二级同轴式齿轮减速器设计

机械设计课程设计计算说明书设计题目带式运输机传动装置1074班10711014392023-12-7淮阴工学院--1-目 录课程设计任务书 2二 设计要求 2三 设计步骤 3传动装置总体设计方案 3\l“_TOC_250006“电动机的选择 4确定传动装置的总传动比和安排传动比 6计算传动装置的运动和动力参数 6\l“_TOC_250005“齿轮的设计 7\l“_TOC_250004“滚动轴承和传动轴的设计 11\l“_TOC_250003“键联接设计 25\l“_TOC_250002“箱体构造的设计 26\l“_TOC_250001“润滑密封设计 28\l“_TOC_250000“联轴器设计 28四 设计小结 28五 参考资料 29111 一 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——电动机原始数据：数据编号12345678运送带工作拉力F/N15002200230025002600280033004000运输带工作速度v/(m/s)1.11.11.11.11.11.41.21.6D/mm220240300400220350350400数据编号910111213141516运送带工作拉力F/N45004800500055006000600080008500运输带工作速度v/(m/s)1.81.251.51.21.31.51.21.3D/mm400500500450450500400450数据编号17181920212223运送带工作拉力F/N900095001000010500110001150012023运输带工作速度v/(m/s)1.41.51.61.71.81.92.0D/mm500550600550500450400传动装置总体设计方案

35；使用折旧期：使用折旧期8年；检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；动力来源：电力，三相沟通电，电压380/220V;运输带速度允许误差：±5%；完成减速器装配图一张〔A0或A1〕。绘制轴、齿轮零件图各一张。传动装置总体设计方案本组设计数据：第十六组数据：运送带工作拉力F/N 8500。运输带工作速度v/(m/s) 1.3 。卷筒直径D/mm 450 。外传动机构为联轴器传动。减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。F8500Nv1.3msD450mm3)方案简图如上图-3---30-4〕该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确牢靠，径向尺寸小，构造Y系列三相沟通异步电动机。2、电动机的选择选择电动机的类型2〕选择电动机的容量

简洁、尺寸紧凑、本钱低传动效率高。2、电动机的选择选择电动机的类型380V。选择电动机的容量工作机的有效功率为PFvw

P w从电动机到工作机传送带间的总效率为

4

2

0.87 1 2

3 4 5 由《机械设计课程设计指导书》表1-7可知：1 ：联轴器传动效率0.99〔弹性联轴器〕2：滚动轴承效率0.99〔球轴承〕：齿轮传动效率0.98〔7〕：联轴器传动效率0.99〔齿式联轴器〕：卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为P

P 12.7kw〕确定

P dwd w确定电动机转速电动机转速

按表1-8推举的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比i”而工作机卷筒轴的转速为

8~40n 60vw D

nw55rmin所以电动机转速的可选范围为n i”nd w

(8~40)55rmin(440~2200)rmin符合这一范围的同步转速有750rmin、1000rmin、1500rmin三种。综1500rmin的电动机。12-1选定电动机型电动机型号为Y160L-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) 启动转矩额定转矩

最大转矩额定转矩

Y160L-4Y160L-4 15 1460 2.2 2.3电动机的主要安装尺寸和外形如下表：中心 外型尺寸 底脚安装地脚螺轴伸尺寸装键部位尺高 L×〔AC/2+AD〕×HD

