二级齿轮减速箱课程设计带式运输机传动装置二级斜齿轮展开式.docx

设计题目：
学院 ：
班级：
设计者：
学号：
指导老师：
设计时间：
目 录
一、设计任务书-----------------------------------------2
二、传动方案分析---------------------------------------2
三、电动机的选择计算-----------------------------------3
四、总传动比的确定和各级传动比的分配-------------------3
五、运动和动力参数的计算-------------------------------3
六、传动零件的设计-------------------------------------4
七、轴的设计和计算------------------------------------13
八、滚动轴承的选择和计算------------------------------18
九、键连接的选择和计算--------------------------------20
十、联轴器的选择和计算--------------------------------21
十一、润滑和密封的说明--------------------------------21
十二、拆装和调整的说明--------------------------------22
十三、减速箱体的附件的说明----------------------------22
十四、设计小节----------------------------------------23
十五、参考资料----------------------------------------23
一、设计任务书
课程设计的题目：带式运输机传动装置（二级斜齿轮展开式）
（1）传动示意图：

（2） 输送带的牵引力F=1500KN
输送带的速度υ
提升机鼓轮的直径D=300mm
（3）工作条件及设计要求：工作环境清洁，运转方向不变，工作载荷稳定,工作寿命为20年，每年300个工作日，每日工作16小时。总传动比误差不超过±5%。
二、传动方案分析
这是两级减速器中最简单、应用最广泛的结构。但齿轮相对于轴承位置不对称。当轴产生弯扭变形时，载荷在齿宽上分布不均匀，因此轴应设计得具有较大刚度，并使高速轴齿轮远离输入端。淬硬齿轮大多采用此结构。
计 算 及 说 明
三．电动机选择计算
1．原始数据如下：
①输送带的牵引力F=1500N
②
③提升机鼓轮的直径D=300mm
2．电动机型号选择
运输机所需功率Pwkw
取η4（带）,η7（轴承） ,η8（齿轮传动）,η8（联轴器）,η8（滚筒效率）；
ηa=η1×(η2)4×( η3)2×η4×η5=0.75
电动机功率 Pd=Pw / ηa=2.6 kw,故选择其额定功率为3kw
工作机转速 r / min
电动机转速 已知.
，
故选电动机型号为Y132S-6 其主要参数为：Nd=78r / min,D=24mm,，H=160mm, r / min
四．总传动比确定及各级传动比分配
分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑。
nm=960r / min；ia=nm / n=960 / =1
，取其为，所以
所以
五．运动和动力参数的计算（各轴转速，各轴输入功率和输入转矩）
1.各轴转速：
n1=nm / i1=960/=384r / min
n2=n1 / i2=384/=r / min
n3=n2 / i3= /= r / min
2.各轴输入功率：
P1=Pd×η01=×0.94=kw
P2=P1×η02=×8×7=kw
P3=P2×η34=××7=kw
P4 = kw
3.各轴输入转距：
Td=9550×Pd/nm=9550×/960=N·m
T1=9550×P1/N 1=9550×2.444/384= N·m
T2=9550×P2/N2=9550×2.32= N·m
T3=9550×P3/N3=9550×/=N·m
运动和动力参数计算结果整理于下表：

