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1、 机械设计课程设计说明书 设计题目： 带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器 机械 系机械设计与制造专业 设计者： 指导教师： 2010 年 07 月 02 日 目录 一、前言 3 1作用意义 3 2传动技术方案规划 3 二、电机的选择及主要性能的计算 4 1电机的选择 4 2传动比的确定 5 3传动功率的计算 6 三、结构设计 8 1齿轮的计算 8 2轴与轴承的选择计算 12 3轴的校核计算 14 4键的计算 17 5箱体结构设计 17 四、加工使用说明 20 1技术要求 20 2使用说明 21 五、结束语 21 参考文献 22 一、前言 1 作用及意义 机器一般是由原动机、传动装置和工作
2、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。合理的传动技术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。传动技术方案采用了两级传动，第一级传动为二级直齿圆柱齿轮减速器，第二级传动为链传动。 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。本设计采用的是二级直齿轮传动(说明直齿轮传动的优缺点)。 说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合。 综合运用
3、机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力， 2 传动技术方案规划 原始条件：胶带运输机由电动机通过减速器减速后通过链条传动，连续单向远传输送谷物类散粒物料，工作载荷较平稳，设计寿命 10 年，运输带速允许误差为%5。 原始数据: 运输机工作拉力 )/(NF2400 运输带工作转速)/(smv 1.5 卷筒直径 mmD/ 240 二、电机的选择及主要性能参数计算 1电动机的选择 电机类型的选择，按已知工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封闭自扇
4、鼠笼型三相异步电动机，电压 380V 电动机的选择 滚筒工作所需功率为： kWFvP6 . 310005 . 124001000 确定各个部分的传动效率为：链条传动效率88. 01，滚动轴承效率（一对）98. 02，闭式齿轮传动效率97. 03，二级减速器传动效率96. 04，带入得 733. 096. 097. 098. 088. 024423421 所需电动机功率为：kWPPd91. 4733. 06 . 3 因载荷平稳，电动机额定功率 Ped大于 Pd，查电动机技术数据选择电动机的额定功率为 5.5kW。 确定电动机的转速 滚筒轴的工作转速为： min4 .119100060rDvn 根
5、据书1中表 2-1 推荐的传动比范围，二级圆柱齿轮减速器为 840，链传动比为2，总传动比8016ai，故电动机转速可选范围为 min95528 .19104 .119)8016(rninwad 符合这一范围的同步转速有3000minr， 查1中表8-169中Y系列电动机技术数据，选电动机选用 3000minr电动机，型号为 Y132S1-2。额定功率 5.5kW，转速2900minr，额定转矩 2.0 。 2传动比的确定 总传动比为： 29.244 .1192900wmnnni 分配传动比：链传动传动比为 2，则减速器的传动比为： 15.12229.24i 取二级圆柱齿轮减速器低速级传动比1
6、23 . 1 ii 所以高速级传动比 07. 33 . 125.123 . 11ii 低速级传动比 99. 307. 325.122i 图 1 3传动功率计算 轴 1： MNnPTrnkWPPd85.15290081. 495509550min290081. 498. 091. 4111121 轴 2： kWPP57. 497. 098. 081. 43212 min6 .94407. 32900112rinn MNnPT20.466 .94457. 495509550222 轴 3： MNnPTrinnkWPP1759550min74.23699. 36 .94434. 4333223322
7、3 轴 4： MNnPTrinnkWPP7 .3019550min37.118274.23674. 34430342134 将以上算得的运动和动力参数列表如下： 轴名 电动机轴 轴 1 轴 2 轴 3 工作轴 4 参 数 转 速n(r/min) 2900 2900 944.6 236.7 118.4 功 率P(kW) 4.91 4.81 4.57 4.43 3.74 转 矩T(Nm) 15.85 46.2 175 301.7 传动比 i 1 3.07 3.99 2 效 率 0.98 0.95 0.97 0.844 三、 结构设计 1齿轮的计算 （1） 由2表 10-1 选用闭式直齿圆柱齿轮传动
8、， 为使结构紧凑， 小齿轮选用 40Cr（调质） ，硬度 280HBS，大齿轮选用 45 钢（调质） ，硬度 240HBS，二者材料硬度差 40HBS。由2表 10-4 选择齿轮精度 7 级。取小齿轮齿数 1z24,则大齿轮齿数2z3.072473.68，取2z74。 （2）按齿面接触疲劳强度设计，由书2 设计公式（10-9a）进行试算： 3211)(132. 2nEdtZuuKTd 1）确定公式内各个计算数值 试取4 . 1tK， 小齿轮转矩mmN101.585T41 查2表 10-7，选取齿宽系数1d 查2表 10-6，得 材料的弹性影响系数218 .189MPZE 查2图 10-21d，
