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输送带传动机构二级圆柱齿轮减速器说明书

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2020年4月19日
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1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的同轴式二级圆柱齿轮减速器
一． 总体布置简图

二． 工作情况：
单向运转，有轻微振动，经常满载空载启动，单班制工作，使用年限5年，输送带速度允许误差为±5%。
三． 原始数据
输送带拉力　F/N：1800
输送带速度V（m/s）：1.1
滚筒的直径D（mm）：350
四． 设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算；
2.直齿轮传动设计计算
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
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
2传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度能够大致相同。结构较复杂，轴向尺寸小。
3电动机的选择
1．电动机类型和结构的选择
按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
2．电动机容量的选择
1） 工作机所需功率Pw
Pw＝2.02kW
其中，平带传动的效率0.98
2） 电动机的输出功率
Po＝Pw/η
由[1]P134表10-1查得联轴器效率η＝0.99，一对齿轮传动效率η＝0.97，一对滚动轴承效率η＝0.99，因此
η＝0.9
Po＝2.24kW
3．电动机转速的选择
Pm=(1～1.3)Po=2.24——2.912 kW
Nw=60Vw/ Πd=60.05 r/min
根据[1]P13表3-2确定单级圆柱齿轮传动比i= 3～5
则总传动比的范围 i=9～25
电动机的转速范围应为 n=540.45～1501.25 r/min
初选为同步转速为1000 r/min的电动机
4．电动机型号的确定
综合考虑电动机和传动装置的情况后，根据[1]P223表10-110确定电动机的型号为Y132S-6。
额定功率为3kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。
计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1．计算总传动比
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
i＝nm/nw=960/60.57=15.99
2．合理分配各级传动比
I1=4.559
I2=3.507
各轴转速、输入功率、输入转矩
参 数
轴 名
电动机轴
I轴
II轴
III轴
滚筒轴
转速（r/min）
960
960
210.57
60.04
60.04
功率（kW）
3
2.97
2.85
2.74
2.69
转矩（N/m）
29.84
29.55
129.26
435.83
427.87
传动比i
1
4.559
3.507
1
效率
0.99
0.96
0.96
0.98

4传动件设计计算
1． 选定齿轮传动类型、精度等级、材料及齿数热处理方式、确定许用应力。
1）直齿圆柱齿轮传动
2） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为45（正火），硬度为210HBS，大齿轮材料为45（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为10HBS。
2） 精度等级选用8级精度；
3） 试选小齿轮齿数z1＝24，大齿轮齿数z2＝85的；
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，因此经过低速级的数据进行计算
按[2]P130式（7—37）试算，即

1） 确定公式内的各计算数值
（2） 由图7-31选取区域系数ZH＝2.5
（3） 由表7-13选取尺宽系数ψd＝0.7
（5） 由表7-11查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（4） 计算重合度εα
εα=1.88—3.2（1/z1+1/z2）=1.723
4
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；
（9） 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＝600MPa
[σH]2＝550MPa
2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径
do≥
79.637=80mm
（2） 计算圆周速度
V =0 .88m/s
（3） 计算齿宽b及模数m
b=φddo=0.7×80mm=56mm 经圆整b=55 mm
m = 3.32 经圆整m = 3.5
h=2.25m=2.25×3 mm=6.75 mm
（5） 计算载荷系数K
已知载荷有轻微振动，因此取KA=1.25 [2]P129表7-10
根据v=0.88 m/s,8级精度，由[2]P128 图7-28查得动载系数KV=1.2；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
故 Kβ=1.19
由[2]图7-30查得Kβ=1.19
由[2]图7-29查得Kα=1.25。故载荷系数
K=KAKVKαKβ=1.25×1.2×1.25×1.19=2.23
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
d1= 84 mm
3．按齿根弯曲强度设计 [2]P131式7-39

σF1=108.85 ≤210
σF2=103 ≤ 210
满足强度要求
4．几何尺寸计算
1） 计算中心距
z1 =24， z2=85
a =190.75 mm
B1=60mm，B2=55mm
同理可得，高速齿轮的几何尺寸
z1 =24， z2=110
m= 2
a =134 mm
B1=40 mm，B2=35 mm
5） 结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其它有关尺寸参看大齿轮零件图。

