1、1 目 录 一 课程设计书 2 二 设计要求 2 三 设计步骤 2 1. 传动装置总体设计方案 3 2. 电动机的选择 4 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5 5. 设计V带和带轮 6 6. 齿轮的设计 8 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19 8. 键联接设计 26 9. 箱体结构的设计 27 10.润滑密封设计 30 11.联轴器设计 30 四 设计小结 31 五 参考资料 322 一. 课程设计书 设计课题: 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运 转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为 0.96(包括其支承轴承
2、效率的损失),减速 器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车 间有三相交流,电压380/220V 表一: 题号 参数 1 2 3 4 5 运输带工作拉力 （kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8 运输带工作速度 （m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4 卷筒直径（mm） 250 250 250 300 300 二. 设计要求 1.减速器装配图一张(A1)。 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 3.设计说明书一份。 三. 设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.
3、计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计V带和带轮 6. 齿轮的设计 7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计3 1.传动装置总体设计方案: 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下： 2 3 5 4 1 I I II IV Pd Pw 图一:(传动装置总体设计图) 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 选择V带传动和二级圆柱斜齿轮
4、减速器（展开式）。 传动装置的总效率 a h 5 4 2 3 3 2 1 h h h h h h = a 0.96 3 98 . 0 2 95 . 0 0.970.960.759； 1 h 为V带的效率, 1 h 为第一对轴承的效率， 3 h 为第二对轴承的效率， 4 h 为第三对轴承的效率， 5 h 为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑. 因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。45 2.电动机的选择 电动机所需工作功率为： P P / 19001.3/10000.7593.25kW, 执 行机构的曲柄转速为n D p 60v 1000 =82.76r/min， 经查表按推荐的传动
5、比合理范围，V 带传动的传动比 i 24，二级圆柱斜齿轮 减速器传动比 i 840， 则总传动比合理范围为 i 16160，电动机转速的可选范围为 n i n （16160）82.761324.1613241.6r/min。 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为Y112M4的三相异步电动机，额定功率为4.0 额定电流8.8A，满载转速 = m n 1440 r/min，同步转速1500r/min。 电动机转速 min r 传动装置的传动比 方案 电动机 型号 额定 功率 P ed kw 同步 转速 满载 转速 电动机 重量 N 参考 价格 元 总传
6、动比 V 带 传动 减速器 1 Y112M4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 中心高 外型尺寸 L（AC/2+AD）HD 底脚安装尺 寸 AB 地脚螺栓 孔直径K 轴伸尺 寸 DE 装键部位尺 寸FGD 132 515 345 315 216 178 12 36 80 10 416 3.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 /n1440/82.7617.40 （2） 分配传动装置传动比 a i 0 i i 式中 1 0 ,i i 分别为带传动和减速器的
7、传动比。 为使V带传动外廓尺寸不致过大， 初步取 0 i 2.3， 则减速器传动比为i 0 /i i a 17.40/2.37.57 根据各原则，查图得高速级传动比为 1 i 3.24，则 2 i 1 /i i 2.33 4.计算传动装置的运动和动力参数 （1） 各轴转速 I n 0 /i n m 1440/2.3626.09r/min n 1 / i n 626.09/3.24193.24r/min n n / 2 i 193.24/2.33=82.93r/min n = n =82.93 r/min （2） 各轴输入功率 P d p 1 h 3.250.963.12kW P p 2 3 h
8、 3.120.980.952.90kW P P 2 3 h 2.970.980.952.70kW P P 24=2.770.980.972.57kW 则各轴的输出功率： P P 0.98=3.06 kW P P 0.98=2.84 kW P P 0.98=2.65kW P P 0.98=2.52 kW （3） 各轴输入转矩 1 T= d T 0 i 1 h Nm 电动机轴的输出转矩 d T=9550 m d n P=95503.25/1440=21.55 N 所以: T d T 0 i 1 h =21.552.30.96=47.58 Nm7 T T 1 i 1 h 2 h =47.583.24
9、0.980.95=143.53Nm T T 2 i 2 h 3 h =143.532.330.980.95=311.35Nm T = T 3 h 4 h =311.350.950.97=286.91 Nm 输出转矩： T T 0.98=46.63 Nm T T 0.98=140.66 Nm T T 0.98=305.12Nm T T 0.98=281.17 Nm 运动和动力参数结果如下表 功率P KW 转矩T Nm 轴名 输入 输出 输入 输出 转速r/min 电动机轴 3.25 21.55 1440 1轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09 2轴 2.90 2.84 1
10、43.53 140.66 193.24 3轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93 4轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93 5.设计带和带轮 确定计算功率 查课本 178 P 表9-9得： 2 . 1 = A K 8 . 4 4 2 . 1 = = = P k P A ca ,式中 为工作情况系数， p 为传递的额定功率,既电 机的额定功率. 选择带型号 根据 8 . 4 = ca P ， 3 . 1 = A k ,查课本 152 P 表8-8和 153 P 表8-9选用带型为 A 型带 选取带轮基准直径 2 1 ,d d d d 查课本 145