9、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim 计算的寿命系数NY（以工作寿命 10 年，每年工作 300 天，每天 8 小时设计） ： 小齿轮应力循环系数91110176. 4830010129006060hLnN 大齿轮应力循环系数91121036. 1iNN 由2图 10-19 查得按接触疲劳疲劳寿命系数90. 01HNK，93. 02HNK，取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由2式 10-12 得 540190. 060011lim1SKHNHHMPa 5 .511193. 055022lim2SKHNHHMPa 2）试
10、算齿轮分度圆直径 3211)(132. 2nEdtZuuKTd=34.5mm 计算圆周速度：smndvt24. 510006029005 .3410006011 计算齿宽：mmdbd5 .345 .341 计算齿宽与齿高比 模数：mmZdmtt44. 1245 .3411 齿高：mmmht24. 344. 125. 225. 2 65.1024. 35 .34hb 计算载荷系数：根据smv/24. 5 ，查2表 10-8，得动载系数15. 1vK。查2表 10-3 得直齿轮1FHKK。查表 10-2 得1AK。查2表 10-4，7 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置315. 1HK。由齿宽与齿高
11、比 10.65 及315. 1HK,查2中图 10-13 得40. 1FK。所以载荷系数为 51. 1315. 1115. 11HHVAKKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有2公式（10-10a）得 mmKKddtt58.394 . 151. 15 .343311 计算模数：mmZdm65. 12458.3911 （3）按齿根弯曲强度计算 3211)(2FSaFadYYzKTm 式中各个计算数值 查书2图 10-20c 得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE5001； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802； 由书2图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数88. 0,85. 021F
12、NFNKK； 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由2中公式 10-12得 MPaSKFEFNF57.303111 ，MPaSKFEFNF86.238222 计算载荷系数：49. 133. 1112. 11FFVAKKKKK 查表取齿形系数：65. 21FaY,26. 22FaY 查表取应力校正系数：74. 1,58. 121SaSaYY 故，小齿轮01379. 0111FSaFaYY，大齿轮01646. 0222FSaFaYY，大齿轮的值大 故mmmn296. 101646. 02410553. 249. 12324 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
13、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疲劳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，可取弯曲疲劳强度算得的模数 1.296，并圆整为规范值 1.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径58.391dmm 算出小齿轮齿数： 265 . 158.3911mdz 大齿轮齿数： 8107. 326112izz (4)几何尺寸计算 mmmzd395 . 126111 mmmzd5 .1215 . 181122 mmdda8025 .12139221 齿宽：mmdbd393911 所以取小齿轮齿宽：mmB491 大齿轮齿宽：mmB442 齿轮 3
14、和齿轮 4 的确定： 同理，通过计算，取齿轮 3 的齿数为273z，齿轮 4 的齿数为1074z，模数为22m 计算几何尺寸： mmmzd54227233 mmmzd2142107244 mmdda1342214542432 齿宽：mmdbd545413 所以取小齿轮齿宽：mmB623，大齿轮齿宽：mmB574 齿轮 参数 第一对齿轮 第二对齿轮 齿轮 1 齿轮 2 齿轮 3 齿轮 4 齿数 Z 26 81 27 107 模数 m/(mm) 1.5 1.5 2 2 分度圆直径d/(mm) 39 121.5 54 214 齿宽 b/(mm) 49 44 62 57 传动比 i 3.07 399
15、中心距 a/(mm) 80 134 2轴与轴承的选择和计算 输出轴即轴 3 的设计计算 (1)初步确定轴的最小直径： 已知34. 43Pkw ,74.2363nr/min, 175TNm 选用材料为 45 钢， 经调质处理， 根据查2表 15-3， 取1250A,查2 表 15-1得对称循环弯曲许用应力MPa591,按扭转强度计算，初步计算轴径 mmnPAd96.3274.23634. 412533330min 考虑键槽的影响，增大 3% ，则 mmd95.33)03. 01 (96.32min 轴最小直径输出直径为安装联轴器处，联轴器的孔径有规范系列，故轴最小直径处须与联轴器的孔径想适应，所
