带式输送机传动系统设计

机械工程学院课程设计

湖南工业大学

课 程 设 计

资 料 袋

机 械 工 程 学 院 学院（系、部） 2010~2011 学年第 1 学期 课程名称 机 械 设 计 指导教师 银金光 职称 教 授 学生姓名 李航舟 专业班级 机械设计081 学号 08405300205 题 目 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计 3 成 绩 起止日期 2010 年 12 月 21 日～ 2011 年 1 月 6 日

目 录 清 单

序号 1 2 3 4 5 材 料 名 称 课程设计任务书 课程设计说明书 课程设计图纸 资料数量 共1页 共1页 3 备 注 张 湖南工业大学

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课程设计任务书 2010—2011学年第 1 学期

机 械 工 程 学院（系、部） 材料成型 专业 1003 班级 课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 带 式 输 送 机 的 传 动 系 统 的 设 计 3 完成期限：自 2012 年 12 月 1 日至 2012 年 12 月 22 日共 3 周

一、设计的主要技术参数：带的圆周力：F=7000N；带的带速：v=0.5m/s，直径450mm 进行带式运输机的传动装置的设计 设计几种传动方案并进行分析、比较和选择； 对选定传动方案进行运动分析与综合，并选择出最佳的传动方案； 三、设计工作量 编写说明书一份。 内 容 及 任 务 起止日期 12月1日 12月2日—12月6日 12月7日—12月11日 进 度 安 排 主 要 参 考 资 料 工作内容 初步明白我们课程设计所需要哪些材料，和需要为此做些什么。 通过各种渠道搜集有关自己课程设计的资料，病进行初步整理。 有三维软件画出机构简图，并初步排版。 2012年12月 22 日 用World把课程设计的有关资料排版好，并做好设计总结。 濮良贵 主编 《机械设计》 高等教育出版社 2006年 金清肃 主编 《机械设计课程设计》 华中科技大学出版社 2007年 指导教师（签字）： 2012 年 月 日 系（教研室）主任（签字）： 2012 年 月 日

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机 械 设 计 课 程 设 计

设计说明书

带式输送机的传动系统的设计（3）

起止日期： 2012 年 12 月 1 日 至 2012 年 12 月 22 日

学班学成

生姓名 级 号 绩

李杰 材料1003 10405700930

指导教师(签字)

机械工程学院（部） 2012年 12 月 22 日

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目 录

第一节 设计任务-------------------------------------------------------(3)

第二节 电动机的选择和计算---------------- --- ------ -------------- (4)

第三节 传动零件的设计计算------------------------------------------ (7)

第四节 具体二级齿轮减速器轴的方案设计- -------- ----------- -----

第五节 键的校核---------------------------------------------------- (15)

第六节 轴承的润滑及密封- --------- ------- -------- ----- --------- (16)

第七节 箱体结构设计和计算 ------ ----- ----- ---- ----- ----------- (17)

第八节 设计结果 ----------------------------------------------- (22)

第九节 设计小结 -------------------------------------------------- (24)

参考文献------ ----- ----- ---- ----- ------- ----- ----- ---- -----（25）

(12) 机械工程学院课程设计

带式输送机传动系统设计

一． 设计任务

传动装置中广泛采用减速器，它具有固定传动比、结构紧凑、机体封闭并有较大刚度、传动可靠等特点。设计带式输送机传动系统。采用V带传动及两级圆柱齿轮减速器。 1. 原始数据

运输带的有效拉力F=7000N，运输带速度v=0. 5m/s（允许误差5%）,卷筒直径D=450mm。减速器设计寿命为5年。

2. 传动装置参考方案

带式输送机由电动机驱动。电动机1通过V带传动将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。

3. 工作条件

两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压

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为380/220伏。

二、传动装置的总体设计

1. 电动机的选择

初步确定传动系统总体方案如图1-1所示。 选择V带传动和二级圆柱齿轮减速器。 （1） 选择电动机类型

按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。

（2） 选择电动机的容量 电动机所需工作功率按式P＝P/η 由式P 因此 P

=Fv/1000KW =Fv/1000η

KW

KW

由电动机至运输带的传动总效率为η=η1·η24·η32·η4·η5

式中：η、η、η、η、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。

取η=0.96、η=0.98（滚子轴承）、η=0.97（齿轮精度为8级，不包括轴承效率）、η

=0.99（齿轮联轴器）、η5=0.96，则 η

=0.96·0.984·0.97·0.99·0.96=0.79

所以 Pd=Fv/1000η=（7000·0. 5）/（1000·0.79）=4.4KW

（3） 确定电动机转速

卷筒轴工作转速为 n=60·1000v/πD=60·1000·0. 5/（π·450）=21.23r/min 按课程设计指导书的表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱齿轮减速器传动比i＝8～40，则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×21.23＝339～3397r/min

