1、湖南工业大学机 械 设 计 课 程 设 计资 料 袋机械工程 学院（系、部） 2011 2012 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导教师 职称 学生姓名 专业班级 机械设计 班级 091 学号 题 目 带式输送机传动系统中两级圆柱齿轮减速器 成 绩 起止日期 2011 年 12 月 19 日 2011 年 1 月 2 日目 录 清 单序号 材 料 名 称 资料数量 备 注1 课程设计任务书 12 课程设计说明书 13 装配图 14 零件图 256课程设计任务书20112012 学年第一学期机械工程 学院（系、部） 机械设计 专业 091 班级课程名称： 机械设计 设计题目： 带式输送机
2、传动系统中两级圆柱齿轮减速器 完成期限：自 2011 年 12 月 19 日至 2012 年 1 月 2 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：输送带最大有效拉力 F=3000N；输送带工作速度为 V=1.4 m/s；滚筒直径 D=355 mm。工作条件：在常温下连续工作，单向运转;空载起动，工作载荷有轻微冲击，运输带速度允许误差5%，二班制（每班工作 8h） ，寿命为 8 年，大修期为 23 年，中批生产；三相交流电源的电压为 380/220V。二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三
3、、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图 1 张；（2） 零件工作图 2 张；（3） 设计说明书 1 份（60008000 字） 。起止日期 工作内容2011.12.19-2011.12.22 传动系统总体设计2011.12.23-2011.12.25 传动零件的设计计算2011.12.25-2011.12.31 减速器装配图及零件工作图的设计整理说明 书进度安排2012.01.02 交图纸并答辩主要参考资料1 濮良贵,纪明刚. 机械设计.8 版. 北京:高等教育出版社,2006.2 杨光,席伟光,李波,陈晓岑.机械设计课程设计.2 版.北京:高等教育出版社,20103
4、 赵大兴.机械制图.2 版.北京:高等教育出版社,20094 朱理.机械原理.2 版.北京:高等教育出版社,20105 徐雪林.互换性与测量技术基础.2 版.长沙:湖南大学出版社,20106 刘鸿文.材料力学.5 版.北京:高等教育出版社,20117 毛谦德,李振清.袖珍机械设计师手册.3 版.北京:机械工业出版社,2007指 导 教 师 （签字）： 年 月 日系 （ 教 研 室 ） 主 任 （ 签字）： 年 月 日机 械 设 计设 计 说 明 书带式输送机传动系统中两级圆柱齿轮减速器起止日期： 2011 年 12 月 19 日 至 2012 年 01 月 02 日机械工程学院（部）2012
5、年 01 月 02 日学 生 姓 名 班 级学 号成 绩指 导 教 师 (签 字 )目录1 传动方案的拟定 .11.1 课程设计的设计内容 .11.2 课程设计的原始数据 .11.3 课程设计的工作条件 .22 电动机的选择 .32.1 电动机类型的选择 32.2 电动机容量的选择 .32.3 电动机转速的选择 .43 确定总传动比及分配各级传动比 63.1 传动装置的总传动比 63.2 传动比的分配 64 传动装置运动和运动参数的计算 75 传动件的设计及计算 95.1 选定齿轮精度等级、材料及齿数 95.2 高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算 95.3 低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算 136
6、轴的设计及计算 186.1 轴的布局设计 .186.2 低速轴的设计 .196.3 高速轴的设计 .296.4 中间轴的设计 .347 轴承的寿命校核 .367.1 低速轴齿轮的载荷计算 367.2 轴承的径向载荷计算 367.3 轴承的轴向载荷计算 377.4 轴承的当量动载荷计算 387.5 轴承寿命的计算及校核 388 键联接强度校核计算 398.1 普通平键的强度条件 398.2 高速轴上键的校核 398.3 中间轴上键的校核 398.4 低速轴上键的校核 409 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择 .419.1 齿轮的滑方式及润滑剂的选择 419.2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择
7、 419.3 密封方式的选择 4210 减速器箱体及附件的设计 .4310.1 减速器箱体的设计 4310.2 减速器附件的设计 4412 设计小结 .4713 参考文献 .4811 传动方案的拟定1.1 课程设计的设计内容带 式 输 送 机 由 电 动 机 驱 动 。 电 动 机 1 通 过 联 轴 器 2 将 动 力 传 入 两 级 圆柱 齿 轮 减 速器 3，再通过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒 5，带动输送带 6工作。设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图 1.1 所示。1电动机；2联轴器；3两级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5滚筒；6输送带1.2 课程设计的原始数据已知条件：
8、输送带最大有效拉力为：3000N；运输带的工作速度：v=1.4m/s；卷筒直径：D=355mm；使用寿命：8 年，每年工作日 300 天，二班制，每班 8 小时。图 1.1 带式输送机传动系统简图21.3 课程设计的工作条件设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的5%；工作情况：连续单向运转，载荷平稳；制造情况：大批量生产。32 电动机的选择2.1 电动机类型的选择根据动力源和工作条件，并参照第 12 章选用一般用途的 Y 系列三项交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为 380V。2.2 电动机容量的选择2.2.1 工作所需的有效功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率为 301.
