机械设计课程设计(带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器的设计).doc

课程设计任务书
课程名称： 机械设计课程设计
设计题目：带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮
减速器的设计

课程设计任务书
1．课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：
1.1设计题目
一、 带式传输机的传动装置.
题目数据：
运输带速度v/(m/s)
2.0
运输带工作拉力F/KN
1.6
卷筒直径D/mm
450

二、 运输机工作条件
工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为8年，二班制；
1.2 设计任务
1、进行二级斜齿圆柱齿轮减速器传动方案的设计（已拟定完成）
2、 电动机功率及传动比分配，
3 、主要传动零件的参数设计标准件的选用.
4 、减速器结构、箱体各部分尺寸确定，结构工艺性设计。
5 、装配图的设计要点及步骤等。
6 、设计和绘制零件工作图7 整理和编写设计说明书
1.3对课程设计成果的要求
1. 二级圆柱齿轮减速器装配图1张；
2. 零件工作图3张；
3. 设计计算说明书1份。

3．主要参考文献：
［1］濮良贵，纪名刚.《机械设计》（第八版）［Ｍ］.高等教育出版社，2006.
［2］杨光等主编《.机械设计课程设计》［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2010.
[3] 毛谦德，李振清主编《机械设计师手册》（第三版）［Ｍ］. 北京：机械工业出版社，2006
[4] 朱理主编《机械原理》(第二版)［Ｍ］高等教育出版社
[5]刘鸿文主编《材料力学》（第五版）［Ｍ］高等教育出版社.
[6]徐学林主编《互换性与测量技术基础》［Ｍ］（第二版）湖南大学出版社.
[7]庞国星主编《工程材料与成形技术基础》［Ｍ］机械工业出版社.

4．课程设计工作进度计划：
序号
起 迄 日 期
工 作 内 容
1
2012.12.31-2013.01.01
分析任务，建立模型，绘出草图
2
2013.01.032-2013.01.03
确定各零件，设计传动系统并确定起传动比分配
3
2013.01.04-2013.01.04
完成说明书、检查
4
2013.01.05-2013.01.06
绘制零件图和装配图
主指导教师签名
汤迎红
日期：
2013 年 01 月 10 日

课程设计说明书

课程名称： 机械设计课程设计
设计题目：带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮
减速器的设计
专 业：机械设计制造及自动化 班级：
学生姓名: 学 号:
指导教师: 汤迎红

湖南工业大学科技学院教务部 制

目 录
第1章 设计任务 1
第2章 传动方案分析 2
第3章 原动件的选择与传动比的分配 2
3.1原动件的选择 2
3.1.1工作机有效功率 2
3.1.2查各零件传动效率值 3
3.1.3电动机输出功率 3
3.1.4工作机转速 3
3.1.5选择电动机 3
3.2传动比的分配 4
第4章 各轴动力与运动参数的计算 4
4.1.各轴转速 4
4.2.各轴输入功率： 4
4.3.电机输出转矩： 4
4.4.各轴的转矩 5
4.5误差 5
5.齿轮传动设计与校核计算 5
5.1.选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 5
5.2齿轮传动校核计算 6
5.2.1高速级 6
5.2.2低速级 10
第6章 轴径计算及轴的校核 15
6.1初算轴径 15
6.2轴的校核 16
6.2.1中间轴（轴II） 16
6.2.2输入轴（轴I） 21
6.2.3输出轴(轴III) 24
第7章 键的校核 28
7.1.输入轴（轴I）上键的校核 28
7.2.中间轴（轴II）上键的校核 28
7.3.输出轴（轴III）上键的校核 28
第8章 轴承的寿命的校核 29
8.1.输入轴（轴I）上轴承寿命的校核 29
8.2.中间轴（轴II）上轴承寿命的校核 30
8.3.输出轴（轴III）上轴承寿命的校核 31
第9章 选择联轴器 32
第10章 润滑方式 32
参考文献 32

第1章 设计任务
设计任务如图1.1所示，带式运输机的传动装置，其中带的圆周力F=1600N
带速v=2m/s滚筒直径D=450mm；工作条件：两班制连续工作，工作时有轻度震动。使用寿命8年，每年按300天计算，轴承受命为齿轮寿命的三年以上。运输链的、速度误差为链速度的。

1.电机　　2. 联轴器　　3齿轮传动　　　4联轴器　　5.卷筒 6.运输带
图1.1带式传动系统示意图

第2章 传动方案分析
减速方案选用两级减速，传动简图如上图1-1所示
此方案的特点：
(1)齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动系统中一般应首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速级或要求传动平稳的场合，常采用斜齿圆柱齿轮传动。
(2)带传动具有传动平稳、吸振等特点，且能起过载保护作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。在设计时，为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。
(3)本传动装置传动比不大，采用二级传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台单级直齿圆柱齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。
第3章 原动件的选择与传动比的分配
3.1原动件的选择
3.1.1工作机有效功率