符合这一范围的同步转速有750，1000，1500 ，3000r/min

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根据容量和转速，由有关手册查出有二种传动比方案：

方案 电动机型号 额定功率 5.5 7.5 3 Y132S-4 5.5 1500 1440 680

其主要性能如下： 额定功率 KW 5.5 满载时 转速 r/min 1440 电流效（380v 率 时 ） A % 14.4 85.5 功率因数 % 84 起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩电动机转速 r/min 同步转速 3000 3000 满载转速 2880 2880 电动机重量 N 670 720 1 2 Y132S1-2 Y132S2-2 型号 11.6 2.2 2.3 Y132S-4

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为的型号 Y132S-4：额定功率5.5KW，同步转速1500r/min，满载转速1440r/min。

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电动机的外形如图

2. 确定传动装置的总传动比和分配传动

电动机型号为Y132S-4，满载转速nm=1440r/min。 （1）总传动比

由式ia=nm/n=1440/21.23=67.83 （2）由式 ia=i0·i

式中ia、i分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为：i=ia/i0=67.83/3=22.61

（3）分配减速器的各级传动比

按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由课程设计指导书图12展开式曲线查得i1=5.88,则i2=i/i1=22.61/5.88=3.85。

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3. 计算传动装置的运动和动力参数

（1） 各轴转速

由课程设计指导书上公式（9）~（11）

? 轴 n1=nm/i0=1440/3=480r/min

И 轴 n2=n1/i1=480/5.88=81.63r/min Ш 轴 n3=n2/i2=81.63/3.85=21.20r/min

卷筒轴 n4=n3=21.20r/min (2) 各轴输入功率

由课程设计指导书上公式（12）~（15）

? 轴 P1=Pd·η01=Pd·η1=4.4·0.96=4.22KW

И 轴 P2=P1·η12=P1·η2·η3=4.22·0.98·0.97=4.01KW Ш 轴 P3=P2·η23=P2·η2·η3=4.01·0.98·0.97=3.81KW 卷筒轴 P4=P3·η34=P3·η2·η4=3.81·0.98·0.99=3.70KW ? 轴~Ш轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，例如1轴输出功率为P1·=P1·0.98=4.22·0.98=4.14KW，其余类推。 （3）各轴输入转矩

由课程设计指导书公式（16）~（21） 电动机轴输出转矩

Td=9550Pd/nm=9550·4.40/1440=29.18N·m

? ~Ш轴输入转矩

? 轴 T1=Td·i0η01= Td·i0 ·η1

=29.18·3·0.96=84.04N·m И 轴 T2= T1·i1·η12= T1·i1·η2·η3

=84.04·5.88·0.98·0.97 =469.74N·m

Ш 轴 T3= T2·i2·η23= T2·i2·η2·η3

=469.74·3.85·0.98·0.97 =1719.17N·m 卷筒轴输入转矩

T4= T3 ·η2·η4 =1719.17·0.98·0.99 = 1667.94N·m

? ~Ш轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98，例如?轴的输出转矩为T1，= T1 ·0.98=84.04·0.98=82.36N·m，其余类推。 运动和动力参数计算结果整理于下表：

功率P KW 转矩T N·m 转速v

轴名 输入 输出 输入 输出 r/min 传动比 i 效率 η 电动机 4.40 29.18 1440

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轴 ? 轴

4.22 4.14

84.04

82.36 460.35

480 81.63 21.20 21.20

i01 3.00 i12 5.88 i23 3.85 i34 1.00

ηηηη

01 12 23 34

0.96 0.95 0.95 0.97

И 轴 4.01 3.93 469.74

Ш 轴 3.81 3.73 1719.17 1684.79 卷筒轴 3.70 3.63 1667.94 1634.58

三、传动零件的设计计算

1. V带传动设计

（1）确定计算功率 Pca=KA·P=1.2·5.5=6.6KW 式中KA为工作情况系数，P为电机输出功率。

（2）选择带型号 根据计算功率Pca 为6.6KW和小带轮转速1440r/min,从机械设计课本图8-11选取普通V带的带型号。查图初步选用A型带。 （3）确定带轮的基准直径dd 并验算带速v 1. 初选小带轮的基准直径dd1

