1、目录一、传动装置的总体设计 1（一）选择电动机 11.选择电动机的类型 .22.选择电动机的容量 .23.确定电动机转速 2（二）计算传动装置的总传动比 31.总传动比 为： 3i2.分配传动比： 3（三）计算传动装置各轴的运动和动力参数 31.各轴的转速 .32.各轴的输入功率 33.各轴的输出转矩 4二、传动零件的设计计算 4（一）高速齿轮传动 41.选择材料、热处理方式及精度等级 .42.初步计算传动主要尺寸 .4（二）低速级直齿圆柱齿轮传动设计 9（三）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。 、 13三.轴的设计计算 14(一)高速轴(轴)的设计计算 14(二 )中间轴(轴)的设计
2、计算 .18(三)输出轴(轴)的设计计算 24四.减速器附件的设计 30五.参考文献 30哈尔滨工业大学机械设计课程设计2一、传动装置的总体设计（一）选择电动机1.选择电动机的类型根据参考文献 2，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。2.选择电动机的容量工作机的有效功率为： 20.85P1.71WFvkWK从电动机到工作机传送带间的总效率为： 2413式中： 分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。联轴器4、 、 、选用弹性联轴器，轴承为角接触球轴承，齿轮为 8级精度齿轮，由参考文献 2表 9.1取 。则：1=0.99,2=0.99,
3、3=0.97,4=0.96=2142234=0.9920.9940.9720.96=0.85所以电动机所需要的工作功率为：=1.70.85=23.确定电动机转速按参考文献 2表 9.2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为：840i:=601000 =6010000.85250 =65 /所以电动机转速的可选范围为： (840)65(20)/mindwni r: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、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 1000r/m
4、in的电动机，另需要其中电机工作所需额定功率： 。edP根据电动机类型、容量和转速，查表 15.1选定电动型号为 Y112M-6，其主要性能如下表：电动机型 额定功率 满载转速 启 动转 矩额 定 转 矩 最大 转 矩额 定 转 矩哈尔滨工业大学机械设计课程设计3号 /Kw /(r/min)Y112M-6 2.2 940 2.0 2.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表：型号 H A B C D E F*GD G K b b1 b2 AA HA L1Y112M-6 112 190 140 70 28 60 8*7 24 12 245 190115 50 15 400电动机的外形尺寸图如下：（
5、二）计算传动装置的总传动比1.总传动比 为：i=94065=14.462分配传动比： i 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取 ，故：i 1.41= 1.4= 1.414.46=4.52=14.464.5=3.21（三）计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速 轴 1=940 / 轴 2=11=9404.5=208.9/ 轴 3=22=208.93.21=65 /卷筒轴 =3=65 /2.各轴的输入功率 轴 1=1=20.99 =1.98 轴 2=123=1.980.99 0.97=1.9 轴 3=223=1.90.99 0.97=1.83哈尔滨工业大学机械设计课程设计4卷筒轴 卷
6、 =321=1.830.99 0.99=1.793.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩 为dT=9.55106=9.551062940=2.03104 所以： 轴 1=1=2.031040.99 =2.01104 轴2=1231=2.011040.99 0.974.5 =8.69104 轴3=2232=8.69104 0.99 0.973.21 =2.68105 卷筒轴 卷 =321=2.68105 0.99 0.99=2.63105 将上述计算结果汇总于下表得 :轴名 功率 kW 转矩 T/(Nmm) 转速 n/(r/min) 传动比 i 效率 电机轴 2 2.01104 940 1 0.99