3.1.2查各零件传动效率值
联轴器（弹性）效率，
轴承效率 ，
齿轮效率
滚筒效率
故：
3.1.3电动机输出功率

3.1.4工作机转速

电动机转速的可选范围：
取1000
3.1.5选择电动机
选电动机型号为Y112M-4，同步转速1500r/min，满载转速1440r/min，额定功率4Kw

表1.电动机外形尺寸
中心高H
外形尺寸

底脚安装尺寸

底脚螺栓直径
K
轴伸尺寸
D×E
建联接部分尺寸
F×G
112

190×140
12
28×60
8×24

3.2传动比的分配
（1）.理论总传动比

（2）.传动比分配
故 ，
第4章 各轴动力与运动参数的计算
4.1.各轴转速

4.2.各轴输入功率：

4.3.电机输出转矩：

4.4.各轴的转矩

4.5误差

表2.带式传动装置的运动和动力参数
轴 名
功率 P/
Kw
转矩 T/
Nmm
转速 n/
r/min
传动比 i
效率 η/
%
电 机 轴
3.76
24936.111
1440
1
99
Ⅰ 轴
3.7224
24686.75
1440
4.696
96
Ⅱ 轴
3.5746
111326.598
306.644
3.554
96
Ⅲ 轴
3.5035
379947.235
86.281
Ⅳ 轴
3.4685
376147.763
86.281
1
98
5.齿轮传动设计与校核计算
5.1.选择齿轮材料，热处理方式和精度等级
考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为40～55HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。
选用8级精度。
5.2齿轮传动校核计算
5.2.1高速级
1．传动主要尺寸
因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得：

式中各参数为：
（1）小齿轮传递的转矩：
（2）初选=24, 则
式中： ——大齿轮数；
——高速级齿轮传动比。
（3）由参考文献[1] P205 表10-7，选取齿宽系数。
（4）初取螺旋角。由参考文献[1]P215公式图10-26可计算齿轮传动端面重合度：

由参考文献[1] P216得

由参考文献[1] P217图10-28查得螺旋角系数
（5）初取齿轮载荷系数=1.3。
（6）齿形系数和应力修正系数：
齿轮当量齿数为
，
由参考文献[1] P200表10-5查得齿形系数=2.65，=2.17
由参考文献[1] P200表10-5查得应力修正系数=1.58，=1.80
（7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P205公式10-12算得：
由参考文献[1] P208图10-20（c）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：
和。
取安全系数=1.25。
小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：

式中：——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；
——齿轮工作时间。
由参考文献[1] P206图10-18查得弯曲强度寿命系数为：

故许用弯曲应力为
=

所以
初算齿轮法面模数

2 ．计算传动尺寸
（1）计算载荷系数
由参考文献[1] P193表10-2查得使用

由参考文献[1] P194图10-8查得动载系数；
由参考文献[1] P196表10-4查得齿向载荷分布系数；
由参考文献[1] P195表10-3查得齿间载荷分配系数，则

（2）对进行修正，并圆整为标准模数

圆整为
（3）计算传动尺寸。
中心距
圆整为106mm
修正螺旋角

小齿轮分度圆直径
大齿轮分度圆直径

圆整b=40mm
取 ，
式中： ——小齿轮齿厚；
——大齿轮齿厚。
3．校核齿面接触疲劳强度
由参考文献[1] P218公式10-20
式中各参数：
（1）齿数比。
（2）由参考文献[1] P201表10-6查得弹性系数。
（3）由参考文献[1] P217图10-30查得节点区域系数。
（4）由参考文献[1] P205公式10-12计算许用接
触应力
式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P209
图10-21分别查得，
；
——寿命系数，由参考文献[1] P206图10-18查得 ，；
——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得。故

满足齿面接触疲劳强度。
5.2.2低速级
1．传动主要尺寸
因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献[1]P216公式10-17可得：

式中各参数为：
（1）小齿轮传递的转矩：
（2）初选=23, 则
式中： ——大齿轮数；
——低速级齿轮传动比。
（3）由参考文献[1] P205 表10-7，选取齿宽系数
（4）初取螺旋角。由参考文献[1]P215公式图10-26可计算齿
轮传动端面重合度：

由参考文献[1] P216得

由参考文献[1] P217图10-28查得螺旋角系数
（5）初取齿轮载荷系数=1.3。
（6）齿形系数和应力修正系数：
齿轮当量齿数为
，

由参考文献[1] P200表10-5查得齿形系数=2.618，=2.215
由参考文献[1] P200表10-5查得应力修正系数=1.593，
=1.776
（7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P205公式10-12算得：
由参考文献[1] P208图10-20（c）可得两齿轮的弯曲疲劳极限
应力分别为：
和。
取安全系数=1.25。
小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为：