根据V带的带型，参考机械设计课本表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径dd1,应使dd1》(dd)min。(dd)min=75mm,所以选取dd1 =90mm。 2. 验算带速v

根据式v=πdd1nm/（60·1000）=π·90·1440/60000=6.78m/s. 3.计算大带轮的基准直径

由dd2=idd1 =3.0·90=270mm，并根据机械设计课本表8-8加以适当圆整。取dd2=280mm

4. 确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld

（1）根据带传动总体的尺寸的限制条件或要求的中心距，结合式（8-20）初定中心距初在

范围内，初定中心距a0=500mm

（2）计算相应的带长Ld0

Ld0≈2a0+π（dd1+dd2）/2+(dd2-dd1)2/4a0=2·500+π（90+280）/2+(280-90)2/(4·500)=1438.35m

带的基准长度Ld根据Ld0表8-2选取，得Ld=1400mm （3）计算中心距a及其变动范围。

传动的实际中心距近似为 a≈a0+(Ld- Ld0)/2 ≈500+(1400-1438.35)/2=480.83mm取a=481mm。 考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变动范围 amin=a-0.015Ld=481-0.015·1400=460～amax=a+0.03Ld=481+0.03·1400=523. （5）验算小带轮上的包角а1

由机械设计课本（8-7）可知，小带轮上的包角小于大带轮上的包角。又由机械设计课本（8-6）可知，小带轮上的总摩擦力小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能发生才小带轮上。为了提高带传动的工作能力，应使 a1≈1800-(dd2-dd1)·57.30/a≥1200

a1≈1800-(dd2-dd1)·57.30/a=1800-(280-90)·57.30/481=159.750≥1200

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(6)确定带的根数z

查机械设计课本表8-4a,8-4b得出P0=1.07，△P0=0.17，查表8-5得Ka=0.95,查表8-2得KL=0.96

z=Pca/Pr=KAP/(P0+△P0)KaKL=1.2·5.5/(1.07+0.17)0.95·0.96=5.84取5跟。 7）确定带的初拉力F0 （F0）·（2.5-Ka）min=500

Pca/Kazv+qv2=500·（2.5-0.95）·6.6/0.95·5·6.78+0.10·6.782=163.42N 新安装的V带，初拉力为1.5（F0）min；对于运转后的V带，初拉力应为1.3（F0）

min

(8)计算带传动的压轴力Fp

为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力Fp Fp=2zF0sin a1/2 =2·5·163.42·sin 159.750/2=1608.75N

二、齿轮传动设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算 １．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用标准直齿圆柱齿轮。 （1） 齿轮材料及热处理

大小齿轮材料为20CrMnTi。齿面渗碳淬火，齿面硬度为58～62HRC，有效硬化层深0.5～0.9mm。 （2） 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择6级，齿根喷丸强化。 (3) 确定齿数

因为是硬齿面，故取z1=20, z2=z1·i1=20·5.88=118 传动比误差 i＝u＝z2/ z1＝118/20=5.9

Δi＝∣(5.9-5.88)/5.88∣=0.3%＜5%，符合 ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 一．按照齿面接触强度设计

由设计计算公式进行试算，即d1t≥2.32【KtT1/Φd·(u+1)/u·（ZE/[σH]）2】1/3 （1） 确定公式内的各计算值 （2） 试选载荷系数Kt=1.3 （3） 计算小齿轮传递的转矩

T1=95.5·105P/ n1=95.5·105·5.5/480=109427N·mm 3. 由表10-7选取齿宽系数Φd=1.0

4.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2

5.经查图10-20，取σHlim1＝σHlim2＝1500MPa，σFE1＝σFE2＝920Mpa。

6. 由式10-13计算应力循环次数 假设齿轮工作寿命为5年每年工作300天。 N1=60njLh=60·480·1·（2·8·5·300）=6.912·108 N2=6.912·108/5.88=1.176·108