5轴的设计计算
II轴：
1．初步确定轴的最小直径
d≥ 26.2mm
2．求作用在齿轮上的受力
Ft1= 1174.9N
Fr1=427.6N
Ft2=3077N
Fr2=1120N
3．轴的结构设计
1） 径向尺寸
d1、d7处与轴承内径相配合，为便于轴承安装，故取d1=d7=30 mm，选定轴承型号为6306 [1]P167表10-35。d3、d5处与齿轮孔径相结合，为了便装配，按标准直径系列（[2]P280表14-6）取d3=33.5mm,d5=40mm。d4处为轴环，起定位作用，取d4=46mm。d2、d6处安装套筒，以固定齿轮和轴承。
2） 轴向尺寸
与齿轮相配合的轴段长度，略小于其轮毂宽度。大、小齿轮的轮毂宽度均为B=（1.2～1.5）×30，取B=40 mm，取轴段为L3=48,L5=43 mm。与轴承相配合的轴段L1、L7，轴承宽度为19 mm，取挡油板为5 mm，则L1=L7=19 mm。其它轴段长度与轴间配合有关，取L2=30 mm，L6=10 mm
4． 求轴上的载荷
FH= 503 N
FV=2244 N
5.求弯矩
大齿轮所在截面所受的水平弯矩等于：MH=112.5x503=56587.5N*mm
大齿轮所在截面所受的垂直弯矩等于：MV=112.5x2244=252450 N*mm
合成弯矩：=258714 N*mm [2]P283
因为单相运转，转矩为脉动循环，α=0.6。
α*T=0.6x129243=77545.8 N*mm
当量弯矩：=270085.7 N*mm
由[2]P280式14-4可知
da=31.42 mm
dm=36.62 mm
考虑键槽da=105%x31.42=32.99<33.5 mm
dm=105%x36.62=38.451<40 mm
强度满足
轴承的校核：
P1=2087.7 N，P2=2251.98 N
因为P1<P2，取较大值P2。查[2]P252表13-15
fp=1.1 表13-14
ft=1
fp*P2/ft=1.1x2251.8/1=2477
根据P252式13-2 计算
C=14101.2 N<20800N，满足强度要求
I轴：

1．初步确定轴的最小直径
d≥ 16.03 mm
2．求作用在齿轮上的受力
Ft1=1230,9 N
Fr1=448 N
3．轴的结构设计
1） 径向尺寸
从轴段d1=18 mm开始
d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07～0.1）d的范围内按经验选取，故d2=20.52～21.6,该直径处将安装密封毡圈，标准直径应取d2=20 mm [2]P191表10-50，d3处与轴承内径相配合，为便于轴承安装，故取d3= d7 =25 mm，选定轴承型号为6005 [1]P167表10-35。d4处与齿轮孔径相结合，为了便装配，按标准直径系列（[2]P280表14-6）取d4=28mm。d5起固定作用，由h=（0.07～0.1）d =1.96～2.8 mm，取h=2 mm，d5=35 mm。d7与轴承配合，取d7=d3 =25 mm。d6为轴承轴肩，取d6=30 mm
2） 轴向尺寸
与齿轮相配合的轴段长度，略小于其轮毂宽度B=(1.2～1.5)=33.6～42 mm,取B=40 mm，取轴段L4=38 mm.联轴器HL1的Y型轴孔B=30 mm,取轴段长L1=28 mm。与轴承相配合的轴段L7，查轴承宽度为15 mm，取挡油板为8 mm，于是L7=15mm,L3 =113mm
轴承端面与箱体内壁的距离Δ1与轴承润滑有关，取Δ1=5 mm。齿轮端面与箱体壁的距离Δ2=10～15 mm。分箱面宽与螺栓装拆空间有关，轴承盖螺钉至联轴器距离Δ3=10～15 mm。
综合考虑取L2=55 mm。
4． 求轴上的载荷
FH= 116.7 N
FV=320.6 N
5.求弯矩
小齿轮截面所受的水平弯矩等于：MH=123.5x116.7=14412.5 N*mm
小齿轮截面所受的垂直弯矩等于：MV=123.5x320.6=39594.1 N*mm
合成弯矩：=42135.9N*mm
因为单相运转，转矩为脉动循环，α=0.6。
α*T=0.6X29542=17725.2N*mm
当量弯矩：=45712N*mm
由[2]P280式14-4可知
da=14.77mm
dm=20.26 mm
考虑键槽da=105%x14.77=15.5<18 mm
dm=105%x20.5=21.27<28 mm
强度满足
轴承的校核：
P1=331.3N,P2=968.8 N
查[2]P252表13-15
fp=1.1 表13-14
ft=1
fp*P2/ft=1.1x968.8/1=945
根据P252式13-2 计算
C=10058 N<10800N，满足强度要求
III轴：