式中：——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；
——齿轮工作时间。
由参考文献[1] P206图10-18查得弯曲强度寿命系数为：

故许用弯曲应力为
=

所以
初算齿轮法面模数

2 .计算传动
（1）计算载荷系数
由参考文献[1] P193表10-2查得使用

由参考文献[1] P194图10-8查得动载系数；
由参考文献[1] P196表10-4查得齿向载荷分布系数；
由参考文献[1] P195表10-3查得齿间载荷分配系数，则

对进行修正，并圆整为标准模数

圆整为
（2）计算传动尺寸。
中心距
圆整为155mm
修正螺旋角

小齿轮分度圆直径
大齿轮分度圆直径

圆整b=55mm
取 ，
式中： ——小齿轮齿厚；
——大齿轮齿厚。
3.校核齿面接触疲劳强度
由参考文献[1] P218公式10-20
式中各参数：
（1）齿数比。
（2）由参考文献[1] P201表10-6查得弹性系数。
（3）由参考文献[1] P217图10-30查得节点区域系数。
（4）由参考文献[1] P205公式10-12计算许用接触
应力
式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P209
图10-21分别查得，
；
——寿命系数，由参考文献[1] P206图
10-18查得 ，；
——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查
得。
故

满足齿面接触疲劳强度。
第6章 轴径计算及轴的校核
6.1初算轴径
按照需要取轴的材料为45钢，调质处理。由[1]P370表15-3取故有：
由参考文献[1]P370公式15-2可得：
输入轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。
中间轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取
输出轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。
式中：——由许用扭转应力确定的系数
6.2轴的校核
6.2.1中间轴（轴II）
1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算：
由参考文献[1]P213公式10-14可知

式中：——齿轮所受的圆周力，N；
——齿轮所受的径向力，N；
——齿轮所受的轴向力，N；
2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算：
由参考文献[1]P213公式10-14可知

式中：——齿轮所受的圆周力，N；
——齿轮所受的径向力，N；
——齿轮所受的轴向力，N；

3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：

4.轴向外部轴向力合力为：

5.计算轴承支反力：
竖直方向，轴承1
轴承2
水平方向，轴承1 ，
轴承2，与所设方 向相反。
轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

6.计算危险截面弯矩
a-a剖面左侧，竖直方向

水平方向
b-b剖面右侧，竖直方向

水平方向

a-a剖面右侧合成弯矩为

b-b剖面左侧合成弯矩为

故a-a剖面右侧为危险截面。
7. 计算应力
初定齿轮2的轴径为=32mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献[1]P106表6-1选择=10×8，t=5mm,=25mm。齿轮3轴径为=35mm，连接键由P106表6-1选择=12×8，t=5mm,=32mm，毂槽深度=3.3mm。
由
，
故齿轮3可与轴分离。
又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故：
抗弯截面系数

抗扭截面系数

弯曲应力

扭转切应力

8.计算安全系数
对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P362表15-1知:
抗拉强度极限=640MPa
弯曲疲劳极限=275 Mpa
剪切疲劳极限=155Mpa
轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献附图3-4查得
绝对尺寸系数由附图3-2和3-3查得：
又由3-1及3-2的碳钢的特性系数

键槽应力综合系数得：（插值法）
由参考文献[1]P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系数
7

许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的
6.2.2输入轴（轴I）
1.计算齿轮上的作用力
由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力
2.平移轴向力所产生的弯矩为：

3.计算轴承支撑反力
竖直方向，轴承1
轴承2
水平方向，轴承1
，
轴承2，
轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

4.计算危险截面弯矩
a-a剖面左侧：
竖直方向
水平方向
其合成弯矩为

a-a剖面右侧：
竖直方向
水平方向
其合成弯矩为
故危险截面在a-a剖面左侧。
5.计算截面应力
抗弯截面系数
抗扭截面系数
弯曲应力

扭剪应力

6．计算安全系数
对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P362表15-1知:
抗拉强度极限=640Mpa
弯曲疲劳极限=275 Mpa
剪切疲劳极限=155Mpa
轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献附图3-4查得
绝对尺寸系数由附图3-2和3-3查得：
又由3-1及3-2的碳钢的特性系数

键槽应力综合系数得：（插值法）
由参考文献[1]P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系数

许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的
6.2.3输出轴(轴III)
（三）
1.计算齿轮上的作用力
由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力

2.平移轴向力所产生的弯矩为：

3.计算轴承支撑反力
竖直方向，轴承1
轴承2
水平方向，轴承1 ，
轴承2，
轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