9、4.21FVPwkw式中： 工作机所需的有效功率（kw）w带的圆周力（N）FV-带的工作速度（m/s）2.2.2 电动机的输出功率为 传动装置总效率：设: 联轴器效率， （见参考资料【2】表 3-3） ；c0.9c闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为 8 级） ， =0.97（见参考资料g g【2】表 3-3） ；一对滚动轴承效率， =0.98（见参考资料【2】表 3-3） ；bb输送机滚筒效率， =0.96（见参考资料【2】表 3-3） ；d d输送机滚筒轴至输送带间的效率w5估算传动系统总效率为434210其中： = =0.99= = 9506.7.80= = = =0.98 9702= =
10、0.98bd486传动系统的总效率：= 80.972.56 工作时，电动机所需的功率为（KW）4.25.08wdP由参考材料【2】表 12-1 可知，满足 条件的 Y 系列三相交流异步电dep动机额定功率 应取为 5.5KW。ep2.3 电动机转速的选择电动机转速的选择。根据已知条件，可得输送机工作转速为 wn6001.475.36/min3.vnrD根据动力源和工作条件，电动机的类型选用 Y 系列三相异步电动机。电动机的额定功率选取 3KW、转速可选择常用同步转速：3000r/min、1500 r/min、1000 r/min 和 750r/min 以便比较。传动系统的总传动比为 =式中 n
11、m电动机满载转速5n运输带的转动速度根据电动机型号查文献【2】表 8-53 确定各参数。将计算数据和查表数据填入表 2-1，便于比较。表 2-1 电动机的数据及总传动比方案 电动机型号额定功率/KW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 34.482 Y132S-4 5.5 1500 1440 19.113 Y132M2-6 5.5 1000 960 12.744 Y160M2-8 5.5 750 720 9.55又上表可知，方案 1 转速太高，传动比太大，价格较高；3、4 方案虽然总传动比小，但是额定转矩较低；方案 2 转速高
12、，电动机价格低，总传动比虽然大些，但完全可以通过传动带和两级齿轮传动实现，比 3、4 方案较优，所以选方案 2。63 确定总传动比及分配各级传动比3.1 传动装置的总传动比参考资料【2】中式（3-5）可知，带式输送机传动系统的总传动比1409.75.36mni3.2 传动比的分配由传动系统方案知： 10i34i由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比 为i12301349.iii为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度 HBS 350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为高速级圆柱齿轮传动比 12.31.94.8ii低速级圆柱齿轮传动
13、比： 2/3各级传动比分别为 01i24.98i3.14i74 传动装置运动和运动参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机 0 轴、1 轴、2 轴、3 轴和 4 轴。传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下所示0 轴（电动机轴）n0 = nm = 1440r/min(kw)5.2dP(N.m)00934.7Tn1 轴（减速器高速轴）： 0140/minnri(kw)05.29.15P(N.m)119034.6Tn2 轴（减速器中间轴）：r/min124089.16.ni(kw)15.4.0P(N.m)22 99016.83.Tn3 轴（减速器低速轴）：r/min2389.1
14、675.304ni(kw)2.4.6P8(N.m)334.6950591.073PTn4 轴（输入机滚筒轴）： 34447(/min)1.60924.595730(.).riPkwTNn电动机 两级圆柱齿轮减速器 工作机轴号0 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴转速n/(r/min)1440 1440 289.16 75.30 75.30功率 P/kW 5.20 5.25 4.90 4.66 4.52转矩T/(N m)34.47 34.16 161.83 591.01 573.40传动比 i 1 4.98 3.84 195 传动件的设计及计算5.1 选定齿轮精度等级、材料及齿数（1）传送设备为
15、一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB 1009588） 。（2）材料的选择由参考文献【1】表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（3）齿数高速级选小齿轮的齿数 , 大齿轮齿数 故取120z2z4.980.6。2z10低速级选小齿轮的齿数 ，大齿轮齿数 故取343.7.475.2 高速级直齿圆柱齿轮的设计及计算5.2.1 按齿面接触强度设计根据文献【1】中 10-21 式进行试算，即 21312. Et dHKTZud（1） 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 。=
16、1.3 计算小齿轮传递的转矩。 554119.0P9.0.1T3.20Nmn4 由文献【1】表 10-7 选取齿宽系数 。d1 由文献【1】表 10-6 查得材料弹性影响系数 。1289.EZMPa10 由文献【1】图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 。Hlim1 Hlim260MPa50MPa； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 由文献【1】式 10-13 计算应力循环次数。91hN60njL14083.210923678由文献【1】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 120.9,.8HNHNK由文献【1】式 10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安
17、全系数 S=1） HN1limK0.9265MPaS2liH2.839（2）计算 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。1 4231t.2105.98.d()m43.56 计算圆周速度 v。1tn.6v/s./s6001 计算齿宽 b。 d1t43.56.计算齿宽与齿高之比 h。1ttd43.56m2.17mz0th4.843.568.9b 计算载荷系数 K。11根据 v=1.4m/s，7 级精度，由文献【1】图 10-8 查得动载荷系数=1.05，由文献【1】表 10-3 查得直齿轮， =1； =由文献【1】表 10-2 查得使用系数 =1；AK由文献【1】表 10-4 用插值法查得 7
