课程设计 带式运输机的传动装置-一级减速器

设计—用于带式运输机上的单级直齿圆柱减速器，已知条件：运输带的工作拉力F=1350 N，运输带的速度V=1.6 m/s卷筒直径D=260 mm,两班制工作（12小时），连续单向运转，载荷平移，工作年限10年，每年300工作日，运输带速度允许误差为±5％，卷筒效率0.96

一.传动方案分析：

如图所示减速传动由带传动和单级圆柱齿轮传动组成，带传动置于高速级具有缓冲吸振能力和过载保护作用，带传动依靠摩擦力工作，有利于减少传动的结构尺寸，而圆柱齿轮传动布置在低速级，有利于发挥其过载能力大的优势

二.选择电动机：

（1）电动机的类型和结构形式，按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步交流电动机。

（2）电动机容量：

①卷筒轴的输出功率Pw＝FV/1000=1350×1.6/1000=2.16 kw

②电动机输出功率Pd＝Pw/η

传动系统的总效率：η＝

式中……为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。

由表查得V带传动＝0.96，滚动轴承＝0.99，圆柱齿轮传动

＝0.97，弹性连轴器＝0.99，卷筒轴滑动轴承＝0.96

于是η=0.96××0.97×0.99×0.96≈0.88

故:

Pd= Pw/η=2.16/0.88≈2.45 kw

③ 电动机额定功率由表取得=3 kw

（3）电动机的转速：由已知条件计算卷筒的转速

即:

=60×1000V/πD=60×1000×1.6/3.14×260=118 r/min

V带传动常用传动比范围=2-4，单级圆柱齿轮的传动比范围=2-4

于是转速可选范围为 ==118×（2～4）×（2～4）

=472～1888 r/min

可见同步转速为 500 r/min和2000 r/min的电动机均合适，为使传动装置的传动比较小，结构尺寸紧凑，这里选用同步转速为960 ×r/min的电动机

传动系统总传动比i= =≈2.04

根据V带传动的常用范围=2-4取=4

于是单级圆柱齿轮减速器传动比 ==≈2.04

一、前言

(一)

设计目的：

通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。

(二)

传动方案的分析

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。

减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

二、传动系统的参数设计

原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。

工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。

工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。

动力来源：电力，三相交流380/220伏。

1

、电动机选择

（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机

（2）、电动机功率选择：

①传动装置的总效率：

=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96

②工作机所需的输入功率：

因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N

=FV/1000η

=1908×2/1000×0.96

=3.975KW

③电动机的输出功率：

=3.975/0.87=4.488KW

使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW 。

⑶、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

=（60×v）/（2π×D/2）

=（60×2）/（2π×0.2）

=96r/min

由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min

⑷、确定电动机型号

根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ，满载转速 1440r/min 。

其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。

2 、计算总传动比及分配各级的传动比

（1）、总传动比：i =1440/96=15

（2）、分配各级传动比：

根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）

=15/5=3

3 、运动参数及动力参数计算

⑴、计算各轴转速（r/min）

=960r/min

=1440/3=480(r/min)

=480/5=96(r/min)

