1、1设 计 计 算 及 说 明机械设计 A 课程设计设计题目 双级：铸钢车间型砂传送带传动装置设计 内装：1. 机械设计 A 课程设计任务书 2. 草图 1 张 3. 展开式两级圆柱齿轮减速器装配图 1 张 4. 低速轴零件图 1 张 5. 低速轴大齿轮零件图 1 张 6. 机械设计 A 课程设计说明书 1 份 汽车 工程学院 0614091 设 计 者 施敏 指导教师 张超 完成日期 2012 年 7 月 3 日成 绩 上 海 工 程 技 术 大 学2设 计 计 算 及 说 明目录设计说明3传动方案简述4高速级齿轮传动设计10低速级齿轮传动设计16轴与轮毂连接22轴的强度校核26减速器的润滑与
2、密封47减速器箱体及其附件473设 计 计 算 及 说 明二级直齿轮减速器设计一 设计说明书1.1 题目：基于 SolidWorks 减速器参数化设计及运动仿真1.2 任务：（1）减速器装配图（0 号） 1 张（2）低速轴零件图（2 号） 1 张（3）低速级大齿轮零件图（2 号） 1 张（4）设计计算说明书 1 份1.3 传动方案：图（1）传动方案示意图1电动机 2V 带传动 3展开式双级齿轮减速器4连轴器 5底座 6传送带鼓轮 7传送带各轴代号见第六页1.4 设计参数：（1）传送速度 V=0.63m/s （2）鼓轮直径 D=300mm（3）鼓轮轴所需扭矩 T=700Nm4设 计 计 算 及
3、说 明1.5 其它条件：工作环境通风不良、单向运转、双班制工作、试用期限为 15 年、小批量生产、底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。二传动方案简述2.1 传动方案说明（简述）2.1.1 将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。另外，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2.1.2 选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.1.
4、3 将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。本方案将齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象。综上所述，本方案从任务书所给定的条件设计的方案具有合理性，可行性。2.2 电动机的选择2.2.1 电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于 Y 系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据
5、本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型 Y 系列三相交流异步电动机。2.2.2 选择电动机容量(1)工作机所需功率 Pw工作机所需功率 及所需的转速 wnkw950T5设 计 计 算 及 说 明由2 P7 式（2-3） r/minDVnw106= =40.107r/min30.16=2.940kw95wTnP式中： V -传送速度; D -鼓轮直径; T-鼓轮轴所需的功率(2) 由电动机至工作机的总效率 带传动 V 带的效率 =0.940.97 取 = 0.9511一对滚动轴承的效率 =0.
6、980.995 取 = 0.982 2一对齿轮传动的效率 =0.960.98 取 = 0.973 3联轴器的效率 =0.990.995 取 = 0.994 4 83.09.7.098.5234231 (3) 电动机所需的输出功率 dP=pw/=3.531KWdP(4) 确定电动机的额定功率 Ped又 Ped Pd 取 P ed= 4kw2.2.3 电动机额定转速的选择直接选择转速为 1500r/min 的电动机 则其满载时的转速为 1440r/min2.2.4 确定电动机的型号初选方案： 电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kg6设 计 计 算 及 说
7、 明Y112M-4 4 1500 2.3 1440 43 2.3 总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1 理论总传动比 i式中：n m 电动机满载转速903.517.4wmn2.3.2 各级传动比的分配(1)V 带传动的理论传动比 vi初取 3,则 35.9039/3=11.9679 vi(2)两级齿轮传动的传动比取高速齿轮的 则低速齿轮的传动比98.31i 398.6712i(3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取 ，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装lhi置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但 过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干hi
8、涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在 中取，演算有)5.1( li符合。3296.18.hi2.4 各轴转速，转矩与输入功率2.4.1 各轴理论转速设定：电动机轴为 0 轴，高速轴为轴，中间轴为轴，低速轴为轴，联轴器为 IV 轴(1)电动机 r/min140mdn7设 计 计 算 及 说 明(2)轴r/min48031vdin(3) 轴r/min91.298.1Iin(4)轴r/min03.43.02iII2.4.2 各轴的输入功率(1)电动机kw4edP(2)轴kw8.395.0IedI(3) 轴kw61278.3IP(4)轴kw438.9.0612.I2.4.3 各轴的理论转矩(1)电