18、 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.417。由 =8.89， =1.417 由文献【1】图 10-13 得 =1.32 AVHK.05.417.9 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 331ltt.d4.6x.8m1 计算模数 m 1.82.4z05.2.2 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 Fas132dYKTm()Z?(1)确定公式内的各计算数值由文献【1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500Mpa；大齿1轮的弯曲强度极限 =380Mpa2由文献【1】图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 =0.85， =0.88
19、1 2计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得FN1EK0.85MPa30.57aS42 286. 计算载荷系数 K1.39mmAVF1.05.3查取齿形系数。由文献【1】表 10-5 查得 =2.80 =2.18； 1 2查取应力校正系数12由文献【1】表 10-5 查得 =1.55； =1.79；1 2计算大、小齿轮的 并加以比较。FasYFa1SY2.80X15.437；大齿轮的数值大。(2)设计计算 321.94m0.16m.5对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所
20、决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.56 并就近圆整为标准值 ，按接触强度算得的分度圆直2径 d1=44.84mm，算出小齿轮齿数。 1d4.8z.取 =23，1则大齿轮数 = =4.98x23=114.54， =11521 2. 这样设计储 的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.2.3 几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径 1dzm2346m2n5230(2)计算中心距 124a618d(3)将中心距调整为 138mm计算齿轮的宽度 d1b46mFa2S.18X790
21、.163；13圆整后去 。21B46m;55.3 低速级直齿圆柱齿轮的设计及计算5.3.1 按齿面接触强度计算根据文献【1】中 10-21 式进行试算，即 22331. Et dHKTZud(1)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 。=1.3 计算小齿轮传递的转矩。 555229.10P9.104.9T.6210Nmn8? 由文献【1】表 10-7 选取齿宽系数 。=1 由文献【1】表 10-6 查得材料弹性影响系数 。1289.EZMPa 由文献【1】图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 。Hlim1 Hlim260MPa50a； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度
22、 由文献【1】式 10-13 计算应力循环次数。 832hN60njL89.16836.710884.70.413由文献【1】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 120.9,.8HNHNK由文献【1】式 10-12，计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安全系数 S=1） HN1limK0.9465MPaS2liH2.83914(2)计算 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。1 5233t1.6204.819.d2()m74.33 计算圆周速度 v。3t2n76v/s./s60101 计算齿宽 b。 d3t7434计算齿宽与齿高之比 。h3ttd74.m3.72mz20th.5.8.7
23、43.8.b 计算载荷系数 K。根据 v=1.4m/s，7 级精度，由文献【1】图 10-8 查得动载荷系数=1.05，由文献【1】表 10-3 查得直齿轮， =1； =由文献【1】表 10-2 查得使用系数 =1；AK由文献【1】表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，=1.417。由 =8.88， =1.417 由文献【1】图 10-13 得 =1.32 AVHK.051.47.9 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 33tt.49d7.x.8m1 计算模数 m1537.8dm.9mz205.3.2 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）
24、得弯曲强度的设计公式为 Fas32dYKT()Z?(1)确定公式内的各计算数值由文献【1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500Mpa；大齿1轮的弯曲强度极限 =380Mpa2由文献【1】图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 340.8;.90FNFNK计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得3440.85 314.286.9.FNEKMPaS 计算载荷系数 K 1.05.3165AVF查取齿形系数。由文献【1】表 10-5 查得 =2.80 =2.22； 3FaY4FaY查取应力校正系数由文献【1】表 10-5 查得 =1.55； =1.77
25、；4Fa4Sa计算大、小齿轮的 并加以比较。FasFa3SY2.8015.446；Fa4S.70.128；大齿轮的数值大。16(2)设计计算mm5321.60.162.0m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.601 并就近圆整为标准值 m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径d3=77.80mm，算出小齿轮齿数。 37.80dz25.93取 ，3z26则大齿轮数 =3.84x26=99.84， =10043z