16、以，取轴的最小直径为mmd35 (2)确定轴各段的直径和长度 1d：mmd351 1L：根据联轴器的长度，取mmL801 2d： 半 联 轴 器 需 要 定 位 ， 故 需 设 计 一 定 位 轴 肩 ， 轴 肩 高 度5 . 3204535) 1 . 007. 0() 1 . 007. 0(1dh， 所 以 取mmh5 . 3则mmd427352 2L：根据外伸长度确定为 60mm 3d：这段与轴承配合，初选轴承内径为mmd45，初定为 6209 3L：根据轴承宽度 b=19mm，所以 L3=20mm 4d：有轴承的安装尺寸确定，取mmd524 4L：根据装配草图大齿轮和轴承在箱体内位置取m
17、mL5 .664 7d：安装轴承，采用套筒给齿轮定位，mmd457 7L：根据装配草图，确定mmL5 .427 6d：这段安装齿轮，取mmd506 6L：根据齿轮宽度，取mmL623656 5d：这段为轴环的直径，用来定位齿轮，故需要设计定位轴肩，mmd605 5L：轴环长度，按hL25 . 1确定，所以这里取mmL125 (3)轴承的选择 图 2 对轴进行受力分析，轴承上受到的力为21,FF，如图 3 NdTFt70005017522 NFFtr2548tan 求支反力 垂直方向： 061182221tHtHHFFFFFNFNFHH2346465421 水平方向： 0611822121VVr
18、VVFFFFFNFNFVV854169421 所以轴承上受到的力为：NFFFVV189722211 ,NFFFHH522022212 轴承只受到径向力，没有轴向力，计算当量动载荷 P，根据2中公式 13-8a )(trpYFXFfP 取1, 2 . 1Xfp，则7 .59422 .49522 . 1PN 根据书2公式 13-6，求轴承应有的基本额定动载荷值 Nl nPCh358921024000153607 .594210603636 查机械设计手册6选择 C=52800N的 6309 轴承。 同理，对另外两对轴承进行计算选择，得： 深沟球轴承 参数 第一对 第二对 第三对 型号 6305 6
19、405 6309 内径（mm） 25 25 45 图 3 额定动载荷 Cr(KN) 22.2 38.3 52.8 3轴的校核及计算 考虑到箱体的结构，对齿轮以及轴进行修正。 (1)齿轮修改模数，第一对齿轮取5 . 21m，第二对齿轮模数取 3 则 齿轮 参数 第一对齿轮 第二对齿轮 齿轮 1 齿轮 2 齿轮 3 齿轮 4 齿数 Z 26 81 27 107 模数 m/(mm) 2.5 2.5 3 3 分度圆直径d/(mm) 65 202.5 81 321 齿宽 b/(mm) 44 50 78 72 中心距： mmdda13425 .202652211 mmdda2012321812432 (2
20、)根据齿轮，修改输出轴 3 各段尺寸如图 4： 图 4 同理计算，可等输入轴，与中间轴的各段尺寸： 输入轴 1： 中间轴 2： 对输入轴 1 进行校核计算： 直齿圆柱齿轮传动，将受到的法向载荷分解为圆周力tF和径向力rF，受力如图所示，得 NdTFt159632255302211 NFFtr581364. 01596tan 垂直方向： 0155212221tVtVVFFFFF 得 NFNFVV116742921 垂直方向最大弯矩 mmNFMVV664951551 图 5 图 6 弯矩图如图所示 水平方向： 0155212221rHrHHFFFFF 得 NFNFHH42515621 水平方向最大
21、弯矩 mmNFMHH241801551 合成弯矩： mmNMMMVH7075522 如图所示 扭矩：mmNT 25530 按照第三强度理论： 2222244WTWMca 13227 .21321 . 071168MPaWTMca 所以满足使用要求。 4键的计算 输出轴 3 安装齿轮的键，材料为 45 钢，静载荷时pMPa150120，根据安装齿轮段轴的直径，选择普通平键 1456 载荷载键上工作面上均匀分布，普通平键连接强度条件 ppdhlT3104 得：MPap37429501017543p 所以满足强度要求。 同理计算出，中间轴 2 上键的型号为普通平键 1245 图 7 5箱体的结构设计
22、 1）减速器箱体的结构设计 箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计： 名称 符号 尺寸关系 尺寸大小 箱体壁厚 8025. 0a 9 箱盖壁厚 1 885. 0 9 箱座、箱盖、箱座底 凸缘厚度 b、 b1、b2 5 .225 . 2; 5 .135 . 1; 5 .135 . 1211bbb 地脚螺栓直径及数目 fd、n 4; 8047. 0200nadaf， 620ndf 轴承旁联接螺栓直径 1d fd75. 0 16 箱盖、箱座联接螺栓直径 2d fd)6 . 05 . 0( 10 轴承端盖螺钉直径 3d 轴承外圈直D 10070 140110 3d 10 12 螺钉