11、 P 表8-3和 153 P 表8-7得小带轮基准直径 mm d d 90 1 = ， 则大带轮基准 直径 mm d i d d d 207 90 3 . 2 1 0 2 = = = ,式中为带传动的滑动率，通常取（1% 2%），查课本 153 P 表8-7后取 mm d d 224 2 = 。8 验算带速v s m s m n d V m d / 35 / 17 . 7 100 60 140 90 100 60 1 - 因此 取 d mm h d h mm, 取安装齿轮处的轴段 mm d 58 = - ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位. 已知齿轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压
12、紧齿轮,此轴段应略短于轮毂 宽度,故取 mm l 72 = - . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高 3.5,取 mm d 65 = - . 轴环宽度 h b 4 . 1 ,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为 20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴 承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端 面间的距离 m l 30 = ,故取 mm l 50 = - . 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm,两圆柱齿轮间的距离 c=20mm.考虑到 箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8mm,已 知滚动轴承宽度T=16mm, 高速
13、齿轮轮毂长L=50mm,则 mm mm a s T l 43 ) 3 16 8 16 ( ) 72 75 ( = + + + = - + + + = - mm mm l l a c s L l 62 ) 8 24 16 20 8 50 ( = - - + + + = - - + + + = - - - 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时, 查机械设计手册20-149表20.6-7. 对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. mm mm mm L L 6 . 175 8 .
14、 60 8 . 114 3 2 = + = + N F L L L F t NH 1506 6 . 175 8 . 60 16 . 4348 3 2 3 1 = = + = N F L L L F t NH 2843 6 . 175 8 . 114 16 . 4348 3 2 2 2 = = + = N L L D F L F F a r NV 809 23 2 3 1 = + + = N F F F NV r NV 821 809 1630 2 2 = - = - = mm N M H = 8 . 172888 mm N L F M NV V = = = 2 . 92873 8 . 114
15、809 2 1 1 mm N L F M NV V = = = 8 . 49916 8 . 60 821 3 2 2 mm N M M M V H = + = + = 196255 92873 172889 2 2 2 1 2 1 mm N M =179951 223 传动轴总体设计结构图: (从动轴) (中间轴) (主动轴)24 从动轴的载荷分析图:25 6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据 ca s = W T M 2 3 2 1 ) ( + = 82 . 10 27465 1 . 0 ) 35 . 311 1 ( 196255 2 2 = + 前已选轴材料为45钢，调质处理。 查表
16、151得 1 - s =60MP a ca s 1 - s 此轴合理安全 7. 精确校核轴的疲劳强度. . 判断危险截面 截面 A,B 只受扭矩作用。所以 A B 无需校核.从应力集中对轴的 疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看, 截面 C 上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受 扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面 C 上虽然应力最大,但是应力 集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加 不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小， 因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证
17、即可. . 截面左侧。 抗弯系数 W=0.1 3 d = 0.1 3 50 =12500 抗扭系数 T w =0.2 3 d =0.2 3 50 =25000 截面的右侧的弯矩M为 m N M M = - = 14609 8 . 60 16 8 . 60 1 截面上的扭矩 3 T 为 3 T=311.35 m N 截面上的弯曲应力 = = W M b s MPa 57 . 1 1250 14609 = 截面上的扭转应力 T s = T W T 3 = MPa 45 . 12 2500 31350 = 轴的材料为45钢。调质处理。 由课本 35 P 表15-1查得： a B MP640 = s
18、a MP275 1 = - s a MPT 155 1 = - 因 = d r 04 . 0 50 0 . 2 = = d D 16 . 1 50 58 = 经插入后得 = s 2.0 T s =1.3126 轴性系数为 82 . 0 = s q t q =0.85 K s =1+ ) 1 ( - s s q =1.82 K t =1+ t q （ T s -1）=1.26 所以 67 . 0 = s e 82 . 0 = t e 92 . 0 = = t s b b 综合系数为： K s =2.8 K t =1.62 碳钢的特性系数 2 . 0 1 . 0 = s j 取0.1 1 . 0
19、05 . 0 = t j 取0.05 安全系数 ca S S s = = + - m a a K s j s s s 1 25.13 S t = + - m t a k t j s t t 1 13.71 ca S 5 . 10 2 2 = + t s t s S S S S S=1.5 所以它是安全的 截面右侧 抗弯系数 W=0.1 3 d = 0.1 3 50 =12500 抗扭系数 T w =0.2 3 d =0.2 3 50 =25000 截面左侧的弯矩M为 M=133560 截面上的扭矩 3 T 为 3 T=295 截面上的弯曲应力 = = W M b s 68 . 10 1250
20、13560 = 截面上的扭转应力 T t = T W T 3 = 80 . 1 2500 294930 = K s = 8 . 2 1 1 = - + s s s b e K K t = 62 . 1 1 1 = - + t t t b e K 所以 67 . 0 = s e 82 . 0 = t e 92 . 0 = = t s b b 综合系数为： K s =2.8 K t =1.6227 碳钢的特性系数 2 . 0 1 . 0 = s j 取0.1 1 . 0 05 . 0 = t j 取0.05 安全系数 ca S S s = = + - m a a K s j s s s 1 25.