尺寸A 栓孔直D×E×B K

160 645×417.5×385 254×254 15 42×110 12×453传动装置的总传动比和安排传动比

i(1).总传动比i 为mi nm nw

并安排传动比

i26.55传动比i(2)分

i

ii配传动

考虑润滑条件等因素，初定

i 比 i5.15，i

5.15 计算

i 5.15传动装4.计算传动装置的运动和动力参数 置的运动和动力参数

I

nn

1460rmin

n 1460rmin的转速 n

n283.50rmin轴

n

283.50rmin n轴

ni 55rmin

n 55rmin

各轴

n卷筒轴

n

55rmin

n 55rminw的输入

各轴的输入功率功率PP 12.45kw功率轴

d 1 2

P12.45kwP轴

P

12.08kw P

12.08kw 3 2 P轴

P

11.72kw

P 11.72kw各轴

P卷筒轴

3 P

11.49kw

P 11.49kw的输入转矩

卷

4 2 卷d电动机轴的输出转矩T 为dPnT 9.55106 dnm

8.31104Nmm轴T

Td 1

8.1410

4Nmm轴

T Ti4.07105Nmm 3 2轴T

2.03106Nmm卷筒轴T

3 2T

1.97106Nmm卷 4 2将上述计算结果汇总与下表，以备查用。轴名 功率P/kw转矩T/(N·mm)转速n/(r/min)传动比i 效率轴

12.4512.08

8.141044.07105

1460283.50

5.15 0.97III轴 11.72 2.03106

5.1555

0.97卷筒轴 11.49 1.97106 55

1 0.98齿轮的设计1)选定齿轮

齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(2)7(GB10095-88)。

选用直齿圆柱齿轮传动软齿轮面闭式传动7级精度小齿轮材料6.145〔调质

45钢〔调质〕类型、精度等

大齿轮为45钢〔调质〕，硬度为230HBS，二者材料硬度差为40HBS。

大齿轮材料45钢(调质)级、材

z1

23z2

iz1

119

z 231料及齿数初步设计齿轮主

初步设计齿轮主要尺寸设计准则:先由齿面接触疲乏强度计算，再按齿根弯曲疲乏强度校核。按齿面接触疲乏强度设计，即

z 1192要尺寸 d1t

2.32

KTu1(ZE )231 u [ ]31d H1>

tKt

1.4。Ⅱ.计算小齿轮传递的转矩

T8.141955106P

104NmmT .1 n

8.14104Nmm

1dⅢ.按软齿面齿轮非对称安装，由《机械设计》表6.5选取齿宽系数 1。 Z 189.8d EⅣ.由《机械设计》表6.3查得材料的弹性影响系数Z MPa。E6.8

MPaHlim1

600MPa；大齿轮的接触疲乏强度极限

Hlim2

560MPa。

N 4.091Ⅵ.计算应力循环次数

109N60n jL1

60146018365164.09109

N 7.942N N12 i

7.94108

108K

0.906.6KHN1Ⅷ.计算接触疲乏许用应力

0.90；K

HN2

0.95。K

HN1HN2

0.95S=1

[ ]H1

=540[ ]H1

K HN1S

Hlim1

0.90600MPa540MPa

MPa[ ]H2

=532[ ]H 2

K HN2 Hlim20.95560MPa532MPaS

Mpa2>.设计计算Ⅰ. d1t

，代入[

d中较小的值。dH 1t

60.03d 2.321t

KTu1(ZE )231 u [ ]31d H

mmv4.59Ⅱ.计算圆周速度v。dnv 1t

60.031460

ms4.59ms601000 601000K查表6.2得使用系数K =1.0;依据v4.59ms、7级精度查《机械设计》图A6.10得动载系数K 1.12；查《机械设计》图6.13得K 1.15。V 则 KK K K 11.121.151.288A V Ⅳ.校正分度圆直径d1