23、数目 4 6 检查孔盖螺钉直径 4d 双级减速器64d 至凸缘边缘距离、距离至箱外壁、221dddddff1c、2c 螺栓直径 M10 M16 M20 min1c 16 22 26 min2c 14 20 24 轴承座外径 2D 3)5 . 55(dD 21D 22D 23D 130 150 185 轴承旁联接螺栓距离 S 一般取2DS 轴承旁凸台半径 1R 2c 轴承旁凸台高度 h 由结构决定，可取 38mm 箱外壁至轴承座端面距离 1L )85(21 cc 50 箱盖、箱座肋厚 1m、m 85. 0;85. 011mm 881mm 大齿轮顶圆与箱内壁间距离 1 2 . 1 10 齿轮端面与
24、箱内壁距离 2 10 2）减速器附件的结构设计 （1）检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可 用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。 （2）放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。 （3）油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 （4）通气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，
25、以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。 （5）起盖螺钉 为便于起盖，在箱盖凸缘上装设 2 个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。 （7）定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。 四加工使用说明 1技术要求 .装配之前，所有零件均用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，未加工表面涂灰色油漆，内表面涂红色耐油油漆； .啮合间隙用铅丝检查，侧隙值应不小于 0.10mm； 用涂色法检查齿面接触斑点，按齿高不得小于 55%，按齿长不得小于 50%； 安装轴承时严禁用榔头直接
26、敲击轴承内、外圈，轴承装配后应紧贴在轴肩或套筒端面上； 调整、固定轴承，应使各轴上轴承留有 0.05 到 0.10 mm 的轴向游隙； 减速器注入 90 号工业齿轮油（SY1172-80）至规定高度； 装配时应在盖、座接合处用密封胶或水玻璃粘合，不允许使用任何填料； 按 JB1130-70 的规定进行负荷实验， 实验时油池温升不得超过 35 度， 轴承温升不得超过 40 度，密封处不得有漏油现象。 2使用说明 润滑方式、润滑油牌号的选择，由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，选用 90 号工业齿轮油（SY1172-80） 。输入轴与输出轴处用毡
27、圈密封。 密封说明 在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖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。 拆装和调整的说明 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 3050mm 时，可取游隙为 4070mm。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，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，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。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间 平面。 结束语 通过设计，该二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点： 1）能
28、满足所需的传动比 齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了 19.73的总传动比。 2）选用的齿轮满足强度刚度要求 由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。 3）轴具有足够的强度及刚度 由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。 4）箱体设计的得体 设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。 5）加工工艺性能好
29、设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。 6）个人体会 这次关于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器的课程设计是真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识 .为我们以后的工作打下了坚实的基础. 参考文献 1 陈秀宁，施高义机械设计课程设计(2 版)M杭州： 浙江大学出版社, 2004 2 濮良贵，纪名刚机械设计（8 版） M北京：高等教育出版社，2006 3 蒋寿伟现代机械工程图学（2 版） M北京：高等教育出版社, 2006 4 陆玉、冯立艳机械设计课程设计 （4 版） M北京：机械工业出版社,2007 5 刘鸿义材料力学（1） （4 版） M北京：高等教育出版社, 2004 6 张展机械设计通用手册北京：机械工业出版社，2008
