22地脚螺栓直径22地脚螺栓数目6轴承旁连接螺栓直径16机盖与机座连接螺栓直径12连接螺栓的间距180轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径8、至凸缘边缘距离18、16轴承旁