1、目录一.传动装置的总体设计 .11.1 分析或确定传动方案 .11.2 选择电动机 .21.3 计算传动装置的总传动比并分配传动比 .31.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数 .3二.传动零件的设计计算 .42.1 选择材料、热处理方式及精度等级 42.2 确定计算公式 52.3 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸 52.4 低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸 8三.轴的设计计算 113.1 高速轴设计计算 .113.2 中间轴的设计计算 123.3 输出轴的设计计算 143.4 输出轴的校核计算 .15四.键的设计和计算 19五.校核轴承寿命 19六.联轴器的选择 206.1 输入
2、轴联轴器 206.2 输出轴联轴器 20七. 减速器附件及其说明 .20八.整体结构的的最初设计 21九.参考文献 221一传动装置的总体设计1.1 分析或确定传动方案1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机传送带组成。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 其传动方案如下：图一：传动方案简图根据要求，选用二级斜齿圆柱齿轮减速器，将动力传送到传送带上，实现传送带预先设计的参数及其相应的功能。设计的原始数据要求：传送带的初拉力：F=2400N传送带卷筒直径：d=300mm传送带带速：v=1.0m/s关于
3、减速器的生产和工作的要求：机器产量为大批量；机器工作环境为清洁；机器载荷特性为平稳载荷；机器最短工作年限为六年二班。21.2 选择电动机1.2.1 选择电动机的结构形式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。并按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构，电压为 380V。1.2.2 选择电动机的容量（功率）首先计算工作机有效功率： KWFvW4.210P式中， F传送带的初拉力，由设计原始数据，F=2400N；V传送带的带速，由
4、设计原始数据， V=1.0m/s。从原动机到工作机的总效率： 0.960.8504423129.04.297.0式中， 联轴器传动效率，由参考文献1P81 页表 9.1， ；10.9轴承传动效率，由参考文献1P81 页表 9.1，齿轮啮合效率， ；30.97卷筒传动效率， 。46则所需电动机功率： kW82.50.4WdP1.2.3 确定电动机的转速工作机卷筒轴的转速： sadDV/r7.6301106nW式中，d传送带卷筒轴直径。由设计原始数据，d=300mm。二级圆柱齿轮减速器传动比 =840，所以电动机的转速的可选范围为:i=(840)63.7=（509.62548.0）r/min.dn
5、W3符合这一范围的同步转速为 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、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1000 r/min 的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由参考文献1P142 页表 14.1，选定电动机型号为Y132S-6，其主要性能如下表所示。电动机型号 额定功率/kW同步转速/（rmin）满载转速(rmin)Y132S-6 3 1000 960 2.0 2.01.3 计算传动装置的总传动比并分配传动比1.3.1 总传动比 由选定的电动机满载转速 和工作机主动轴转速 ，可得传动装置总传动比为mn
6、 / 960/63.715.07i1.3.2 分配传动比 式中 分别为一级、二级齿轮传动比。i12i21,i考虑润滑条件，为使俩大齿轮直径相近。高速级传动比为 1ii4.4.59，则 3.28。07.542i1/i1.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数1.4.1 各轴的转速： 960r/min轴 nm 960/4.59 209.15r/min轴 ： 1/i / 209.15 /3.28=63.76r/min轴 ： 2= =63.7r/min卷 同 轴 ： 卷n1.4.2 各轴的输入功率： 2.820.992.79kW轴 Pdp1 2 2.790.990.972.68kW轴 ： 3 2 2.6