9、动机 mNPT417.2305.9n50dd(2)轴 6.548.1d(3) 轴 mNPT 87.23091.95n02d(4)轴 56343d8设 计 计 算 及 说 明2.4.4 各轴运动和动力参数汇总表（理论值） 2.5 v 带传动的 设计计算一、确定计算功率 caP查表可得工作情况系数 1.Ak故 Pca=KA P=1.1 4=4.4kw二、选择 V 带的带型根据 ，由图可得选用 A 型带。can、三、确定带轮的基准直径 并验算带速dv1、初选小带轮的基准直径 。1查表 8-6 和 8-8 可得选取小带轮的基准直径 190dm2、验算带速 v按计算式验算带的速度 146.782600d
10、ns因为 ， 故此带速合适。53msvs3、计算大带轮的基准直径 2d按式(8-15a)计算大带轮的基准直径 根据教材表 8-8，圆整得mid2709312=280mm2d4、确定 V 带的中心距 和基准直径adL轴号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(Nmm)传动比电动轴 1440 3.531 23.417 /第 I 轴 480 3.8 75.6042 3第 II 轴 120.3309 3.61228 286.6867 3.989第 III 轴 40.1103 3.4338 817.5653 39设 计 计 算 及 说 明（1）按计算式初定中心距 mm 50a12012(.7)(
11、)dda（2）按计算式计算所需的基准长度=1599.2446mm210120()()4dddLaa查表可选带的基准长度 mLd6（3）按计算式计算实际中心距 001059.246(5)50.372dLa m中心距的变化范围为 。4768:5、验算小带轮上的包角 1125.357.3800918204da 6、计算带的根数（1）计算单根 V 带的额定功率 rP由 查表可得90140mindn和 01.62kw根据 n=1440r/min , i=3 和 A 型带，查表可得 、 、 。80.9430.9Lk故 r0P.62.8.943.Lk（2）计算 V 带的根数 Z故取 V 带根数为 4 根4.
12、3.8r19caz7、计算单根 V 带的初拉力的最小值 0minF查表可得 A 型带的单位长度质量 .1qkg20min2.5cakPFvZ 2(5.943).01138.40678.N 应使带的实际初拉力 。0minF8、计算压轴力 p压轴力的最小值为10设 计 计 算 及 说 明=1087.085N10minmin2s2PFZ15843.29sin3.1 高速级齿轮传动设计3.1.1 原始数据输入转矩 = = NmmT519.n0P47.60小齿轮转速 = 480r/minI齿数比= 3.8由电动机驱动单向运转、双班制工作、工作寿命为 15 年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。 （设每年工
13、作日为 300 天）3.1.2 设计计算一 选精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮2 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动。小齿轮材料：40cr 调质 HBS1=280接触疲劳强度极限 MPa lim50H弯曲疲劳强度极限 Mpa 1FE大齿轮材料：45 号钢调质 HBS2=240接触疲劳强度极限 MPa （由1P206 图 10-21c） lim250H弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1P204 图 10-20b）38FE3 精度等级选用 7 级精度4 初选小齿轮齿数 1Z大齿轮齿数 Z2 = Z1 = 173.989=68hi5 初选螺旋角 4t二 按齿面接触强
14、度设计计算公式：11设 计 计 算 及 说 明mm 32112HEdtt ZuTK1 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数 6.t小齿轮传递的转矩 = NmmT47510齿宽系数 d材料的弹性影响系数 区域系数 43.2HZ， 10.78706.12应力循环次数91hNnjL42308152.07361h825.913.8接触疲劳寿命系数 120.,.9HNHNK接触疲劳许用应力取安全系数 S1lim0.85 41HNMPa2li2.92 78.HNKS1248.41.2HMPa2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径 td13 21 )(HEdtt ZTK12设 计 计 算 及 说 明=61.4
15、83mm4 2312.67510.982.3189.()4td（2）计算圆周速度 1.431.523/6060tnVms（3）计算齿宽 b 及模数 mnt1.4831.dtb1cos6.cos3.5097tntmmz2.5.89hm6437.6.b4计算纵向重合度 =0.18tan14.378（5） 计算载荷系数 HVAHKK 使用系数 A0.1A 动载系数 V根据 v=1.541 m/s 7 级精度0.1K 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 HK根据小齿轮相对支承为非对称布置、7 级精度、 =1 d、b=61.483mm，得 KH =1.422 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数