7.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91，KHN2=0.95 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

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[σH]1=KHN1σlim1/2=0.91·1500/2=682.5MPa [σH]2=KHN2σlim2/2=0.95·1500/2=712.5MPa

（2）计算

1. 试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小的值

21/3

d1t≥2.32【KtT1/Φd·(u+1)/u·（ZE/[σH]）】=2.32

21/3

【1.3·109427/1·（6.88/5.88）·(189.8/682.5)】=54.38mm 2. 计算圆周速度v

V=πd1tn1/60·1000=π·54.38·480/60000=1.37m/s 3. 计算齿宽b

b =Φd·d1t=1·54.38=54.38mm 4. 计算齿宽与齿高之比b/h

模数 mt=d1t/z1=54.38/20=2.72mm 齿高 h=2.25mt=2.25·2.72=6.12mm b/h=54.38/6.12=8.89 5.计算载荷系数

根据v=1.37m/s,6级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01 直齿轮，KHa=KFa=1.1

由表10-2查得使用系数KA=1 由表10-4查得6级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.504由b/h=8.89，KHβ=1.504查图10-13得KFβ=1.4

K= KA·Kv·KHa·KHβ=1.00·1.01·1.1·1.504=1.671 6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式计算 d1=d1t·(K/Kt)1/3=54.38·(1.671/1.3)1/3=59.13mm 7.计算模数m

m =d1/z1=59.13/20=2.96mm 二．按照齿根弯曲强度设计

弯曲强度的设计公式为m≥(2KT1/Φdz12·YFaYSa/[σF])1/3 (1) 确定公式内的各计算数值

1.经查图10-20，取σHlim1＝σHlim2＝1500MPa，σFE1＝σFE2＝920Mpa。 2.查图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89，KFN2=0.91 3.计算弯曲疲劳需用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[σF]1=KFN1σFE1/S=0.89·920/1.4=584.86MPa [σF]2=KFN2σFE2/S=0.91·920/1.4=598MPa

4. 载荷系数K=KA·Kv·KFa·KFβ=1.00·1.01·1.1·1.4=1.555 5. 齿形系数YFa及应力校正系数YSa

当量齿数zv1=z1/cos3β=20/cos3150=22.19 Zv2=z2/cos3β=118/cos3150=130.933

查课本表10-5得YFa1=2.72，YFa2=2.14,YSa1=1.57,YSa2=1.83 6.计算大小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较

YFa1YSa1/[σF]1=2.72·1.57/584.86=0.00730

YFa2YSa2/[σF]2=2.14·1.83/598=0.00655 小齿轮的数值大 （2）设计计算

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m≥(2KT1/Φdz12·YFaYSa/[σF])1/3=（2·1.555·109427/1.0·202·0.00730）1/3

=1.82

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小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，可取由弯曲强度算得的1.82并就近圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=70.12，算出小齿轮齿数

z 1=d1/m=68.14/2=34

大齿轮齿数 z2=3.83·z1=3.83·34=128 这样设计出的齿轮传动，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

1. 计算分度圆直径 d1=z1m=34·2=68mm d2=z2m=128·2=256mm

2. 计算中心距 a=(d1+d2)/2=(68+256)/2=162mm 3．计算齿轮宽度 b=Φdd1=1·68=68mm 取B2=70，B1=75

3.2 、低速级齿轮传动的设计计算 １．齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 （1） 齿轮材料及热处理

大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为215HBS。 （2） 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择６级，齿根喷丸强化。 (3) 确定齿数

因为是硬齿面，所以取z1=35, z2=z1·i1=35·3.85=135 传动比误差 i＝u＝z2/ z1＝135/35=3.86

Δi＝∣(3. 86-3.85)/3.85∣=0.26%＜5%，符合 ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 一．按照齿面接触强度设计

由设计计算公式进行试算，即d1t≥2.32【KtT1/Φd·(u+1)/u·（ZE/[σH]）2】1/3 （4） 确定公式内的各计算值 1. 试选载荷系数Kt=1.3 2. 计算小齿轮传递的转矩