7、80.990.972.57kW轴 ： 21=2.570.990.992.52kW卷 同 轴 ： 卷 1.4.3 各轴的输入转矩4电动机轴的输出转矩 =9550 =95502.82/960=2.81 NmmdTmdnP410： =2.81 0.99=2.78 Nmm轴 1404 =2.78 4.590.990.97=1.22 Nmm轴 ： i2315 =1.22 3.280.990.97=3.86 Nmm轴 ： T5 10= =3.86 0.990.99=3.78 Nmm。卷 同 轴 ： 卷 2105整理以上数据，制成表格以备用户随时方便查阅。减速器运动学和动力学参数一览表轴名 功率 /PKW转
8、矩 /T()Nm转速 /n1(i)r传动比 i效率 电机轴 2.82 42.810960 1 0.99轴 2.79 79604.59 0.96轴 2.68 51.20209.153.28 0.96轴 2.57 3.8663.76卷筒轴 2.52 5.71063.76 1.00 0.98二、传动零件的计算2.1 选择材料、热处理方式及精度等级考虑到带式运输机为一般机械，且该齿轮传动为闭式传动，故大、小齿轮均选用 45 钢，采用软齿面，由表 6.2 得：小齿轮调质处理 ，齿面硬度为217255HBW，平均硬度为 236HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为 190HBW。
9、大小齿轮齿面硬度差为 46HBW，在3050HBW 范围内，选用 8 级精度。取高速级小齿齿数 =20，高速级大齿轮 Z =iZ =4.5920=91.8,取1Z21Z =91 齿。取低速级小齿轮 3 齿数 =19 齿，大齿轮 4 齿数2 3= 3.28=62.89.取 =63。434根据所选齿数重新修订减速器运动学和动力学参数。5减速器运动学和动力学参数更新后一览表轴名 功率 /PKW转矩 /T()Nm转速 /n1(i)r传动比 i效率 电机轴 2.82 42.810960 1 0.99轴 2.79 79604.55 0.96轴 2.68 51.20210.983.31 0.96轴 2.57
10、 3.863.74卷筒轴 2.52 5.71063.74 1.00 0.982.2 确定计算公式由于是闭式软齿面齿轮传动，其主要失效形式是齿面接触疲劳点蚀。故按照齿面接触疲劳强度进行设计，再对齿根弯曲疲劳强度进行校核。2.3 高速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动：（由参考文献1P103页式 6.8） 2131 )(2HEdtt ZuTK式中各参数为：1) 小齿轮传递的转矩， =2.78 Nmm。402) 设计时，因 v 值未知， 不能确定，初取 =1.6。 t3) 由参考文献1P104 表 6.6 取齿宽系数 =0.9。d4) 初选螺旋角
11、 =15，由参考文献1图 6.15 选取区域系数 Z =2.43 H5) 由参考文献1P103 页表 6.5 查得弹性系数 。6) 齿数比 u= =4.55。17) 由参考文献1P99 页式 6.1，端面重合度： 684.15cos9120.38.1cos12.38.2 Z由参考文献1P99 页式 6.2， 轴面重合度： 537.tan09.318.0tan0.318d 6由参考文献1P104 图 6.16 查得： =0.775。Z8) 由参考文献1图 6.26 查得螺旋角系数 =0.989) 由参考文献1P116 式 6.26，许用接触应力 ,。由参考文献1P115 图 6.29（ e） 、
12、图 6.29（a）得接触疲劳极限应力=570MPa =410MPa 。1limH2limH小齿轮 1 与大齿轮 2 的应力循环次数分别为：N =60n a =60960（282506）=1.38210 h1hL9N = h2 891 1037.5.4038i 由参考文献1P116 图 6.30 查得寿命系数 ： =1.0， =1.11。NZN2由参考文献1P116 表 6.7，取安全系数 = =1570=570 H1lim1ZNSMPa = =1.11410=455.12li2H故取 245.1HPa初算小齿轮 1 的分度圆直径 ，得 2131 )(HEdtt ZuTK=34 221.6780