K1.288d 58.38mm〔6.14d1Ⅰ.计算模数m

d 1t

k/Kt

60.0331.288/1.4mm58.38mm 1tmd/z1 1

58.38/232.42mm按标准取模数m2.5mm Ⅱ.计算分圆周直径d、d1 2

d 57.5mmd zm2.52357.5mm 11 1d z2

m1192.5297.5mm

d 297.5mm2Ⅲ.计算中心距1ad1

d2 2

a177.5mmⅣ.计算齿轮宽度bdd 1

B 65mm1取，B 60mm B取，2

65mm。

B 60mm2Ⅴ.齿高

h2.25m2.252.55.625mm(3).按齿根弯曲疲乏强度校核由《机械设计》式〔6.12〕，

2KT1 Y Y ]F z2m3 Fa Sa Fd 11>.确定公式内的各参数值6.9

240MPa；大

Flim12

240MPa220MPa齿轮的弯曲强度极限

220MPa；

Flim1

KFN1K

0.850.906.7KⅢ.计算弯曲疲乏许用应力；

FN1

K

0.90；

S=1.4取弯曲疲乏安全系数S=1.4，应力修正系数YST

2.0,得

Y 2.0STK Y

[ ]F1

291.43[ ] FN1ST

FE12400.852/1.4291.43MPa

MPaF1 S

[ ]F2

282.86[ ]F 2

K Y FN2 ST FE22200.902/1.4282.86MPaS

MPaYFa1

2.69Ⅳ.查取齿形系数YFa1

、YFa2

和应力修正系数YSa1

、YSa2

YFa2

6.4YFa1

2.69；YFa2

2.16；YSa1

；YSa2

1.81YSa1

1.575

Y YFa [ ]F

并加以比较；

YSa2

1.81Y YFa1[F

Sa10.0145]1

大，应按小Y[

YSa20.0138]

齿轮校核齿F 2Ⅵ.校核计算

根弯曲疲乏强度2KT 1

Y Y 21.2888.141042.691.575268.7MPa[ ] 268.7MPaF1 1d1

z2m31

Fa

1.02322.52

F1 F1(4).构造设计及绘制齿轮零件图 F1弯曲疲乏强度足够板式构造为宜。其他有关尺寸按《机械设计》图6.26(a)荐用的构造尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。安装，故承受齿轮轴构造，其零件图见滚动轴承传动轴的设计局部。动轴承和传动

滚动轴承和传动轴的设计(一).轴的设计轴的设

P

、转速n

和转矩T

计 由上可知P

，n

55rmin，T

2.03106NmmⅡ.求作用在齿轮上的力因低速大齿轮的分度圆直径d mz 2.5119297.5mm2 22T而F 13647.06N而t d2F Fr F 0a

tan 4967.12NⅢ.初步确定轴的最小直径4511.3，取C110，于是Pd” C3

65.7mmd

”

67.67mmmin n

min

min输出轴的最小直径明显是安装联轴器处轴的直径d 为了使所选的轴直径d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca

KTA

10.1KA

1.3，则：T Kca

TA

2639Nm依据计算转矩T 应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用GICL4型鼓ca型齿式联轴器，其公称转矩为 5000Nm。半联轴器的孔径 d 70mm，故取d 70mmL142mmL107mm Ⅳ.轴的构造设计依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡⅢ

76mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴协作的毂孔长度L107mm

略短一些，现取lⅠⅡ

105mm轴的设

计工作要求并依据dⅡⅢ

76mm，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6016，其尺寸为dDB80mm125mm22mm ，故dⅢⅣdⅥⅦ80mm ；而l 24mm。ⅥⅦ3).取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径d 85mm；齿轮的左端与左轴承之间ⅣⅤ承受套筒定位。齿轮轮毂的跨度为60mm，为了使套筒端面牢靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取l 58mm。齿轮的右端承受轴肩定位，轴肩高度ⅣⅤh0.07d，故取h6mm，则轴环处的直径d 97mm。轴环宽度b1.4h，取ⅤⅥlⅤⅥ

15mm。轴承端盖的总宽度为30mm(由减速器及轴承端盖的构造设计而定)。依据轴的距离l20mm，故lⅡⅢ

50mm。5).取齿轮距箱体内壁的距离a12mm承位置时，应距箱体内壁一段距离ss3mm，滚动轴承宽度T22mm，L60mm，则l Tsa(6058)(221232)mm37mmⅢⅣ至此，已初步确定了轴的各段和长度。轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均承受平键连接。按d 由《机械设计手册》表ⅣⅤ查得平键截面bh22mm14mm50mmH7n6联轴器与轴的连接，选用平键为20mm12mm100mm，半联轴器与轴的协作为H7k6m6。确定轴上圆角和倒角尺寸1-27，取轴端圆角245。Ⅴ.求轴上的载荷首先依据轴的构造图做出轴的计算简图，作为简支梁的轴的支撑跨距L L 55mm55mm110mm。依据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。2 3从轴的构造图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C的截面C处的M 、M 及M的值列于下表。H V载荷 水平面H 垂直面V支反力F F 6823.53NNH1F 6823.53NNH2弯矩M M 375294.15NmmH