⑵计算各轴的功率（KW）

电动机的额定功率Pm=5.5KW

所以

P =5.5×0.98×0.99=4.354KW

=4.354×0.99×0.96 =4.138KW

=4.138×0.99×0.99=4.056KW

⑶计算各轴扭矩（N•mm）

TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m

=9550×4.138/96 =411.645N•m

=9550×4.056/96 =403.486N•m

三、传动零件的设计计算

（一）齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm

（2）确定有关参数和系数如下：

传动比i

取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数：

=5×20=100 ，所以取Z

实际传动比

i =101/20=5.05

传动比误差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用

齿数比： u=i

取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°；

则 h *m=3，h ）m=3.75

h=（2 h ）m=6.75，c= c

分度圆直径：d =×20mm=60mm

d =3×101mm=303mm

由指导书取 φ

齿宽： b=φ =0.9×60mm=54mm

=60mm ，

b

齿顶圆直径：d ）=66，

d

齿根圆直径：d ）=52.5，

d ）=295.5

基圆直径：

d cos =56.38，

d cos =284.73

(3)计算齿轮传动的中心矩a：

a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm

（二）轴的设计计算

1 、输入轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据指导书并查表，取c=110

所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm

d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm

∴选d=25mm

⑵、轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

②确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d =25mm

， L =（1.5～3）d ，所以长度取L

∵h=2c

c=1.5mm

+2h=25+2×2×1.5=31mm

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L =（2+20+55）=77mm

III段直径：

初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

=d=35mm，L =T=18.25mm，取L

Ⅳ段直径：

由手册得：c=1.5

h=2c=2×1.5=3mm

此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm

+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L

Ⅴ段直径：d =50mm. ，长度L =60mm

取L

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm

Ⅵ段直径：d =41mm， L

Ⅶ段直径：d =35mm， L ＜L3，取L

2 、输出轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110

=110× (2.168/76.4) =38.57mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm

∴取d=42mm

⑵、轴的结构设计

①轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

②确定轴的各段直径和长度

初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

则 d =42mm L = 50mm

L = 55mm

L = 60mm

L = 68mm

L =55mm

L

四、滚动轴承的选择

1 、计算输入轴承

选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

2 、计算输出轴承

选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm

五、键联接的选择

1 、输出轴与带轮联接采用平键联接

键的类型及其尺寸选择：

带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。

根据轴径d =42mm ，L =65mm

查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机

装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56

则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56

2 、输出轴与齿轮联接用平键联接

=60mm,L

查手册得，选用C型平键，得：

装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45

则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45

3 、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L

查手册

选A型平键，得：

装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50

则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50

4 、输出轴与齿轮联接用平键联接

=50mm

L

查手册

选A型平键，得：

装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49

则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：

七、轴承端盖

主要尺寸计算

轴承端盖：HT150 d3=8

n=6 b=10

八、减速器的

减速器的附件的设计

1

、挡圈 ：GB886-86

查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58

2

、油标 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D

3

、角螺塞

M18

×

1.5 ：JB/ZQ4450-86

九、

设计参考资料目录

1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6

2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11

机械设计课程

说明书

课题名称：带式运输机传动装置的设计

专业班级：2006级机制（中）1班

学生学号：0603070105

学生姓名：陈 明 伟

学生成绩：

指导教师：徐建生 教授

课题工作时间：2008.12.15至2008.01.02

武汉工程大学教务处

机械设计课程设计

-单级圆柱齿轮减速箱

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录

第一节：设计任务书……………………………………………………2

第二节：传动方案的拟定及说明………………………………………3

第三节：电动机的选择…………………………………………………5

第四节：计算传动装置的运动和动力参数……………………………6

第五节：传动件的设计计算……………………………………………8

第六节：轴的设计计算…………………………………………………20

第七节：滚动轴承的选择及计算………………………………………23

第八节：键联接的选择及校核计算……………………………………23

第九节；连轴器的选择…………………………………………………23

第十节：减速器附件的选择……………………………………………23

第十一节：润滑与密封…………………………………………………23

第十二节：设计小结…………………………………………………… 23

第十三节参考资料目录………………………………………………. 24

第一节 机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中V带轮机展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器

一． 总体布置简

图1—1

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

二． 工作情况：

一般条件，通风良好，连续工作，近于平稳，单向旋转。

三． 原始数据

1.鼓轮的扭矩T（N/m）：460

2.鼓轮的直径D（mm）：380

3.运输带速度V（m/s）：0.8

4.带速允许偏差（％）：±5

5.使用年限（年）：8年，大修期3年

6.工作制度（班/日）：2

7.卷筒效率：∩=0.96

四．设计内容

1. 电动机的选择与运动参数计算；

2. 斜齿轮传动设计计算

3. 轴的设计

4. 滚动轴承的选择

5. 键和连轴器的选择与校核；

6. 装配图、零件图的绘制

7. 设计计算说明书的编写

五． 设计任务

1． 减速器总装配图一张

2． 齿轮、轴零件图各一张

3． 设计说明书一份

六． 设计进度

第一阶段：机械系统方案设计，(选择传动装置的类型)