7、轴 1.98 2.01104 940 4.5 0.96轴 1.90 8.69104 208.9轴 1.83 2.68105 65 3.21 0.96卷筒轴 1.79 2.63105 65 1 0.98二、传动零件的设计计算（一）高速齿轮传动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，故大小齿轮均选用 45钢，采用软齿面，小齿轮调质处理，齿面硬度为 215255HBW，平均硬度 236 HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度162217HBW，平均硬度 190HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为 46HBW，在 3050HBW范围内。选用 8级精度。2.初步计算传动主要尺寸由于是软齿面
8、闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行。由参考文献 1式（ 6.21） ，即哈尔滨工业大学机械设计课程设计51321+1 ( )2式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩 =2.01104 2) 设计时，因 v值未知， 不能确定，故可初选载荷系数 ，本题初 =1.11.8选 =1.43) 由参考文献 1表 6.6取齿宽系数 。=1.04) 由参考文献 1表 6.5查得弹性系数 。=189.85) 初选螺旋角 ，由参考文献 1图 6.15查得节点区域系数为 。=15 =2.436)齿数比 。u=1=4.57) 初选 ,则 ，取 。1=19 2=21=4.519=85.52=86由参考文献 1式（ 6.1
9、）得端面重合度=1.883.2(11+12)=1.883.2(119+186)15=1.62由参考文献 1式（ 6.2）得轴面重合度=0.3181=0.3181.01915=1.62由参考文献 1图 6.16查得重合度系数 。=0.798) 由参考文献 1图 6.26查得螺旋角系数 。=0.989）许用接触应力由参考文献 1式（ 6.26） ，即 算得。=由参考文献 1图 6.29e,图 6.29a得解除疲劳极限应力。1=570,2=390小齿轮 1和大齿轮 2的应力循环次数分别为1=60 10=609401.0282506=1.35361092=1 =1.35361094.5 =3.0108
10、哈尔滨工业大学机械设计课程设计6由参考文献 1图 6.30查得寿命系数 。1=1.0,2=1.15由参考文献 1表 6.7，取安全系数 ，得=1.01=11 =1.05701.0=5702=22 =1.123901.0 =448.5故取 。=2=448.5初算小齿轮 1的分度圆直径 ,得11321+1 ( )2=321.42.011041.0 4.5+14.5(189.82.430.790.98448.5 )2=35.19 3.确定传动尺寸1）计算载荷系数。由参考文献 1表 6.3查得使用系数 。=1.0v= 11601000=35.19940601000 =1.73由参考文献 1图 6.7得
11、动载荷系数 。=1.1由参考文献 1图 6.12得齿向载荷分布系数 (设轴刚性大 )。=1.18由参考文献 1表 6.4得齿间载荷分布系数 ，则=1.2=1.01.11.181.2=1.55762）对 进行修正。因 K于 有较大差异，故需对按 值计算出的 进行修正，1 1即1=13=35.1931.55761.4=36.463)确定模数 。=11 =36.461519 =1.85由参考文献 1表 6.1，取 。=24)计算传动尺寸哈尔滨工业大学机械设计课程设计7中心距：=(1+2)2=2(19+86)215 =108.7圆整为 ,则螺旋角=110=(1+2)2 =2(19+86)2110=17
12、.34所以1=1= 21917.34=39.812=2= 28617.34=180.19=1=139.81=39.81取 , ,取 。2=401=2+(510)1=454.校核齿根弯曲疲劳强度由参考文献 1式 (6.20)，即=211式中各参数：1） K=1.5576、 、 、 、 =2.01104=401=39.81。=22） 齿形系数 和应力修正系数 。 当量齿数1= 13= 1917.343=21.852= 23= 8617.343=98.88由参考文献 1图 6.20查得 。1=2.68,2=2.25由参考文献 1图 6.21查得 1=1.55,2=1.853) 由参考文献 1图 6.