轴名
功率P(kw)
转距T(N·m)
转速n(r/min)
传动比i
效率 η
输入
输出
输入
输出
电动机轴

3

25,86
960

4
一轴

1

384

5
二轴

156,10

三轴

1
5
六．传动零件的设计计算

工作情况为：运转方向不变，工作载荷稳定。所以选用Ka=1.1
计算功率为Pca=Ka××=kw ;小带轮转速为384r/min
①根据计算功率Pca和小带轮转速n1查表选择的带型为普通v带B型
②初选小带轮的基准直径d1:
查表选d1=140mm 故d2=i1××140=350mm,查表确定d2为350mm
验算带的速度v1:
v=π×d1×nm/(60××140×960/(60×1000)= m/s,经验算符合要求
③确定中心距a和带的基准长度Ld:
×(d1+d2)<a0<2(d1+d2)
0.7×(d1+d2)=(140+350) ×0.7=343
2(d1+d2)= (140+350) ×2=980
取a0=400mm
所需带的基准长度Ld1≈2×a0+π/2×(d1+d2)+(d2-d1) × (d2-d1)/4×a0=15,查表选择Ld=1600mm
实际中心距a≈a0+(Ld-Ld1)/2=400+(350-140) /2=505
=a-0.015Ld=×1600= 481mm ,
=a+0.03Ld=505+3×1600=553mm
④验算主动轮上的包角α1:
α1≈180°—(d2-d1)/a×°=180°-(350-140)/505×°= 15°≧90°符合要求
⑤确定带的根数z：
Z=Pca/(Po+△Po)KαKL
由d1和nm 查表 2.08kw
由nm和i 查表△Po=0.30kw
Z=/(+0.30) ××5=
其中 5
⑥确定预紧力Fo:
)/zv+qv²=500××N
×=2N
⑦计算带传动作用在轴上的力Fp
为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的力Fp。如果不考虑带的两边的拉力差，则Fp=2zsin(/2)=2×2××sin()=N

u 选精度等级、材料及齿数
①运输机一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。
②材料选择。有表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选小齿轮齿数 Z1=24, 大齿轮齿数 Z2=×24≈60
④选取螺旋角。初选螺旋角 =
u .按齿面接触疲劳强度进行计算
设计计算公式是
1)确定公式内各计算数值：
①
②
③ 由图10-26查得0.78 +
④ 小齿轮传递的转矩：T1=95.5××P/N=95.5××/384=×Nmm
⑤ 由表10-7选取齿宽系数
⑥ 由表10-6查得材料的弹性影响系数
⑦ 由图10-21d查得齿轮的接触疲劳强度极限MPa
⑧ 应力循环次数 N1=60n1jLh=60×384×1×96000=×
N2= N1/i=×/=×
⑨ 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.9, KHN2
⑩ 计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1
0.9×600/1=540 MPa
×550/1=517 MPa
所以需用接触应力为=×(540+517)=528.5 MPa
2)代入数据进行计算

≧mm
b.计算圆周速度 V=∏dt1 n1/（60x1000）=∏xx384/（60x1000）=m/s

b=φd d1t=1xmm=mm
=/ Z1=×/24=mm
d计算齿宽与齿高之比b/h
2.69mm=mm
所以b/h=6/=10.99mm

×Z1××1×24×tan14°

根据v=
直齿轮，KHα= KFα=1.2 . .
由表10-2查得使用系数KA=1
查图10-13得KFβ
由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮1相对支承非对称布置时，由b/h=，KHβ=1.422, ，故载荷系数
K= KAKvKHαKHβ.222=
实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由（10-10a）得
==6x=mm

=mm
u 按齿根弯曲强度设计

1)确定公式的计算数值
①载荷系数
K= KAKvKFαKFβ=1x1.1x1.2x1.422=
②根据纵向重合度1.903,从图10-28中查得螺旋角影响系数
③计算当量齿数

④查取齿形系数
由表10-5查得
⑤查取应力校正系数
3
⑥查取大小齿轮的YFa YSa/ [δF]
由图10-20C查小齿轮弯曲疲劳强度极限=500Mpa;小齿轮=380 Mpa
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85;
所以取弯曲疲劳系数为S=1.4,有式10-12得
小： [δF]1= KFN1δFE1/S
大： [δF]2= KFN2δFE2/S=
故：小：YFa1 YSa1/ [δ
大：YFa2 YSa2/ [δ
2）设计计算

对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=mm,已经可以满足弯曲强度。但为了同时满足弯曲疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=68mm来计算相应的齿数
于是 由Z1=d1/=68/≈27
取Z1=27,则Z2=×27= 取Z2=68
u 几何尺寸计算
1) 计算中心距
(27+68)×/2cos14°=1mm
将中心距圆整为123mm
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
15.10°
因为值变化很小，故参数、、等参数不必修正
3) 计算大小齿轮的分度圆直径
=69.59mm