第二阶段：机械系统运动，动力参数计算，（电动机的 选择，传动装置运动动力参数计算）。

第三阶段：传动零件的设计计算，（传动系统中齿轮传动等的设计计算）。、 第四阶段：减速器装配图的设计。（轴系结构设计————初定轴颈，轴承型号，校核减速器中间轴及其键的强度，轴承寿命，减速器箱体及其附件结构设计）。

第五阶段：减速器装配图，零件图设计，（在绘图纸上绘制减器正式装配图，减速器中间轴及其中间轴上大齿轮的零件图）。

第六阶段：编写设计说明书。

第二节 传动方案的拟定及说明

一、 初拟三种方案如右图（图1—2、图1—3、图1—4）

图1—1

图1—1

图1—3

二、 分析各种传动方案的优缺点

方案a传动比小，齿轮及齿轮箱的尺寸小，制造成本低，工作可靠，传动效率高，维护方便，带的 寿命短，不宜在恶劣环境中工作。

方案b 传动比大，齿轮及齿轮箱的尺寸大，制造成本大，工作可靠，传动效率高，维护方便，环境适应性好。

方案c传动比小，齿轮及齿轮箱的尺寸小，制造成本高，工作可靠，传动效率高，维护方便，带的寿命短，不宜在恶劣环境中工作。

第三节 电动机的选择

一． 电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：连续、载荷近于平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

二． 电动机容量的选择

1. 工作机所需功率Pw 。

由已知条件运输带速度（0.8m/s），鼓轮直径（380㎜） 得：

2. 电动机的输出功率

传动装置中的总效率 式中 ， ………为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由表2—4（参考文献2）查得：闭式斜齿圆柱齿轮传动效率 ；滚动轴承（一对）的传动效率为 ；弹性联轴器的传动效率 ；卷筒效率 ；V带传动效率 ；卷筒滑动轴承的效率 。

3. 确定电动机的额定功率

根据计算出的电动机的功率 可选定电动机的额定功率

4. 电动机转速的选择及型号的确定

为了便于选择电动机的转速，先推算电动机的转速的可选范围。由表2—1（参考文献2 P4）查得V带传动常用的传动比范围 单级圆柱齿轮常用的传动比范围 。则电动机的转速可选范围为

可见同步转速为750r/min,1000r/min,和1500r/min的电动机均符合，这里初选同步转速为1000r/min 和1500r/min的两种电动机进行比较，如下 （表1）

方案 电动机型号 额定功率（KW） 电动机转速 电动机质量（kg） 传动装置的传动比 参考比价

同步 满载 总传动比 V带 高速级 低速级

1 Y100L2—4 3 1500 1420 38 35.3 3 3.678 3.2 1.87

2 Y132 5—6 3 .1000 960 63 23.88 3 3 2.65 3.09

由表中的数据可知两个方案均可行，但方案1参考比较较低，质量小，较方案2经济，可采用方案1，选定电动机型号为Y100L2—4,转速1500r/min..