F 2483.56NNV1F 2483.56NNV2M 136595.8V扭矩T

M 399379.66NmmT2030000NmmⅥ.按弯扭合成应力校核轴的强度进展校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面〔即危急截面C〕的强度。依据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 M2(T)2ca W

20.87MPa4511.2[160MPa因此ca[1]，故安全。Ⅶ.准确校核轴的疲乏强度(1).推断危急截面A,Ⅱ,Ⅲ,BCⅣ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大〔过盈协作及键槽引起的应力集中均在两端〕，而第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈协作的小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。(2).截面Ⅳ左侧抗弯截面系数 W0.1d30.180351200mm3抗扭截面系数 WT

0.2d30.2403102400mm3截面Ⅳ左侧的弯矩M 为M M 5529177411.78Nmm左 55截面Ⅳ上的扭矩T为T2030000Nmm截面上的弯曲应力M 3.47MPab W截面上的扭转切应力T 19.82MPaT W

T 0MPa，m

T 9.91MPa2应力幅 3.74MPa， 9.91MPaa b a m4511.2B640MPa1275MPa，1155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计》附表1.6r

2.0

0.025，D

85

1.0625，经差值后可查得d 80 d 80 1.90， 1.30 又由《机械设计》图2.7可得轴的材料的敏性系数为

q 0.80，q

0.85k 1q ( 1)1.72 k 1q(

1)1.26由《机械设计》图2.9的尺寸系数 0.65；由图2.9的扭转尺寸系数 0.76 轴按磨削加工，由《机械设计》图2.12得外表质量系数为 0.92 轴未经外表强化处理，即 1，则综合系数为qk1Kk1 k 1

12.73K

11.74查机械设计手册得碳钢的特性系数0.1~0.2，取0.1 0.05~0.1，取

0.05于是，计算安全系数S 值，则caS 1 46.08 K a

mS 1 8.74 K a

mS SS

14.92S1.5ca S2

S2故可知其安全。抗弯截面系数 W0.1d30.185361412.5mm3抗扭截面系数 WT

0.2d30.2853122825mm3M为M M 5529177411.78Nmm右 55

F t截面Ⅳ上的扭矩T为T2030000Nmm

F rF 0

M 右2.89MPa

a取C120b W截面上的扭转切应力

d

TW 16.53MPaWTT

min应力幅

0MPa， Tm m 2

8.27MPa

Tca122.1Nm 2.89MPa， 8.27MPaa b a mk过盈协作处的

k1.4

k0.8

d 30mm12k k 3.16，

2.53轴按磨削加工，由《机械设计》图2.12得外表质量系数为 0.92 故得综合系数为K k 1

13.25K k1

12.62所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为

d 36mm23S 1 36.32 K a

mS

1 8.11

l 58mm K a

12 mS SS

7.92S1.5

40mmca S2

S2 34Ⅷ.绘制轴的工作图，如下：

d 40mm78l 18mm34l 18mm78(二).齿轮轴的设计P

、转速n

和转矩TP

min，T

8.14104NmmⅡ.求作用在齿轮上的力因小齿轮的分度圆直径d mz1 12T

2.52357.5mm而F而t dF F

2831.30N1tan 1030.51Nr tF 0a

dmin28.8mmⅢ.初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。依据《机械设计》表 11.3，取C120，于是Pdmin

C3 n

24.52mmd

min

1.03d”min

25.25mm,输出轴的最小直径明显是安装联轴器处轴的直径d 为了使所选的轴直径d 与联轴器的孔径12 12相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca

KTA

10.1KA

1.5，则：T KTca A

122.1Nm依据计算转矩Tca

应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250Nm。半联轴器的孔径 d30mm，故取d1230mmL82mmL60mmⅣ.齿轮轴的构造设计(1).依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d 36mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴协作的毂孔长度23L 60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段L