齿顶圆直径
齿根圆直径
4) 计算齿轮宽度

所以取B1=70mm , B2=75mm

u 选定齿轮类型、精度等级、材料及热处理工艺。
①根据传动特点：选用斜齿圆柱齿轮传动；
②速度不高，所以与一级一样选用7级精度；
③材料选择：选择小齿轮材料为40 Cr，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS；
④热处理工艺：大小齿轮都用调质处理。
⑤初选小齿轮齿数为Z1=24 大齿轮齿数为Z2=×24≈46u= / =
u .按齿面接触疲劳强度进行计算
设计的计算公式是：

1) 确定公式内各计算数值：
a
b 小齿轮传递的转矩 T2=9550=9550×=Ｎｍ
c 由表10-7选取齿宽系数φd=1
d
e 由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮1的接触疲劳强度极限δHlim1=600Mpa大齿轮2的接触疲劳强度极限δHlim2=550Mpa
f 计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×1×1×（16×300×15）=× N2=N1/u=×/=×
g 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1，KHN2=1-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
[δH]1= KHN1XδHlim1/S=1x600=600MPa
[δH]2= KHN2XδHlim2/s=1x550=550mPa
所以 [δH]=550MPa
2) 计算
a 求小齿轮分度圆直径,带入公式计算
mm
b 计算圆周速度

c 计算齿宽

d 计算齿宽与齿高之比
模数：
齿高：
b/h=/=mm
e 计算载荷系数
根据 七级精度，由图10—8查得动载荷系数 ;
斜齿轮
由表10—2查得使用系数;
由表10—4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，
由，，查图10—13，得；
故载荷系数
f 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

g 计算模数

u 按齿根弯曲强度设计/
即按公式设计计算
1) 确定公式中的各计算值
a 由图10—20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳极限；
b 由图10—18取弯曲疲劳寿命系数，
c 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）有

d 计算载荷系数K

e 查取齿形系数
由表10—5查得；
f 查取应力校正系数
由表10—5查得；
g 计算大，小齿轮的并加一比较

大齿轮的数值大。
2) 设计计算

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（既模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度所算得的模数mm并就圆整为标准值m=㎜，按接触强度算得的分度圆直径d1=3

大齿轮齿数
这样设计的齿轮传动，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。
3) 几何尺寸计算
a 计算分度圆直径

b 计算中心距

c 计算齿轮宽度

取 ，
验算传动系统速度误差
m/s
m/s

满足要求
七、轴的设计和计算
(一) 第一根轴的设计
已知条件：轴上的功率kw,转速n1=384r/min,转矩T1=N•m
1) 初步计算直径
轴的材料选用常用的45钢
当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：

1轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；查表15-3取A1= 112
，初定d1=21mm
2) 轴的结构设计
结构图如下

装配方案是：左端依次安装角接触球轴承，轴承端盖，右端依次安装套筒、角接触球轴承，轴承端盖，带轮。
轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（6~8）mm，否则可取（4~6）mm
轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（1~3）mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。
(二) 第三根轴的设计
已知条件：轴上的功率P3=kw,转速n3= r/min,转矩T3=N•m
1) 初步计算轴径
a 轴的材料选用常用的45钢

3轴也为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；查表取A3=112
，取为35mm
b 输出轴的最小直径显然是安装在联轴器的直径处。为了使所选直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。
×1226.1=1764.88 n.m 故取联轴器型号为HL5型 则孔径dFG=50 半联轴器与轴配合的长度为L1’=107mm
2) 轴的结构设计
初步设计如下图：

装配方案：左端依次安装齿轮，角接触球轴承，端盖，右端依次安装角接触球轴承、
轴承端盖，联轴器。
尺寸设计准则同1轴
(三) 第二根轴的设计及其校核
•m
1) 初步确定轴的最小直径
2轴为非外伸轴，应取较大的A值；查表15-3，A2=120。
取d2 =45mm
2) 轴的初步设计如下图：
装配方案：左端依次安装大齿轮，角接触球轴承，端盖，右端依次安装 角接触球轴承、端盖。
尺寸设计准则同1轴
3) 2轴的弯扭合成强度计算
由2轴两端直径d=45mm，查《机械零件手册》得到应该使用的轴承型号为7309C，D=100mm，B=25mm a=20.2mm（轴承的校核将在后面进行）。
a 求作用在齿轮上的力,轴上的弯距、扭距，并作图