三、电动机的技术数据和外形及安装尺寸

由表20—1表20—2查出Y100L1—4型电动机的主要技术数据和外形安装尺寸，并列表记录如下：（参考文献2 P197）

（表2）

电动机型号 H A B C D E F×GD G K AB AD AC HD AA BB HA L

4极 4极 4极 4极 4极

Y100L 100 160 140 63 28 60 8×7 24 12 205 180 105 245 40 176 14 380

第四节 计算传动装置的运动和动力参数

一、 传动装置的总传动比及其分配各级传动比

1．计算总传动比

由电动机的满载转速( )和工作机主动轴转速 可确定传动装置应有的总传动比为：

2．合理分配各级传动比

先试选皮带轮传动比 ,减速箱是展开式布置，为使两级大齿轮有相近的浸油深度，告诉级传动比 和低速级传动比 可按下列方法分配。

有 ，可取 ， ， 。

二．计算传动装置的运动和动力参数

如图各轴编号分别为轴Ⅰ、轴Ⅱ、轴Ⅲ。如图1—5

图1—5

1. 计算各轴转速

图1—5，所示传动装置中各轴的转速为

2. 计算各轴输入功率

各轴的输入功率为

式中： ——电动机与Ⅰ轴之间V带传动效率。

——高速级传动效率，包括高速级齿轮副和Ⅰ轴上一对轴承的效率。

——低速级传动效率，包括低速级齿轮副和Ⅱ轴上的一对轴承的效率。

3. 计算各轴输入转矩

图1—5所示传动系统中各轴转矩为

4. 将以上结果整理后列表如下

（| （表3）

项目 电动机轴 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ 滚筒滑动轴Ⅳ

转速（r/min） 1420 473.330 128.693 40.220 40.220

功率（k0w） 3 2.880 2.7660 2.656 2.603

转矩（n/m） 2.3 58.108 205.258 630.706 630.706

传动比 i01=3 I12=3.678 I23=3.2 I34=1

效率 ∩01=0.96 ∩12=0.963 ∩23=0.9603 ∩34=0.9801

第五节 传动件设计计算

一．V带传动的设计计算（参考文献1）

由已知条件电动机功率P=3KW ，转速n1=1420r/min ，传动比 i=3 ，每天工作8小时，两班制，要求寿命8年。

试设计该V带传动。

1. 计算功率 。

由表8----7工况系数 ,故：

2. 选择V带的带型。

根据 ， .由图8----11选用A型。

3. 确定带轮的基准直径 ，并验算带速v。

(1)初选小带轮基准直径，查表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径 .

(2)验算带速V, 因为3<v<5m/s,故合适。

(3)计算大带轮大基准直径。

根据式8-15a，

根据表8-8，圆整为280mm。

4. 确定V带的中心距a和基准长度 。

(1) 根据式8-20，初定中心距

(2) 由式8-22，计算基准直径。

由表8-2选基准长度

(3) 验算小带轮的包角 。

6.计算带的根数Z.

（1） 计算单根v带的额定功率pr

△P0=0.17kw k =0.942. Kl=0.99，

于是

（2）计算V带的根数z

Z=取4根V带。

7计算单根V带的拉力最小值

由表8-3得A型V带的长度质量为0.1kg/m所以

应使带的实际初拉力》

8计算压轴力Fp

9.带轮结构设计

材料HT200,A型，根数Z=4,长度Ld0=1600mm,中心距a=500mm

,

图1-6

二．高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：

有以上计算得，输入功率Pi=2.88kw,小齿轮转速n1=473.33r/min

齿数比u=i12=3.678.

1． 选精度等级、材料及齿数

1） 材料及热处理；

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。

2） 精度等级选用7级精度；

3） 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1*u=24*3.678=88.272

取Z282齿轮；

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt

确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt=1.5

(2)计算小齿轮的转矩。T1=5.81076*104NM.

（3） 由表10－7选取尺宽系数φd=1

（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

（5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；

（6） 由式10－13计算应力循环次数 （8年，每天两班制，1年按300天计算）

N1=60n1jLh=60×473.33×1×（2×8×300×8）=1.09055×108

N2=N1/u=1.09055×108/3.678=2.965×107

（7） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.948；KHN2＝0.99

（8） 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

[σH]=1＝ ＝0.948×650MPa＝616.2MPa

[σH]2＝ ＝0.99×550MPa＝544.5MPa

= ([σH]+ [σH])/2=(616.2+544.5)/2=580.36Mpa

2） 计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥ = 43.469mm

（2） 计算圆周速度

v= = =1.0733m/s

（3） 计算齿宽b及其模数mnt

b=φd*d1t=1×43.469mm=43.469mm

mnt 1.7574

h=2.25mnt=2.25*1.7574mm=3.9542mm

b/h=43.469/3.9542=10.993

(4)计算重合度。

（5） 计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=1.0773m/s,7级精度，由

10—8查得动载系数KV=1.05； KHα=KHβ=1

查表10-2得 KA=1.0、

查表10-4，用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑为非对称布置时KHβ=1.418

由b/h=10.993, KHβ=1.418插图10-13得KFβ=1.38

固载荷系数为：

K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1×1.418=1.6378

（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）

d1= =44.7613mm

（7） 计算模数mn

mn =

3．按齿根弯曲强度设计

由式m≥

1） 确定计算参数

（1） 由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限σFE1=550mpa,大齿轮σFE2=400mpa。