略短一些，现取l12

58mm。齿轮轴的设计

2).作要求并依据d 36mm，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6208，其尺寸为23dDB40mm80mm18mm，故d d 40mm，l l 18mm。34 78 34 78轴肩高度h0.07d，故取h4mm，则轴环处的直径d d 48mm。轴45 67环宽度b1.4h，取l l 12mm。45 67轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的构造设计而定)。依据轴的距离l30mm，故l 50mm。23由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径d 62.5mm，l 65mm。56 56至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均承受平键连接。按d12由《机械设计设计手册》表4-1查得平键截面bh10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为48mm。同时为了保H7k6与轴的周向定位是由过渡协作来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸1-27，取轴端圆角245。Ⅴ.求轴上的载荷首先依据轴的构造图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L L 57.5mm57.5mm115mm2 3从轴的构造图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C的截面C处的M 、M 及M的值列于下表。H V载荷 水平面H 垂直面V支反力F F 1415NH1

F 515.26NNV1F 1415 .65N F 515.26NNH2 NV2M

M 81399.88NmmH

M 29627.45NmmV扭矩T

M 86624.05NmmT81400NmmⅥ.按弯扭合成应力校核轴的强度进展校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面〔即危急截面C〕的强度。依据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，

M2(T)2 ca W

5.23

MPa前已选定轴的材料为45钢调质处理《机械设计表11.2查得[ ]60MPa1因此 ]，故安全。ca 1(三).滚动轴承的校核H

81636546720hn 1460rmin，两轴承的径向反力F F 1506.51N R1 R2PP1PFrPF

21506.51N1506.51N轴承寿命计算P1

PP150651N，深沟球轴承，取3f2

1.0，fp

1.2。6208Cr

17kN，则L 16667(

ftC)

49621.78hL”H

n fP Hpn 55rmin，两轴承的径向反力F F 7261.45N R1 R2PP1PFrPF

27261.45N7261.45N轴承寿命计算滚动轴

P1

PP726145N，深沟球轴承，取3f2

1.0，fp

1.2。承的校

6208Cr

17kN，则核 L 16667(

ftC)

49086.47hL”H故满足预期寿命。

n f P Hp联接设计

键联接设计Ⅰ.输入轴与联轴器间键的选择及校核轴径d30mmL60mmAb8mm，h7mm，L50mm(GB/T1095-2023)lLb42mmT81400Nmmkh2 2Tkld36.92MPap查手册得[

]110MPa，由于p

]，故键符合强度要求。pⅡ.输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径d85mmL60mmAb22mm，h14mm，L50mm(GB/T1095-2023)lLb28mmT203000Nmmkh2 2T103kld86.54MPap查手册得[

]110MPa，由于p

]，故键符合强度要求。pⅢ.输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径d70mmL107mmAb20mm，h12mm，L100mm(GB/T1095-2023)lLb80mmT203000Nmmkh2 2T103kld108.45MPap查手册得[

110MPa，由于p

]，故键符合强度要求。p箱体构造的设计

箱体构造的设计减速器的箱体承受铸造〔HT200〕制成，承受剖分式构造为了保证齿轮佳合质量，H7协作.is6机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增加了轴承座刚度考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故承受侵油润油，同时为了避开油搅得沉渣溅起，齿顶H40mm6.3。机体构造有良好的工艺性.铸件壁厚为10mm，圆角半径为R=5。机体外型简洁，拔模便利.对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于M8油螺塞：并加封油圈加以密封。油标：油标位在便于观看减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.通气孔：由于减速器运转时，机体内温度上升，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，以便到达体内为压力平衡.位销：一圆锥定位销，以提高定位精度.吊钩：.减速器机体构造尺寸如下：名称 符号 计算公式 结果箱座壁厚 0.025a38 10

0.02a38 81 1箱盖凸缘厚度b1箱座凸缘厚度b箱座底凸缘厚b度

b1.5 121 1b1.5 15b 2.5 252地脚螺钉直径df地脚螺钉数目n轴承旁联接螺d栓直径 1机盖与机座联d接螺栓直径 3轴承端盖螺钉d3直径视孔盖螺钉直d径

d 0.036a12f查手册d 0.75dfd=〔0.5~0.6〕dfd=〔0.4~0.5〕dfd=〔0.