21、13 S t = + - m t a k t j s t t 1 13.71 ca S 5 . 10 2 2 = + t s t s S S S S S=1.5 所以它是安全的 8.键的设计和计算 选择键联接的类型和尺寸 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据 d 2 =55 d 3 =65 查表6-1取： 键宽 b 2 =16 h 2 =10 2 L =36 b 3 =20 h 3 =12 3 L =50 校和键联接的强度 查表6-2得 p s =110MP a 工作长度 = - = 2 2 2 b L l 36-16=20 = - = 3 3 3 b L l 50-2
22、0=30 键与轮毂键槽的接触高度 K 2 =0.5 h 2 =5 K 3 =0.5 h 3 =6 由式（6-1）得： = = 2 2 2 3 2 2 10 2 d l K T p s 20 . 52 5 20 5 100 53 . 143 2 = p s = = 3 3 3 3 3 3 10 2 d l K T p s 2 . 53 65 30 6 100 35 . 31 2 = p s 两者都合适 取键标记为： 键2：1636 A GB/T1096-1979 键3：2050 A GB/T1096-197928 9.箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证
23、齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用 6 7 is H 配合. 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 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，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿 顶到油池底面的距离H 为40mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其 表面粗糙度为 “ 3 . 6 3. 机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. 4. 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 于能伸入
24、进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加 工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油， 放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部 的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察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.29 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. E 盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大
25、于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 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，以提高定位精度. G 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. 减速器机体结构尺寸如下： 名称 符号 计算公式 结果 箱座壁厚 s 8 3 025 . 0 + = a s 10 箱盖壁厚 1 s 8 3 02 . 0 1 + = a s 9 箱盖凸缘厚度 1 b 1 1 5 . 1 s = b 12 箱座凸缘厚度 b s 5 . 1 = b 15 箱座底凸缘厚度 2 b s 5 . 2 2 = b 25 地脚螺
26、钉直径 f d 12 036 . 0 + = a d f M24 地脚螺钉数目 n 查手册 6 轴承旁联接螺栓 直径 1 d f d d 72 . 0 1 = M1230 机盖与机座联接 螺栓直径 2 d 2 d =（0.50.6） f d M10 轴承端盖螺钉直 径 3 d 3 d =（0.40.5） f d 10 视孔盖螺钉直径 4 d 4 d =（0.30.4） f d 8 定位销直径 d d =（0.70.8） 2 d 8 f d ， 1 d ， 2 d 至外 机壁距离 1 C 查机械课程设计指导 书表4 342218 f d ， 2 d 至凸缘边 缘距离 2 C 查机械课程设计指导 书表4 2816 外机壁至轴承座 端面距离 1 l 1 l = 1 C+ 2 C +（812） 50 大齿轮顶圆与内 机壁距离 1 D 1 D1.2s 15 齿轮端面与内机 壁距离 2 D 2 D s 10 机盖，机座肋厚 m m , 1 s s 85 . 0 , 85 . 0 1 1 m m 1 m9 m 8.5 轴承端盖外径 2 D D D = 2 +（55.5） 3 d 120（1轴）125（2轴） 150（3轴） 轴承旁联结螺栓 距离 S 2 D S 120（1轴）125（2轴） 150（3轴）