4.计算危险截面弯矩
a-a剖面左侧，竖直方向
水平方向
其合成弯矩为

a-a剖面右侧，竖直方向
水平方向
其合成弯矩为

故危险截面在a-a剖面左侧。
5.计算截面应力
初定齿轮4的轴径为=40mm，连接键由参考文献[1]P106表6-1选择=12×8，t=5mm,=28mm
抗弯截面系数

抗扭截面系数

弯曲应力

扭剪应力

6．计算安全系数
对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P362表15-1知:
抗拉强度极限=640Mpa
弯曲疲劳极限=275 Mpa
剪切疲劳极限=155Mpa
轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献附图3-4查得
绝对尺寸系数由附图3-2和3-3查得：
又由3-1及3-2的碳钢的特性系数

键槽应力集中系数得：（插值法）
由参考文献[1]P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系数

许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的
第7章 键的校核
7.1.输入轴（轴I）上键的校核
联轴器处连接键由参考文献[2]P106表6-1选择=8×7，t=4mm,=40mm。轴径为=25mm
联轴器处键连接的挤压应力

由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]P106表6-2查得，显然键连接的强度足够！
7.2.中间轴（轴II）上键的校核
齿轮2处键连接的挤压应力

齿轮3处键连接的挤压应力

由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献[1]P106表6-2查得
，显然键连接的强度足够！
7.3.输出轴（轴III）上键的校核
联轴器处连接键由参考文献[1]P106表6-1选择=10×8，t=5mm,=70mm。轴径为=35mm
联轴器处键连接的挤压应力

齿轮选用双键连接，180度对称分布。参考文献[1]P106表6-1选择=12×8，t=5mm,=28mm。轴径为=44mm

齿轮处键连接的挤压应力

由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得，显然键连接的强度足够！
第8章 轴承的寿命的校核
8.1.输入轴（轴I）上轴承寿命的校核
由参考文献[2]P191表8-33查7206C轴承得轴承基本额定动负荷=17.8KN，基本额定静负荷=12.8KN

轴承1的派生轴向力为：
轴承2的派生轴向力为：
由于故轴承2为松端，轴承1为紧端
故轴承1的轴向力，
轴承2的轴向力
由参考文献[1]P321表13-5可查得：
又
取
故
取
根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P320~321表13-4，13-6得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命

已知工作年限为8年单班,故轴承预期寿命
，故轴承寿命满足要求

8.2.中间轴（轴II）上轴承寿命的校核
由参考文献[2]P191表8-33查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN，基本额定静负荷=17.5KN

轴承1的派生轴向力为：
轴承2的派生轴向力为：
由于故轴承1为松端，轴承2为紧端
故轴承1的轴向力，
轴承2的轴向力
由参考文献[1]P321表13-5可查得：
又
取

故
取
根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P320~321表13-4，13-6得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命

已知工作年限为8年单班,故轴承预期寿命
，故轴承寿命满足要求
8.3.输出轴（轴III）上轴承寿命的校核
由参考文献[2]P191表8-33查7208C轴承得轴承基本额定动负荷=26.8KN，基本额定静负荷=20.5KN

轴承1的派生轴向力为：
轴承2的派生轴向力为：
由于故轴承1为松端，轴承2为紧端
故轴承1的轴向力，
轴承2的轴向力
由参考文献[1]P321表13-5可查得：
又
取
故
取
根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P320~321表13-4，13-6得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命

已知工作年限为8年单班,故轴承预期寿命
，故轴承寿命满足要求
第9章 选择联轴器
由于电动机的输出轴径（d=38mm）的限制，故由参考文献[2]P196表8-36选择联轴器为Lx1型弹性柱销联轴器，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选Lx3型，孔径取35mm。
第10章 润滑方式
由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，参考文献[3]P781表14-2故润滑油选用工业闭式齿轮油（GB5903——1995），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。参考[3]P779表14-1轴承的润滑脂选用通用锂基润滑脂（GB 7324——1994）。牌号为2号。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。
参考文献
［1］濮良贵，纪名刚.《机械设计》（第八版）［Ｍ］.高等教育出版社，2006.
［2］杨光等主编《.机械设计课程设计》［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2010.
[3] 毛谦德，李振清主编《机械设计师手册》（第三版）［Ｍ］. 北京：机械工业出版社，2006
[4] 朱理主编《机械原理》(第二版)［Ｍ］高等教育出版社
[5]刘鸿文主编《材料力学》（第五版）［Ｍ］高等教育出版社.
[6]徐学林主编《互换性与测量技术基础》［Ｍ］（第二版）湖南大学出版社.
[7]庞国星主编《工程材料与成形技术基础》［Ｍ］机械工业出版社.