1．初步确定轴的最小直径
d≥ 39.31 mm
2．求作用在齿轮上的受力
Ft1= 2929.6 N
Fr1=1066.4 N
3．轴的结构设计
1） 径向尺寸
从轴段d1= 40 mm开始
d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07～0.1）d1的范围内按经验选取，故d2=45.6～48 mm,该直径处将安装密封毡圈，标准直径应取d2=55 mm [2]P191表10-50，d3处与轴承内径相配合，为便于轴承安装，故取d3=60 mm，选定轴承型号为6012 [1]P167表10-35。d6处与齿轮孔径相结合，为了便装配，按标准直径系列（[2]P280表14-6）取d4=71mm。d5处为轴环，起定位作用，取d4=70 mm。d7与轴承配合，取d7=d3=60 mm。d6为轴承轴肩，取d5=80 mm。
2） 轴向尺寸
与齿轮相配合的轴段长度，略小于其轮毂宽度B=(1.2～1.5)d=63.6～79.5 mm,取B=86 mm，取轴段L4=84 mm.联轴器HL3的J型轴孔B=84 mm,取轴段长L1=82 mm。与轴承相配合的轴段L7，查轴承宽度为19mm，取挡油板为20 mm，于是L7=33 mm
轴承端面与箱体内壁的距离Δ1与轴承润滑有关，取Δ1=5 mm。齿轮端面与箱体壁的距离Δ2=10～15 mm。分箱面宽与螺栓装拆空间有关，轴承盖螺钉至联轴器距离Δ3=10～15 mm，
综合考虑取L2=55 mm。L3、L6的长度与其它轴的配合有关，分别取L3=38 mm、L6=11.5mm。轴环宽度L5=15.5 mm。
4． 求轴上的载荷
FH= 572 N
FV=357.8 N
5.求弯矩
大齿轮截面所受的水平弯矩等于：MH=88x572=50336N*mm
大齿轮截面所受的垂直弯矩等于：MV=88x1357.8=119486.4 N*mm
合成弯矩：。。。。。。。。。。。。。。=129656.13 N*mm
因为单相运转，转矩为脉动循环，α=0.6。
α*T=0.6x435781=261469 N*mm
当量弯矩：=291850.56N*mm
由[2]P280式14-4可知
da=36.23 mm
dm=58 mm
考虑键槽da=105%X36.23=37.58<40 mm
dm=105%x58=60.9<71 mm
强度满足
轴承的校核：
P1=1572.2 N，P2=1647.98N
查[2]P252表13-15
fp=1.1 表13-14
ft=1
fp*P2/ft=1.1x1647.98/1=1812.8
根据P252式13-2 计算
C=6791.9 N<24500N，满足强度要求

6键连接的选择及校核计算

键的位置
b×h
所在轴
直径
工作长度
工作高度
转 矩
极限应力
高速轴
齿 轮
8X7
28
30
3.3
29．55
117
联轴器
6×6
18
23
2.8
29．55
56
中间轴
大齿轮
10×8
40
30
3.3
129．26
117
小齿轮
10×8
33.5
40
3.3
129．26
117
低速轴
齿 轮
20X12
53
44
4.9
435．83
100
联轴器
14×9
60
72
3.8
435．83
95

所选键槽为A和C型键槽，由于键采用静联接，冲击轻微，因此许用挤压应力为100 ～120MPa ，因此上述键皆安全。

7连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，因此考虑选用它。
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，因此工作情况系数为 K=1.3，
计算名义转矩为Tc=K*T=28.47 N/m
考虑电动机外伸轴径，选用弹性柱销联轴器HL1（GB5014—85）
其主要参数如下：
公称转矩 160 N/m
轴孔直径 ， 18
轴孔长 ， 30
（[2]P184表10-43）（GB5014—85）
三、第二个联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，因此工作情况系数为K=1.3 ，
计算转矩为 Tc=K*T=430.82 N/m
因此选用凸缘联轴器YL10（GB5843—86）
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩630 N/m
轴孔直径 405mm
轴孔长 ，84 mm
（[2]P184表10-41）（GB5014—85）

8减速器箱体的结构设计
1、 减速器箱体的结构：铸造的卧式剖分箱体
2、 轴承类型及润滑方式：齿轮油润滑，轴承采用深沟球轴承，由于第二级级齿轮的圆周速度v＜2m/s时，轴承采用脂润滑。
3、 轴承盖的结构形式：凸缘式轴承盖
4、 轴承组合结构方案：两端固定式
5、 铸造减速器机体主要结构尺寸： [1]P23表5-1
机座壁厚：δ = 8mm， 机盖壁厚：δ1 = 8 mm，
机座凸缘厚度：b=12 mm， 机盖凸缘厚度b1= 12 mm，
机座底凸缘厚度：b2=20 mm， 地脚螺钉直径：df=16mm，
地脚螺钉数目：n= 6
轴承旁连接螺栓直径：d1=12mm， 盖与座连接螺栓直径：d2=8mm，
连接螺栓间距：l≤150 ~ 200mm, 轴承端盖螺钉直径：d3= 8 mm（6005），10 mm（6005），10 mm（6010）
df，d1，d2至外和内机壁距离：Do =34 mm，Ro= 8 mm，r=3 mm，
d1、d2 至凸缘边缘距离： c1=22 mm， c2=12 mm，
轴承旁凸台半径 R1=20 mm，h待定，
大齿轮顶圆与内机壁距离：Δ1=9 mm， 齿轮端面与内机壁距离：Δ2=9 mm，
机座肋厚：m1=8 mm， 机盖肋厚m=8 mm，