13、.589.2430.75.98( )41.91m确定传动尺寸：1)计算载荷系数 KK =1.01.151.121.2=1.5456。VA式中， 使用系数。由参考文献1P95 页表 6.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取动载系数。分度圆上的速度为 106ndtsm/617.1069.324.7故由参考文献1P96 页图 6.7 查得 K =1.15。V齿向载荷分布系数。由参考文献1P96 页图 6.12，因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数 K =1.12。齿间载荷分配系数。由参考文献1P99 页表 6.4，未经表面硬化的 8 级精度斜齿轮取 K =1.2。2) 对 进行修
14、正:d =d =41.4 =40.91tt3/K6.1543m3) 确定模数= 取 =2mmnm1cos40.9cos5.972Zn4) 计算传动尺寸中心距： a= = =115.916mm， 圆整为 115mm。cos2)(1nz15cos)(螺旋角 = =15921。 12()(209)arsar15.6nmz其它传动尺寸： mZn 4.56.cosd11mn .180.922 ，取 38mm。.374db1= +（510）mm， 取 =45mm。21b齿根弯曲疲劳强度校核： FSFnFYdbmKT12 K、T、 、 同上 K=1.5456、T=2.78 N.mm、 =2、 =41.44m
15、m 1 410 1 计算当量齿数 / 20/ cos 15.156 22.24111cos3 3 / 91/ cos 15.156 101.19622cos3由参考文献1图 6.20 查得 =2.72， =2.21FY2F由参考文献1图 6.21 查得 =1.55， =1.8SS 由参考文献1 由图 6.22 查得重合度系数 =0.748 由参考文献1 由图 6.28 查得螺旋角系数 =0.88 Y 由参考文献1 图 6.29 （f ）、图 6.29 （b）查得弯曲疲劳极限应力， 小齿轮大齿轮lim120FaMPlim2170FaMP由参考文献1图 6.32 查得弯曲疲劳寿命系数：Y =Y =
16、1.01N2由参考文献1表 6.7 查得弯曲疲劳安全系数: =1.25(1%失效概率) = MPaF1li16.25NFKS =2lim703Pa.F1 141146.8102.80.742.3676a2FS FnTY MPbd =F296.75.3.71212 SF 1MPa结论：满足齿根弯曲疲劳强度。高速级齿轮参数列表法向模数 分度圆直径(mm)齿宽 齿数 螺旋角 中心距a(mm)小齿轮 41.44 45 20大齿轮2188.56 38 91 159211152.3 低速级齿轮，初定齿轮传动及齿轮主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度设计齿轮传动：(由参考文献1P103 页式
17、6.8）按齿面接触疲劳强度设计： 2131 )(2HEdtt ZuTK式中各参数为：1)小齿轮传递的转矩， = 。5.02）设计时，因 v 值未知，K 不能确定，初取 =1.6。t3）由参考文献1P104 表 6.6 取齿宽系数 =1.1。d4）初选螺旋角 =15，由参考文献1 图 6.15 选取区域系数 Z =2.43。 H5)由参考文献 1P103 表 6.5 查得弹性系数 。6）齿数比比 u= =3.31。7）由参考文献1P99 页式 6.1，端面重合度： 608.15cos631921cos12.38.12 Z9由参考文献1P99 页式 6.2，轴面重合度：d10.38Ztan0.38
18、1.9tan51.78o由参考文献1 P104 页图 6.16 查得： =0.775。Z8）由参考文献1图 6.26 查得螺旋角系数 =0.98。9）由参考文献1P116 页式 6.26，许用接触应力 ,由参考文献1P115 图 6.29（ e） 、图 6.29（a）得接触疲劳极限应力 =570MPa 1limH=410MPa 。2limH小齿轮 1 与大齿轮 2 的应力循环次数分别为N =60n a =60210.98（282506）= hhL 83.0N = h 2 781 16.93.0i 由参考文献1 P116 图 6.30 查得寿命系数 ： =1.1, =1.2（允许局部点蚀） 。N
19、Z2由参考文献1 P116 表 6.7，取安全系数 = =1.1570=627 H1SN1limZMPa = =1.2410=492 2H2li故取 。249Pa初算小齿轮 1 的分度圆直径 ，得 2131 )(2HEdtt ZuTK=35 2.603.189.430.75.98( )61.2m确定传动尺寸:计算载荷系数 KK =1.01.071.121.2=1.43。VA式中， 使用系数。由参考文献2P95 页表 6.3，原动机和工作机工作特性均是均匀平稳，故取10动载系数。分度圆上的速度为:106ndt3.461.20.98.6/ms故由参考文献2P96 页图 6.7 查得 K =1.07