26、4z. 这样设计储 的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.3.3 几何尺寸计算(1)计算大小齿轮的分度圆直径 326378dzm410m(2)计算中心距 3478192da将中心距调整为 189mm(3)计算齿轮的宽度 3178dbm圆整后去 。4378,Bm176 轴的设计及计算6.1 轴的布局设计绘制轴的布局简图如下图 7.1.2 所示图 6.1.2 轴的结构与装配图 6.1.1 减速器简图18考虑到低速轴的受力大于高速轴，应先对低速轴进行结构设计和强度校核，其他的轴则只需要进行结构设计，没必要进行强度校核。6.2 低速轴的设计6.2
27、.1 轴上的功率 P3、转速 N3 和转矩 T3 的计算在前面的设计中得到： 34.6Pkw375.0/minnr591910TN6.2.2 求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得到低速级大齿轮的分度圆直径为 430dm而 53402.91tantan2143.trTFN因为是直齿轮传动，只有径向力，无轴向力，故 。aF圆周力、径向力的方向如（图 6-2）所示。6.2.3 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为 45 钢，调制处理。有文献【1】中的表 15-3，取 ，于是就有0A123min04.6.3075pdm输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为
28、了使轴直径 与联轴器的孔径Id19相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中 14-1 式查得，caAITK式中： 联轴器的计算转矩（ ）caTNm工作情况系数，根据文献【1】中表 14-1 按转矩变化小查得，AK1.5A低速轴的转矩（ ） ，由表 5.1 可知：3TNm3591.0N因此： 31.59.08651caAITKNm按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T 5014-2003 或ca根据文献【8】中表 11-9 查得，选用 LX3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250 。其具体结构及基本参数如图 6.2.1 以及表 6.1.2 所示，Nm?图 6.2.
29、1 LX3 型弹性柱销联轴器结构形式图20表 6.2.1 LX3 型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸轴孔长度 mmY型J、J1、Z 型型号公称转矩TnN.m许用转速n（ r/min）轴孔直径（d1、d2、dZ）L L L1DmmD1mmBmmSmm转动惯量Kg.m2质量Kg30,32,35,38 82 60 82LX3 1250 475040,42,45,48 112 84 112160 75 36 2.5 0.026 8由上表可知，选取选取半联轴器孔径 ，故取 ，半联轴器145dm45Idm的长度 ，与轴配合的毂孔长度 。12Lm8L6.2.4 轴的结构设计6.2.4.1 拟定轴上零件的装配
30、方案低速轴的装配方案如下图 6.3 所示，图 6.2.2 低速轴的结构与装配216.2.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d52m D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 ，为保证轴端挡圈只压在半1L84m联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比 略短一些，现取1。L8 初步选择滚动轴承。因滚动轴承只受径向力作用，根据文献【1】中表13-1 可选 3 型圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 ，由轴承产品d52 目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承
31、 33011，其尺寸为 ，故 ；而左端滚动轴dDT5m927m 承采用挡油环进行轴向定位。所以 。其基本尺寸资料如下表l30 6.2.2 所示表 6.2.2 33011 型圆锥滚子轴承参数 数值 mm 标准图d 45D 90T 27C 21a 19B 27由于手册上查得 33011 型轴承的定位轴肩高度 h=3.5mm，因此，取。 =62取安装齿轮处的轴段-的直径 已知齿轮轮轮毂的宽度d60m 为 78mm，为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此齿段应略短于轮毂宽度，故取22。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d,故取 h=6mm，则l76m 轴环处的直径 。轴环宽度 b1.4h，取 。d
32、72 l12m 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 l=30mm（参看图 6.2.2） ，故取 。l50 取齿轮距箱体内壁之距离 ，考虑到箱体的铸造误差，在确定16am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=27mm，轴 2 大齿轮的宽度为 B=40mm，则：lTsa78-421645m Bcl308237 至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.3.2 所示，并归纳为下表 6.2.3 所示表 6.2.3 低速轴的参数值轴的
33、截面（mm）轴的参数 参数符号 轴段长度 l82 50 30 75 12 76 55轴段直径 d45 52 55 62 72 60 55轴肩高度 h 3.5 1.5 3.5 3.5 5 2.5 7.2.4.3 轴上零件的周向定位定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表 6-1 按 查得齿轮IVd轮毂与轴连接的平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为18bhm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴45Lm的配合为 ；同样，按 查得联轴器与轴连接的平键截面7n6HId， 键槽用键槽铣刀加工，长为 ，半联轴器与轴的配19bh 70Lm合为 。滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴76的直径尺寸公差均为 m6。236.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中表 15-2 查得，取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半245径见图 6.2.2。