（2） 由图10-18取疲劳寿命系数KFN1=0.92,KFN2=0.98

(3)查表10-28得螺旋角影响系数 .根据 。

（4）计算当量齿数

（5）计算弯曲疲劳许用应力 取S=1.4

[σF1]= = =361.429Mpa

[σF2]= = =280Mpa

(4) 计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.05×1.1×1.38=1.5939

（5） 查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=12.186

（6） 查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.787

（7） 计算大小齿轮的 并加以比较

= =0.01147

= =0.01395

大齿轮的数值大。

2） 设计计算

mn≥ =1.3005mm

就近圆整为标准值（第一系列）为mn=1.5 分度圆直径d1=44.7613mm

则

z1 =d1cos /mn=44.7613*cos140/1.5=28.954，

取z1=28 z2=u*z1=3.678*24=106.662取107齿

4．几何尺寸计算

(1)计算中心距

a= = =105.123mm

将中心距圆整为105mm

(2)按圆整后的 中心距修正螺旋角。

因值改变不多，故参数 等不必修正。

（3）计算大小齿轮的分度圆直径。

d1=z1 mn /cos =29*1.5/cos13043’45”=44.781mm

d 2=z2mn/ cos =107*1.5/ cos13043’45”=165.225mm

(4)计算齿宽

1*44.781=44.781mm

圆整后取B2=45mm,B1=50mm.

三．低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：

有以上计算得，输入功率Pi=2.766kw,小齿轮转速n1=128.693r/min

齿数比u=i12=3.

2． 选精度等级、材料及齿数

1） 材料及热处理；

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。

2） 精度等级选用7级精度；

3） 试选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=z1*u=24*3=72

取Z72齿轮；

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt

确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt=1.5

(2)计算小齿轮的转矩。T1=2.0526*105NM.

（3） 由表10－7选取尺宽系数φd=1

（4） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

（5） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；

（6） 由式10－13计算应力循环次数 （8年，每天两班制，1年按300天计算）

N1=60n1jLh=60×128.69×1×（2×8×300×8）=2.965×108

N2=N1/u=2.965×108/3=9.883×107

（7） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.972；KHN2＝0.99

（8） 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

[σH]=1＝ ＝0.972×650MPa＝631.8MPa

[σH]2＝ ＝0.99×550MPa＝544.5MPa

= ([σH]1+ [σH]2)/2=(631.8+544.5)/2=587.75Mpa

2） 计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥ = 55.974mm

（2） 计算圆周速度

v= = =0.3772m/s

（3） 计算齿宽b及其模数mnt

b=φd*d1t=1×55.974mm=43.469mm

mnt 2.263

h=2.25mnt=2.25*2.263mm=5.0917mm

b/h=55.974/5.0917=10.993

(4)计算重合度。

（5） 计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=0.3772m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.03； KHα=KHβ=1.1

查表10-4，用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑为非对称布置时由b/h=10.993, KHβ=1.4206插图10-13得KFβ=1.399

固载荷系数为：

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.1×1.42.6=1.6095

（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 （取kt=1.2-1.4）

d1= =57.303mm

（7） 计算模数mn

mn =

3．按齿根弯曲强度设计

由式m≥

1） 确定计算参数

1.由图10-20c，查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限σFE1=550mpa,大齿轮σFE2=400mpa。

2.由图10-18取疲劳寿命系数KFN1=0.969,KFN2=1

3.查表10-28得螺旋角影响系数 .根据 。

4 计算当量齿数

（5）计算弯曲疲劳许用应力 取S=1.4

[σF1]= = =380.679Mpa

[σF2]= = =285.714Mpa

5 计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.1×1.399=1.585

（6） 查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.6；Yfa2=2.236

（7） 查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.595；Ysa2=1.734

（8） 计算大小齿轮的 并加以比较

= =0.01089

= =0.01357

大齿轮的数值大。

2） 设计计算

mn≥ =1.982mm

就近圆整为标准值（第一系列）为mn=2 分度圆直径d1=57.303mm

则

z1 =d1cos /mn=57.303*cos140/2=27.8，

取z1=31 z2=u*z1=3*31=93取93齿

4．几何尺寸计算

(1)计算中心距

a= = =127.8mm

将中心距圆整为128mm

(2)按圆整后的 中心距修正螺旋角。

因值改变不多，故参数 等不必修正。

（3）计算大小齿轮的分度圆直径。

d1=z1 mn /cos =31*2/cos14021’41”=64mm

d 2=z2mn/ cos =93*2/ cos14021’41”=192.010mm

(4)计算齿宽

1*64=64mm

圆整后取B2=65mm,B1=70mm.