20、。V齿向载荷分布系数。由参考文献2P98 页图 6.12，因为小齿轮是非对称布置的，故查得齿向载荷分布系数 K =1.12。齿间载荷分配系数。由参考文献2P99 页表 6.4，未经表面硬化的 8 级精度斜齿轮取 K =1.2。对 进行修正：3dt= =61.1 =58.8tt/31.46m确定模数= ，按照表 6.1 取 =3mmnm3cos58.cos12.98dZnm计算传动尺寸中心距： a= = =127.3 ，圆整为 130mm。cos2)(43nmz(63)cos15螺旋角 = =14255。34()(9)arsars14.230nz值与初选值相差较大，需修正与 值相关的数值。其它传
21、动尺寸： 3319d6.85cos4.nmZm44 .1.n取 65mm。d3b.6854.7= +（510）mm， 取 =70mm。43b齿根弯曲疲劳强度校核 32FFSFnKTYbmd K、T、 、 同上 K=1.43、T=1.21 N.mm、 =3、 =58.85mm 1 510 311 计算当量齿数 / 19/ cos 14.4 20.913VZcos3 3 / 91/ cos 14.4 69.344cos3由参考文献1图 6.20 查得 =2.75， =2.251FY2F由参考文献1图 6.21 查得 =1.52， =1.75SS 由参考文献1图 6.22 查得重合度系数 =0.73
22、 由参考文献1图 6.28 查得螺旋角系数 =0.98 由参考文献1 图 6.29 （f ）、图 6.29 （b）查得弯曲疲劳极限应力， 小齿轮，大齿轮lim320FaMPlim4170FaMP由参考文献1图 8.30 查得得弯曲疲劳寿命系数: = =1.0。3NY4由参考文献1表 6.7 查得弯曲疲劳安全系数 S=1.25(1% 失效概率) = MPaF1li126.5NFKS =2lim2703Pa.F1 15114.2.7120.3980.76a658FS FnTY MPbd 136MPa2211 F290. 9.7FS 结论：满足齿根弯曲疲劳强度低速级齿轮参数列表法向模数 分度圆直径(
23、mm) 齿宽 齿数 螺旋角 中心距 a(mm)小齿轮 61.85 70 19大齿轮3198.15 65 63 14255130三、轴的设计计算3.1 高速轴的设计计算1. 轴的基本参数-轴： 2.820.992.79kWPdp1 =2.81 0.99=2.78 NmmT40410n=960r/min 2. 选择轴的材料选用 45 号钢调质处理，获得良好的综合机械性能。3.初算轴颈按扭转强度计算：12md13.59607.21nPC33mi 考虑到轴上键槽适当增加轴直径， 。ind.051.89式中，C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献2P197 页表 9.4，考虑扭矩大于弯矩，取小值，C=
24、106。P轴传递的功率。n轴的转速。4. 轴承部件的结构设计(1)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：输入轴的草图 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。图二：高速轴结构图(2)轴端 1本设计中 就是轴段直径，又考虑到轴段 1 上安装联轴器，因此 1 的设计与d联轴器同时进行。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。查参考文献1表 12.1，取 。则由计算转矩1.5AK=41.7N
25、.m44(.)2780.1cTNmT考虑电机输入轴直径为 38mm，由参考文献2表 13.1 中的 LH3 联轴器满足条件。选用 J1 型轴孔 A 型键。联轴器长 L=60mm。与 LH3 对应的最小轴径为 30mm，轴段 1 的长度应比联轴器的轴孔长度略短，故取 =58mm。1（3）轴段 2在确定轴段 2 的直径的时候，应该同时考虑联轴器的固定与轴承端盖的密封两个方面，当 dn 1.5 mm(r/min)时，采用脂润滑，又因工作环境清洁，则采用毛毡圈进行密封。P2所以 P=2960.5N，只需校核轴承 的寿命（3）校核轴承寿命轴承在 以下工作，由参考文献1表 10.10 查得 。载荷平稳，由