齿轮上的作用力：
大齿轮的圆周力=2 /d1=2*456.4/242.2=3.77KN;
径向力= •tanα=3.77*tan20°
轴向力为KN
小齿轮的圆周力 =2/ d2120=KN;
径向力 =•tanα=3.77*tan20°
轴的结构图做出轴上的弯矩图和扭矩图。
水平面：

铅垂面：
同理用受力分析得到,

所以
载荷
水平面
垂直面
支反力F

弯矩M

··m
总弯矩

扭矩T
T=456.4 N·m
4) 按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式（15-5）和上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取a=0.6,轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得
因此,故安全.
八．滚动轴承的选择计算
1．Ⅰ轴上的轴承的选择两端采用角接触球轴承，根据轴直径d=25mm，选择角接触球轴承的型号为
7005C，主要参数如下：D=47mm;B=12mm;a=mm
基本额定静载荷 kN
基本额定动载荷kN
极限转速 Vmax=12000r / min
2．П轴上轴承的选择与寿命检验
(1).轴承的选择
选择使用角接触球轴承，根据轴直径d=30mm，选用角接触球轴承的型号为7006C，
主要参数如下： D=55mm；B=13mm；a=mm
基本额定静载荷 Co= kN
基本额定动载荷 C =15.2 kN
极限转速 Vmax=9500 r / min
(2).寿命计算

两轴承的径向合力分别为：

由插值法确定得

两次相差的值不大，因此确定
查表13-5得

两轴承运转中只有轻度冲击，按表13-6，=1.1，则

所以按轴承1 的受力大小验算
轴承计算寿命
减速器设计寿命
所以
满足寿命要求。
(3).极限工作转速计算
以上所选各轴承的极限转速都成立，所以他们的极限工作
转速一定满足要求。
3.Ш轴的轴承选择
选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=75mm，选用深沟球轴承的型号为6215，
主要参数如下： D=130mm；B=25mm；
基本额定静载荷 Co=49.5 kN
基本额定动载荷 C =66 kN
极限转速 Vmax=4500 r / min
九、键连接的选择和计算
1) 键的选择
Ⅰ轴键槽部分的轴径为28mm，所以选择普通圆头平键
键8×7,b=8mm, h=7mm, L=75mm
Ⅲ轴左端键槽部分的轴径为80.25mm，所以选择普通圆头平键
键22×14 ,b=22mm h=14mm L=100mm
Ⅱ轴键槽部分的轴径为52mm，所以选择普通圆头平键
键 16×10,b=16mm, h=10mm, L=65mm
2) Ⅱ轴键的强度计算
假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为

查表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用挤压应力为100~120MPa，所以取
[]=110 MPa
Ⅱ轴上键的强度计算
T2=456.3Nm k=0.5h=5mm l=L-b=65-16=49mm
故≤[]
满足强度条件
十．联轴器的选择计算
1．计算联轴器的计算转距