四齿轮设计计算结果列表：．表1--4

齿轮

参数 齿轮1 齿轮2 齿轮3 齿轮4

mn(mm) 1 1 2 2

d(mm) 44.781 165.225 192.01

b(mm) 45 50 65 70

z 29 107 31 93

a（mm）圆整 105 128

材料 45Gr 45 45Gr 45

精度等级 IT7

六 轴的设计计算

一．中间轴的设计：

1.初选轴的材料为45号钢。查表15-3可知A0=112，最小直径为：

mm

由于此轴上要安装两个齿轮，且直径都较大，固按强度准则需加大轴的直径为0.7%/键。则最小直径d=31.140 由于最小直径地方是安装轴承的，而为了使安装齿轮的地方强度足够，应适当的加大开键槽段的轴径。固取安装轴承的地方为35mm，需根据轴承的标准系列选用。

2.轴的结构设计

（1）拟定轴上的装配方案

图四

(1) 如上图，轴上的零件分别为轴承，封油盘，小齿轮，大齿轮，封油盘。

① 径向尺寸的确定

左端1-2段选用的角接触球轴承为7307c，轴径为35mm，2-3段安装齿轮，为达到强度取42mm（也是轴承的安装定位尺寸），3-4段为一轴肩为达到齿轮定位齿轮的强度，取52mm，4-5段为了便于加工取同样直径段42mm，5-6段安装轴承同右边，按标准为35mm。

② 轴向尺寸的确定

由于齿轮2和齿轮一是要啮合的，且齿轮一的宽度比齿轮二宽5mm，平均分配到两边，又由于所有安装的轴承的内圈必须在同一直线上，所以二轴的1-2段的距离减去轴承的宽度应等于一小齿轮轮毂宽减去2-3段长度加封油盘的 宽度。3-4段为一轴肩，距离取12.5mm4-5d段为齿轮3的宽度-2.5mm=41mm；5-6段的距离等于支撑的距离加封油盘的距离14+12=49mm。轴二的轴向尺寸确定后，轴一的部分尺寸也可以确定了。

③ 轴上零件的周向定位

齿轮2和3用两个键槽固定，根据轴的直径，查表14-1取标准，键槽为 ，键槽宽为12mm长为50mm，32mm。轴承不需考虑。

④ 轴上零件的轴向固定

左端轴承右端用封油盘固定，左端用端盖固定；齿轮2右端由封油盘固定，左端由轴肩固定；齿轮3左端用轴肩固定，右端用封油盘固定；右端轴承左端用封油盘固定，右端用端盖固定。

二． 高速级轴：

1．经过计算高速级的小齿轮，其x 2.5m；也就是说从键槽的顶端到齿根圆直径的距离小于2.5倍的模数，根据 要求将其做成齿轮轴。具体计算如下：

初选轴的材料为40Cr,调质处理。查表15-3可知，A0=112.最小直径为：

mm

由于安装带轮的地方需要开一键槽，固最小直径必须加大0.7%得d=20.447 （1+0.7%）=21.795mm为了和带轮相配合，取最小处直径为22mmm。

2.轴的结构设计

（1）拟定轴上的装配方案

图三

如上图，轴上共装有三个零件，一个带轮，两个轴承。

①径向尺寸的确定

为了满足带轮的安装要求，7-8段右端必须制出一轴肩，所以6-7段的直径d2-2=28mm，在轴的3-3段需安装一个轴承，根据计算，该处的轴承圆锥滚子轴承为30306，其内径为30mm，右端有一 当油盘并与一轴肩配合，更具轴承的安装定位尺寸可知为37mm，所以当油盘右端的轴肩为37mm，3-4段为小齿轮，其宽度为50mm，2-3段五任何零件安装，，便于加工取37mm，1-2段也需一轴承支撑，因为轴承一般配对使用，也用30306轴承，内径为35mm。