16、F, ,417.32F 齿向载荷分配系数 、H.1FHK07.412.av13设 计 计 算 及 说 明（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 1d331 2.16.4867.458HttKd m（7） 计算模数 nm1cos67.4258cos13.84ndz三 按齿根弯曲强度设计 3 max21cos FSadn YZYKTm1 确定计算参数（1）计算载荷系数 K 1.0741.32958avF（2）螺旋角影响系数 Y根据纵向重合系数 ，得 0.881.903Y（3）弯曲疲劳系数 KFN得,10.85FN2.8FN（4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.40 得10
17、.85 30.574FNEKMPaS22.28.6114设 计 计 算 及 说 明（5）计算当量齿数 ZV133718.609cos4VZ取 19 2337.cs1V取 75（6）查取齿型系数 YF 应力校正系数 YS得 12.8537FaY2.8Fa06S1759S（7）计算大小齿轮的 并加以比较Fa10.438FaSY2.679aSF比较根据电动机驱动得 0.1A 动载系数 V根据 v=0.547m/s、 7 级精度1.02VK 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 HK根据小齿轮相对支承为非对称布置、7 级精度，得 1.426HK 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 F根据 b/h
18、=10.54、 1.426H1.35FK 齿向载荷分配系数 、HFK假设 ，根据 7 级精度，软齿面传动，得mNbtA/10/1.4HF =11.021.41.426=1.9278HVAK18设 计 计 算 及 说 明(6) 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 3dmm33/78.42.06/1.94.06tHtdKD3=95mm(7) 计算模数 nmmm3cos94.06cos143.82ndz三 按齿根弯曲强度设计 3 max23cosFSadn YZYKTm1 确定计算参数（1）计算载荷系数 K 1.02351.49278AVF（2）螺旋角影响系数 Y根据纵向重合系数 ，得.00.8
19、8Y（3）弯曲疲劳系数 KFN得30.85FN40.8FN（4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 得330.85 30.5714FNEKMPaS:44.2.6F（5）计算当量齿数 ZV取 27332.7cos14VZ19设 计 计 算 及 说 明取 79433728.17cosVZ（6）查取齿型系数 YF 应力校正系数 YS得 32.59FaY42.Fa16S1768S（7）计算大小齿轮的 并加以比较Fa32.591.60.37237FaSY48.45aSF比较取 A 0 =110考虑到此段轴需要与 v 带连接，所取的轴径应与所选用的 v 带轮的轴孔直径相适应，与电机 0.
20、8 倍轴伸直径的大小作比较。，330.8121.940PdAmn考虑到此轴需要开一个键槽，25.475(1+5%)=22.03mm所以，dmin=d1=24(取圆整) （d1 为最小段轴的轴径）毂轮长度即最小轴长度 L1=50mm,21设 计 计 算 及 说 明第二段轴 d2=d1+(510)=32第三段轴 d3=d2+(15)=3 第三段轴也为轴承内径（此轴外套滚动轴承）取深沟球轴承中窄系列；d=35 对应可以选择轴承 7307AC，则对应与 D=80(外径),B=21, d4=40mmd5=da1=67.199mm (第五段轴外也套一滚动轴承)L 的确定：L1=50mm。L2 为第一段轴下
21、端到轴承上端面的距离。尺寸分析详见 L2=60 ,L3 为轴承上端面到箱体内壁的距离 L3=B=21同理，参见均可计算出长度L4 由结构定轴上带的周向定位均采用键联结。取轴段倒角均为 245，各轴肩处圆角半径 R=2.0mm.L1 段键为 C 型键，b*h=8*74.2 中间轴的结构设计4.2.1 中间轴上的功率 P 、转速 n 、转矩 TP =3.61228kwn =120。33091r/minT =286.6867KNmm4.2.2 确定轴的具体尺寸中间轴选用材料:45 号钢, 调质处理取 A 0 =110确定轴的最小直径: 33min.612834.09Pd md1=dmin (第一段轴
22、即为最小轴径轴),d1=40(圆整) 此轴为一对滚动轴承的内径。取角接触球轴承系列。d=40 对应可以选择轴承 7308AC，则对应与 D=90(外径),B=23。d2=da2=93mm，d3=45d4=55又第二段轴处齿轮的同向定位采用键联接 键的尺寸为 16*10确定 L 的长度：即 L1=B=2322设 计 计 算 及 说 明同理，其余各结构尺寸可得：L2=100L3=15L4=70L5=40取轴段倒均为 245，各轴肩处的圆角半径 2mm4.3 低速轴的结构设计4.3.1 低速轴上的功率 P 、转速 n 、转矩 TP =5.082 kwn =50.192 r/minT =966949
23、Nmm4.3.2 确定轴的最小直径低速轴选用材料：45 号钢，调质处理。 取 A 0 =110 33min0.481.Pdm由于需要考虑轴上的键槽放大 5%-7%，d 0 =49.93mm 整合为 50mm%)5(in另因此段轴需与联轴器连接，所取的轴径应与所选用的联轴器的轴孔直径相适应 。由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性套柱销联轴器，查表，使用 HL44.3.3 轴的结构设计(直径,长度来历)一 低速轴的结构图 二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度23设 计 计 算 及 说 明