9减速器附件的选择
窥视孔盖螺钉直径：d4=8mm, 定位销直径：d=6mm，
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M14×1.5 [1]P49表5-18
油面指示器
选用游标尺M12 [1]P51表5-19
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 [1]P52表5-20
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 [1]P48表5-17

10润滑与密封
一、齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度，因此浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为40mm。
二、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度太低（v<1.5～1.2 m/s），因此采用润滑脂润滑。
四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈式密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定。[1]P191表10-50
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结
由于时间紧迫，因此这次的设计存在许多缺点，比如说齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，经过这次的实践，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，传动更稳定精确的设备。
11参考资料目录
[1] 《机械设计基础课程设计》，中国矿业大学出版社，张建中主编， 9月第2版；
[2] 《机械设计基础》，中国矿业大学出版社，张建中主编， 1月第3版；

结 果：

Pw＝2.02kW

Pm=3 kW

Y132S-6

nm960r/min

结 果：
I =15.99

I1=4.559
I2=3.507

结 果：

[σH]1＝600MPa [σH]2＝550MPa

V=0 .88m/s
合 适
b =55 mm
m = 3.5
h =6.75 mm
结 果：

σF1=108.85 ≤210
σF2=103 ≤ 210
满足强度要求
z1 =24， z2=85
a =190.75 mm
B1=60mm，B2=55mm
高速齿轮的几何尺寸
z1=24， z2=110
m= 2
a=134mm B1=40mm，B2=35 mm

结 果：

Ft1= 1174.9N
Fr1=427.6N
Ft2=3077N
Fr2=1120N

d1=d7=30 mm
d3=35.5mm
d5=40mm
d4=46 mm
L3=48mm,
L5=43 mm
L1=L7=19 mm
L2=30 mm，
L6=10 mm

FH= 503 N
FV=2244 N

结 果：

MH=56587.5 N*mm
MV=252450N*mm
M=258714 N*mm
M’=270085.7 N*mm

da=105%x31.42=32.99<33.5 mm
dm=105%x36.62
=38.451<40 mm
强强度满足

C=
14101.2N <20800N满足强度要求

d≥ 16.03 mm

Ft1= 1230.9 N
Fr1=448 N

结 果：
d1=18 mm
d2=20 mm
d3= d7 =25 mm
d4=28mm
d5=35 mm
d6=30 mm

L4=38 mm
L1=28 mm
L2=55 mm
L7=15mm
L3 113mm

FH= 116.7 N
FV=320.6 N

MH=14412.5 N*mm
MV=39594.1 N*mm
M’=45712 N*mm

da=15.5<18 mm dm=21.27<28 mm
强度满足

结 果：

C=10058 N<210800N
满足强度要求

d≥ 39.31 mm
Ft1= 2929.6 N
Fr1=1066.4 N
d1= 40 mm
d2=55 mm
d3=60 mm
d4=70mm
d5=80 mm
d7=d3=60 mm
d6=71 mm

L1=82 mm
L7=33 mm
L4=15.5 mm
L2=55 mm
L3=38 mm
L6=84mm
L5=11.5mm
结 果：

FH= 572 N
FV=357.8 N

MH=50336N*mm
MV=119486.4N*mm

M’=291850.56N*mm

da=36.23<40mm dm=58<71 mm
强度满足

C=6791.9N<24500N
满足强度要求

结 果：

结 果：

弹性柱销联轴器HL1（GB5014—85）

凸缘联轴器YL10（GB5843—86）

结 果：

δ = 8mm
b2=20 mm
δ1 = 8 mm
b1= 12 mm
df=16mm
n= 6
d1=12mm
d2=8mm
l≤150 ~ 200mm
d3= 8 mm（6005）8 mm（6005）
10 mm（6010）
Do =34 mm
Ro= 8 mm
r=3 mm
c1=22mm
c2=12 mm
R1=20 mm
Δ1=9 mm
Δ2=9mm
m1=8 mm
m=8mm

结 果：

d4=8mm
d=6mm

通气器
M14×1.5

油面指示器
M16
外六角油塞及垫片M16×1.5