13、22查得重合度系数 。=0.724）由参考文献 1图 6.28查得螺旋角系数 。=0.85哈尔滨工业大学机械设计课程设计85）许用弯曲应力可由参考文献 1式（ 6.29） ，即 算得。=由参考文献 1图 6.29f,图 6.29b查得弯曲疲劳极限应力, 。1=220 2=170由参考文献 1图 6.32查得寿命系数 。1=2=1.0由参考文献 1表 6.7查得安全系数 ，故=1.251=111 =1.02201.25 =176 2=222 =1.01701.25 =1361=211=21.55762010040239.812.681.550.720.85=49.988.75mm，所以齿轮 3不
14、需要做成齿轮轴。轴段 3的轴肩也为 ，=(0.070.1)2=(0.070.1)29=(2.032.9)轴肩取 2.5mm,则直径为 。3=34(3)轴段长度确定轴段 4长度略短于齿轮 2轮毂长度，齿轮 2轮毂长度为 40mm，则取 ，4=39轴段 3长度 。3=4=8.5轴段 2的长度应该略短于齿轮 3宽度，齿轮 3宽度为 72mm，则 。2=71轴段 1和 5长度等于轴承宽度、挡油板宽度以及轮毂宽度与该轴段长度差值之和，则 ，挡油板宽度取 22.5mm， ，挡油板宽度取 20mm。5=38.5 1=367.轴上键校核轴段 2， 4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，轴段上键长大于所需最短
15、工作长度即可。连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用 45号钢，查参考文献 1表 4.1可得：，取 。由参考文献 1式 4.1需满足挤压强度条1250pMPa:130pPa哈尔滨工业大学机械设计课程设计23件：2ppTdkl其中由轴的直径 29mm，查参考文献 2表 11.27，可取键的尺寸 bh=87mm。22=28.69104130293.5=13.2轴段 2长 71mm，则键可选长度为 63mm。轴段 4长 39mm，则键可选长度为 36mm。8.中间轴的强度校核（ 1）轴的受力简图R1HV Fr3tFr2tFa2RH2V（ 2）计算支反力2=222=28.69104180.19=964
16、.542=2=964.542017.34=367.782=2=964.5417.34=301.163=233=22.6810529 =2613.53=3=2613.520=951.25在水平面上哈尔滨工业大学机械设计课程设计241=951.25101367.7837.5301.1690154.5 =357.152=231=951.25367.78357.15=223.24在垂直平面上1=2613.5101+964.5437.5171.5 =1842.62=2+31=(2613.5+964.541842.6)=1635.4轴承 1的总支反力 1=12+12= 357.152+1842.62=18
17、75轴承 1的总支反力 2=22+22= 223.242+1635.42=1650（ 3）画弯矩图和扭矩图 R1HV Fr3tFr2tFa2R2HV由弯矩图和扭矩图可知，轴的危险截面是齿轮 3中心剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故剖面左侧为危险截面。抗弯截面模量W=0.13()22 =0.129364(294)2229 3=2180.33哈尔滨工业大学机械设计课程设计25抗扭截面模量W=0.23()22 =0.229364(294)2229 3=4619.23弯曲应力=100413.72180.3=46=46=0扭剪应力=869004619.2=18.8=2=18.82=9.4
18、危险截面的当量应力=2+4()2=49查表得 =75MPa1因为 ，所以轴的强度满足要求。11=2+=961.162=2=660比较两轴承的受力，知只需校核轴承 1。由。查表 10.13得1/0=961.1623800=0.040,11=961.161875=0.51e=0.43。故 e,X=0.44,Y=1.20。11=0.51当量动载荷 ， =1+1=0.441875+1.20961.16=1978因为轴承在 100 以下工作，查 1表 10.10的 ,同时载荷变动小，查 1表=110.11得 。=1.0所以哈尔滨工业大学机械设计课程设计26=10660()3= 10660208(1165
19、001.01978)3=46511已知带式输送机的使用寿命为 ,显然 。=622508=24000 所以寿命合格。(三)输出轴(轴)的设计计算1. 轴的基本参数 - 轴：3=22=208.03.21=64.8 /3=2232=8.69104 0.99 0.973.21 =2.68105 则经过计算可得作用在齿轮上的力：4=234=22.68105213.5=2510.54=4=2510.520=913.752.选择轴的材料考虑第三根轴传递力矩也较大，故选用 40Cr，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按照扭转强度条件初算轴的最小直径，39.551060.2 =333式中