26、参10C 1Tf考文献1表 10.11 查得 ， 。1.05pf:1.pf取轴承 I 的寿命为 663 310.8L()()7065.()7429.Trhpf hnP已知减速器使用 6 年，两班工作制，则预期寿命h2058h显然 hL故轴承寿命很充裕。六、联轴器的选择6.1 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 Y132S-6，由参考文献2P132 页表 13.1 选取 LH3 型号，公称转矩 650 Nm，满足使用要求。输入端选取直径为 30mm 的联轴器，J1 型接口，长度 L=60mm。6.2 输出轴联轴器输出联轴器根据输出轴尺寸，由参考文献2P14
27、0 页表 13.6 选取 KL6 型号无弹性元件的挠性联轴器。联轴器内径选取 38mm，J1 型接口，长度 L=60mm。七、减速器附件及其说明由于是大规模生产，减速器的箱体采用铸造箱体。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 传动零件齿合区的位置，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。B 放油孔及放油螺塞：22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。选取 M14 的螺塞。具体尺寸见参考文献3
28、P20 页。C 油面指示器：选取杆式油标。选取 M12 的油标。具体尺寸见参考文献3P19 页，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。由于是在清洁无尘的环境下，只需使用简易通气孔。选取 M20 1.5 的简易通气孔。具体尺寸选取查阅参考文献3P19 页。E 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 M8 20 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
29、，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，选取公称直径为 6 的圆锥销。具体尺寸见参考文献2P142 页表 11.30 圆锥销（GB/T117-2000）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.吊钩尺寸由参考文献3P20 页的经验公式选取。H 调整螺钉查阅参考文献2P131 页，GB/T73-1985 选取 M8 的紧定螺钉，作为调整螺钉。八、整体结构的的最初设计1.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/mm D/mm B/mm输入轴 7208C 40 80 18中间轴 7208C 40 80 18输出轴 7
30、209C 45 85 192.轴承润滑方式及密封方式齿轮 1 线速度与齿轮 2 的线速度相等，即：，21.73/(60/2/)vmsnd但是考虑此处线速度并不是很大，而且减速器的尺寸比较大，有六个轴承，综合考虑采用脂润滑，需要挡油环。 工作环境清洁，密封方式采用毛毡圈密封方式。3.确定轴承端盖的结构形式为方便固定轴承、实现较好的密封性能以及调整轴承间隙并承受轴向力的作用，初步选用凸缘式轴承端盖。234确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸由于需要大批量生产，需要考虑工作性能以及成本问题，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 8机盖壁厚 1
31、8机座凸缘厚度 b12机盖凸缘厚度 12机座底凸缘厚度 p20地脚螺栓直径 fd16地脚螺栓数目 n4轴承旁连接螺栓直径 112机盖与机座连接螺栓直径 28连接螺栓 的间距2dl100轴承端盖螺钉直径 3d8窥视孔盖螺钉直径 46定位销直径 6、 、 至外机壁距fd12离1c22、18、13、 至凸缘边缘距离12 216、11轴承旁凸台半径 1R2凸台高度 h43外机壁至轴承座端面距离 l42内机壁至轴承座端面距离 250大齿轮顶圆与内机壁距离 110齿轮端面与内机壁距离 10机盖、机座肋厚 、m、16.8轴承端盖外径 2D120/112/125轴承端盖凸缘厚度 e8其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。九. 参考资料:1.机械设计高等教育出版社 宋宝玉 王黎钦 主编2.机械设计课程设计哈尔滨工业大学出版社 宋宝玉 主编3.简明机械设计课程设计图册哈尔滨工业大学出版社 宋宝玉 主编