24、(1)段与联轴器配合取 dI-II=55 mm，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取 LI-II=112 mm。 (2)为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩，毡圈油封的轴径取 dII-III=60 mm取 LII-III=71mm。(3)轴肩为非定位轴肩，初选滚动轴承为 6314取 dIII-IV =65mm, 考虑轴承定位稳定，L III-IV略小于轴承宽度加挡油环长度取 LIII-IV=33mm。(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸取 dIV-V =70mm，L IV-V =90mm(5)轴肩、为定位轴肩取 dV-VI=75mm，L V-VI=1
25、5mm(6)段安装齿轮，由低速级大齿轮内径取 dVI-VII=68mm考虑齿轮轴向定位，L VI-VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取 LVI-VII =70mm。(7)轴肩至间安装滚动轴承为 7314取 dVII-VIII =65mm24设 计 计 算 及 说 明根据箱体结构 取 LVII-VIII=58mm轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。由2P119 表（11-5） ，取轴端倒角 1.545 ，各轴肩处圆角半径 R=2.0mm5.2 减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作
26、轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。轴号 型号 7307 7308 7313五 轴的强度校核一、高速轴1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为 d1=67.199Fte= N1250.6Tdtan84.3cosrete210.5aet大带轮与轴的配合为 ，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺76Hr寸公差为 m6.求两轴承所受的径向载荷 和1rF2r带传动有压轴力 (过轴线，水平方向)， 。P NFp5.219将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一 25设 计 计 算 及 说 明图二图三注图二中 通过另加弯
27、矩而平移到作用轴线上aeF图三中 通过另加转矩而平移到指向轴线t05.13.291058.726.5973)5410(2 HrNFr6NFpvreH.021同理 15)405(2tevr vr2.95226设 计 计 算 及 说 明NFvrtevr 5.10721Hrrr 839vrrr 46222 、求两轴承的计算轴向力 和1aF2对于 型轴承，轴承的派生轴向力70AC0.68drFNFrd.26478.118321.0ddae故 ，F17Fa1.264723、求轴承的当量动载荷 和1P2对于轴承 1 68.079.raF对于轴承 2 ra查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承
28、1 ，0.4X1.87Y对于轴承 2 , NFfPar3.29)(111YX8475224、求该轴承应具有的额定载荷值因为 则有12P9.45063,1hLnC故 符合要求。7A27设 计 计 算 及 说 明5、弯矩图的计算垂直面： , ,则其各段的弯矩为：NFVN5.107NFV2.0952BC 段：由弯矩平衡得 M- )105(.1071 xMxFNVCD 段：由弯矩平衡得 1590(.315.107)105(1 xxMxFMtNVNm.3.7水平面： 则其各段弯矩为：NH741H26NFP.29AB 段：则 xM5.219)5.130(28设 计 计 算 及 说 明BC 段：则 3.49
29、1862.50)5.13( xMxFxFMPNH )5.236.(xCD 段：则 0)5.236()5.13( arNHP MxFxFM7609425.289做弯矩图如下29设 计 计 算 及 说 明30设 计 计 算 及 说 明从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的 、 及 的值列于下表CHMV表 3载荷 水平面 垂直面 V支持力 FNHr7.340126NFr5.107V292弯矩 Mm581H4.372 mM.3总弯矩 NV7.1264211H322扭矩 TNm937110、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面( 即危险截面 C)的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计0.6算应力 aBca MPWT08.25)(12前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查表可得 ，因此 ，故安全。160aMP1ca6、键的校核高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（C 型）根据 ，从表 6-1 中查得键的截面尺寸为：宽度： 高度： ,由轮md25 10,bm8hm毂宽度并参考键的长度系列，取键长为： 63Lm键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得 1205PaMP