20、d轴的直径；轴剖面中最大扭转剪应力， MPa；P轴传递的功率， kW；n轴的转速， r/min;许用扭转剪应力， MPa;C由许用扭转剪应力确定的系数；轴的材料初定为 40Cr，根据参考文献 1表 9.4查得 C=97 106，考虑轴端弯矩比转矩小，取 C=97。哈尔滨工业大学机械设计课程设计27所以333=9731.8364.8=29.54本方案中，轴颈上有两个键槽，应将轴径增大 10%，即29.54(1+10%)=32.494.选择联轴器为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，拟选用 LX型弹性柱销联轴器（ GB/T 5014-2003） 。计算转矩为 =1.5268=402根据 ，查
21、参考文献 2表 13.1LX型联轴器中确定选 LX2型联轴器（=402） 。其轴孔直径 ，最后确=560,=6300/ =(2035)定减速器高速轴轴伸出的直径 =355.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式考虑无轴向力的影响，本方案选用深沟球轴承。采用脂润滑，由于该减速器的工作环境清洁，故滚动轴承采用接触式密封，选用毛毡圈。6.确定轴承端盖的结构形式轴承端盖用以固定轴承，调整轴承间隙并承受轴向力。轴承端盖的结构形式选用凸缘式，用螺钉与机体轴承座连接。调整轴向间隙比较方便，密封性能好。轴承端盖的结构如左图轴承盖的厚度 ， 为螺钉直径，取螺钉 M8，=1.233则 =8mm，于是得 e=9.6m
22、m，取 e=10mm。3轴承盖直径为 ，2=+(55.5)3=85+(4044)=125129取 。2=125螺钉所在圆的直径 。0=0.5(+2)=0.5(85+125)=105根据轴承安装高度，取 。4=78根据毛毡圈密封，取 1=157.轴承部件的结构设计哈尔滨工业大学机械设计课程设计28(1)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：输出轴的草图如下图所示，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。(2)轴段直径设计轴段 7的直径，需要考虑到上述所求的 ，则 。=357=35考虑联轴器的轴向固定，轴肩，考虑毛毡圈密封的内=(
23、0.070.1)7=(0.070.1)35=(2.453.5)径系列，取轴肩 2.5mm，轴段 6直径 。6=40轴段 5与轴段 1要安装轴承，选轴承类型为深沟球轴承。根据 GB/T 2761994，初选轴承 6209， d=45mm，外形尺寸 D=85mm， B=19mm，轴件安装尺寸,轴段 5和轴段 1的直径为： 。=78， =52 5=1=45轴段 5与轴段 1的轴肩。取轴肩 h=3.5mm,则初=(0.070.1)1=(0.070.1)45=(3.154.5)算可得直径为 52mm， 2=4=52轴段 4的轴肩为 。=(0.070.1)4=(0.070.1)52=(3.645.2)轴肩
24、取 4mm,则直径为 =60mm。3d(3)轴段长度确定轴段 3取 10mm， 。3=10轴段 2长度略短于齿轮 4的轮毂宽度，齿轮 4的轮毂宽度为 67mm，则 ，2=65轴段 1长度等于轴承宽度、挡油板宽度，以及齿轮 4轮毂长度与轴段 2长度差值之和，取挡油板宽度 22mm， 。1=25+22+2=49轴段 5长度等于轴承宽度与挡油板宽度之和，取挡油板宽度 12mm，。5=19+12=31哈尔滨工业大学机械设计课程设计29轴段 4长度根据画图确定， 。4=51.5轴段 6长度等于轴承端盖总长度与联轴器端面到箱体轴承端盖的距离之和，。6=20+20=40轴段 7长度略短于联轴器长度，则取 。
25、7=75（ 4）轴上键校核输出轴轴段 7与轴段 2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。连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用 45号钢，查参考文献 1表 4.1可得：，取 。由参考文献 1式 4.1需满足挤压强度条1250pMPa:130pPa件：ppTdkl(i) 轴段 2与大齿轮连接处的键其中轴段 2的直径 52mm，可取键的尺寸 bh=1610mm。则可解得 : 23=22.68105130528=9.9此轴段键槽处为低速齿轮大齿轮： 4号齿轮，其齿宽为 67mm，轮毂宽度取 67mm，取键长为 63mm。(ii) 轴段 7与联轴器连接处的键其中轴段 7
26、的直径 35mm，可取键的尺寸 bh=108mm。则可解得 : 23=22。 68105130355=23.56查表取键长为 63mm。8.输出轴的强度校核（ 1）轴的受力简图哈尔滨工业大学机械设计课程设计30R1HV R2HVFr4t1234567（ 2）计算支反力4=234=22.68105213.5=2510.54=4=2510.520=913.754=0在水平面上1=913.75105.5171.5=562.12=1=913.75562.1=351.65在垂直平面上1=2510.5105.5171.5=1544.42=1=(2510.51544.4)=966.1轴承 1的总支反力 1=12+12= 562.12+1544.42=1643.5轴承 1的总支反力 2=22+22= 351.652+966.12=1028（ 3）画弯矩图和扭矩图