查表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取
N﹒m
2．型号选择
根据计算转距选择挠性联轴器GY8型
主要参数如下：
公称扭距 （满足要求）
许用转速 （满足要求）
轴孔直径 d=60mm
轴孔长度 L=142mm
十一．润滑和密封说明
1．润滑说明
因为滚动轴承速度较低，所以轴承采用稠度较小的润滑脂进行脂润滑。润滑脂
的填入量为轴承空隙体积的1/2。齿轮速度没超过2~3m/s,所以采用浸油润滑，
齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距
离为30~60mm。
2．密封说明
防止外界的灰尘、水分等侵入轴承并阻止润滑剂的漏失，轴承的密封装置用“挡油盘”。
在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。部分面允许涂以密封胶或水
玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。
十二．拆装和调整的说明
3) 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常
工作。当轴直径为30~50mm时，可取游隙为40~70mm。
4) 在安装齿轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度
确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研
跑合或调整传动件的啮合位置。
十三．减速箱体的附件说明
箱体是用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封闭工作空间，防止外界
灰砂侵入和润滑逸出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。箱体的一
些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗
、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能
进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全
系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑
散热、润滑等因素后确定的。其材料为：HT200。加工工艺路线：铸造毛坯→时效→
油漆→划线→粗精加工基准面→粗、精加工各平面。→粗、半精加工各主要加工孔
→精加工主要孔→粗、精加工各次要孔→加工各紧固孔、油孔等→去毛刺→清洗→
检验。
箱体附件有：窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、起盖螺钉、油标、放
油孔及放油螺塞、起吊装置。
十四．设计小结
经过两个多星期的工作，我和胡继终于共同将此次设计完成。
之前真的低估了课程设计的难度，当动手算、动手查每一个数据并一遍遍改正的
时候才越来越发现设计任务的艰巨，它不仅仅需要有不错的机械设计基础知识，更重
要的是要有一定得耐力和细心。通过此次设计，我们对机械设计知识有了进一步的了
解和掌握，也进一步掌握了对CAD知识的熟练运用，最终懂得了减速器的设计过程。
另外我们此次设计的如期完成也离开不了沈爱红老师对于本次的课程设计提供的
很多的指导与帮助，在这里真心地感谢沈老师。
十五．参考资料
1．《机械设计》濮良贵 纪名刚 主编，高等教育出版社，2005年。
2．《机械设计课程设计手册》吴宗泽 罗圣国主编，高等教育出版社，2006年。
3.《工程图学》鲁屏宇主编 2006年。
4.《互换性与测量技术基础》 毛平淮主编。
5．机械设计手册软件版 第三版。

结果
Pw=kw
ηa =0.75
= r / min
电动机型号Y132S-6
相关参数为Nd=78r / min
D=24mm
P=2-2kw
H=160mm
Nm=960 r / min

n1=384 r / min
n2=r / min
n3= =r / min
P1=kw
P2=kw
P3= kw
P4= kw
Td=N·m
T1=N·m
T2= N·m
T3=N·m
Ka=1.1
Pca= kw
带型为普通v带B型
初选d1=140mm
d2=350mm
a=505mm
Z=2
=
Fp=N
高速级齿轮选用7级精度的直齿圆柱轮传动，小齿轮材料为40Cr,硬度为280HBS大齿轮材料为45刚，硬度为240HBS。热处理均选用调质处理。
24;60

+
× Nmm

×
N2=1×
KHN1=0.9,
KHN2

=

b=mm
=
b/h=mm

=1

=72mm
=
K
=

=
=72mm
Z1=94

a=157mm

B1=73mm
B2=78mm
低速级齿轮传动选用7级精度的直齿圆柱齿轮传动
小齿轮材料选用40Cr ;
大齿轮材料选用45钢
均用调质处理
Z1=24
Z2=67

φd=1

×
×
[δH]=517MPa
=

b=

336mm

经验算传动系统误差满足要求
轴的材料选用常用的45钢
d1=28mm
=60mm
d2 =45mm
7309C

=3.77KN;

KN

满足弯扭强度许用应力
Ⅰ轴轴承7208C
D=80mm;B=18mm;a=17mm
Co=25.8 kN

Ⅱ轴轴承为7309C

Co=39.8 kN
C =49.2 kN
Vmax=6000 r / min

L=

寿命满足要求
Ⅲ轴轴承选6215
D=130mm；B=25mm；
Co=49.5 kN
C =66 kN
Vmax=4500 r / min
Ⅰ轴键
键8×7 ,L=75mm
Ⅲ轴键
键22×14 L=100mm
Ⅱ轴键
键 16×10,L=65mm
≤[]
Ⅱ轴键满足强度要求

联轴器为GY8型

d=60mm
L=142mm