②轴向尺寸的确定

7-8段为了安装带轮，带轮的宽度是60mm固取60mm，6-7段五严格要求初取50mm，5-6段要安装一轴承宽度为20.75mm，在加上一当油盘，宽度为14mm，总长为34.75mm，2-3段单独不可确定，必须与另外亮根轴相配合后才能定其长度，5-5段是加工齿轮的宽度为50mm， 1-2段和5-6段情况一样，尺寸也一样为30mm。

③轴上零件的周向定位

带轮出用一键槽，根据轴的直径和长度查表14-1，取标准，键槽为c6*6，键槽宽为6mm长为100mm。轴承不需考虑。

④轴上零件的轴向固定

7-8-段为一带轮，左端需用一轴肩固定，6-7段安装轴承，其右端轴肩固定，但是由于轴承的是用润滑脂润滑的，为了防止轴承中的润滑脂被箱内齿轮啮合时挤出的油冲刷，稀释而流失，需在轴承内侧设置封油盘。于是轴承便由封油盘固定内圈，由端盖固定外圈。1-1段和5-6段一样处理。

三 低速级轴的设计

三轴的材料为45号钢，A0=112，最小直径为：

其上要开键槽，固需加大轴的直径。d=45.270 （1+0.7%）=49.637mm。

具体尺寸设计计算省略。

四 轴的强度校核

通过对以上三根轴的强度进行计算和分析，均达到了强度要求。

具体计算省略。

第七节滚动轴承的选择

一 滚动轴承的选择：

通过以上计算出了三根轴的最小直径分别为d1min20.447mm=,d2min=31.140mm,d3min=45.270mm.前面计算出了每根轴所受到的力矩分别为T1=57.42N,T2=189.90N,T3=551.78.

由于减速箱使用的是两级齿轮传动，总传动比为35.4，但是外面用了一V带传动，分取了3个传动比，固减速其内部就只有35.4/3=11.8.再将11.8分给两级齿轮，则每一级的传动比就减小了许多，因此三根轴所受到了轴向力就不大，但齿轮较大，轴上零件安装的较多，径向力就较大，根据轴承的类型和各自的特性，本减速器选用了既可以承受较大径向力又可承受较大轴向力的角接触球轴承和圆锥滚子轴承。

一轴选用圆锥滚子轴承30306，二轴选用角接触球轴承7607c，三轴选用圆锥滚子轴承30311.尺寸如下表：

轴承型号 外形尺寸（mm） 安装尺寸（mm） 额定动载荷（KN） 额定静载荷(KN)

d D B D1 D2 ra

GB297-84 30306 30 72 19 40 37 1 55.8 38.5

GB292-80 7307C 35 80 21 44 71 1.5 34.2 26.8

GB297-84 30311 55 120 31.5 70 65 2 145 112

第七节 键的选择

本减速器共用键连接5个，分别是中间轴两个，低速轴一个，高速机接带轮处一个，输出轴接联轴器一个。

高速轴 C6×6×45 中间轴 A12×8×32头）A12*8*50低速轴 A18×11×45 C14*9*70由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压力为 ，所以上述键皆安全。

第九节 连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，

计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84）其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩 1250nm

轴孔直径48mm ，

轴孔长 112mm，

第八节 减速器附件的选择

1.通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1.5

2.油面指示器

选用游标尺M16

3.起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳

4放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M14×1.5

润滑与密封

第九节 齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

第十节 密封方法的选取

选用嵌入式缘式端盖易于制造安装，密封圈型号按所装配轴的直径确定为

21*32*3.5 54*71*7摘自（FZ/T92010-91）

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

第十一节 设计小结

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的

第十二节 参考目录

《机械设计》第八版 濮良贵 高等教育出版社

《机械设计 课程设计》 王昆 高等教育出版社

《机械原理》第七本 孙恒 高等教育出版社

《机械制造技术基础》 赵雪松 华中科技大学出版社

《机械基础》倪森寿高等教育出版社

《机械制图》第四版 刘朝儒 高等教育出版社

《机械设计简明手册》杨黎明 国防工业出版社

《AUTOCAD机械制图习题集》 崔洪斌 清华大学出版社