T2=95.5·105P/ n2=95.5·105·5.5/81.63=643.45N·m 3. 由表10-7选取齿宽系数Φd=1.0

4.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2

5.经查图10-20，取σHlim1＝σHlim2＝610MPa，σFE1＝σFE2＝500Mpa。

6. 由式10-13计算应力循环次数 假设齿轮工作寿命为5年每年工作300天。 N1=60njLh=60·81.63·1·2·8·5·300=1.175·108 N2=1.175·108/3.85=3.052·107

7.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.93，KHN2=0.95 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

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[σH]1=KHN1σlim1=0.93·610=567.3MPa [σH]2=KHN2σlim2=0.95·500=475MPa （2）计算

4. 试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小的值

d1t≥2.32【KtT1/Φd·(u+1)/u·（ZE/[σH]）2】1/3=2.32【1.3·643450/1·（4.85/3.85）·(189.8/475)2】1/3=55.21mm 5. 计算圆周速度v

V=πd1tn1/60·1000=π·55.21·81.63/60000=0.24m/s 6. 计算齿宽b

b =Φd·d1t=1·55.21=55.21mm 计算齿宽与齿高之比b/h

模数 mt=d1t/z1=55.21/35=1.58mm 齿高 h=2.25mt=2.25·1.58=3.55mm b/h=55.21/3.55=15.55 计算载荷系数

根据v=0.24m/s,6级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01 直齿轮，KHa=KFa=1.1

由表10-2查得使用系数KA=1 由表10-4查得6级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.148由b/h=15.55, KHβ=1.148查图10-13得KFβ=1.44

K= KA·Kv·KHa·KHβ=1.00·1.01·1.1·1.148=1.275 6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式计算 d1=d1t·(K/Kt)1/3=55.21·(1.275/1.3)1/3=54.85mm 7.计算模数m

m =d1/z1=54.859/35=1.57 二．按照齿根弯曲强度设计

弯曲强度的设计公式为m≥(2KT1/Φdz12·YFaYSa/[σF])1/3 (2) 确定公式内的各计算数值

1.经查图10-20，取σHlim1＝σHlim2＝550MPa，σFE1＝σFE2＝400=Mpa。 2.查图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.95 3.计算弯曲疲劳需用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[σF]1=KFN1σFE1/S=0.90·550/1.4=353.57MPa [σF]2=KFN2σFE2/S=0.95·400/1.4=271.43MPa

4. 载荷系数K=KA·Kv·KFa·KFβ=1.00·1.01·1.1·1.416=1.573 5. 齿形系数YFa及应力校正系数YSa

当量齿数zv1=z1/cos3β=35/cos3150=38.89 Zv2=z2/cos3β=135/cos3150=139.76

查课本表10-5得YFa1=2.40，YFa2=2.14,YSa1=1.67,YSa2=1.83 6.计算大小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较

YFa1YSa1/[σF]1=2.40·1.67/353.57=0.0113

YFa2YSa2/[σF]2=2.14·1.83/271.43=0.0144 小齿轮的数值大 （2）设计计算

1/3

m≥(2KT1/Φdz12·YFaYSa/[σF])1/3=（2·1.573·643450/1.0·352·0.0144）=2.38

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对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小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，可取由弯曲强度算得的2.38并就近圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=71.21，算出小齿轮齿数

z 1=d1/m=88.93/2=45

大齿轮齿数 z2=3.85·z1=3.85·45=170 这样设计出的齿轮传动，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

1. 计算分度圆直径 d1=z1m=45·2=90mm d2=z2m=173·2=340mm

2. 计算中心距 a=(d1+d2)/2=(90+340)/2=215mm 3．计算齿轮宽度 b=Φdd1=1·90=90mm 取B2=90，B1=95

四、具体二级齿轮减速器轴的方案设计

1.各轴的最小直径计算

（1）高速轴I材料为38CrMnMo,经调质处理，硬度为217~269HBS，按扭转强度计算，初步计算轴径，取A=110

d≥A0(P/n)1/3=110·(4.22/480)1/3=22.70mm

由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径dmin=24mm

（2）轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217~255HBS。按扭转强度计算，初步计算轴径，取120

d≥A0(P/n)1/3=120·(4.01/81.63)1/3=43.95mm 取安装小齿轮处轴径dmin=46mm

（5） 轴III材料为40Cr，经调质处理，硬度为241~286HBS。按扭转强度计算，

初步计算轴径，取110

d≥A0(P/n)1/3=110·(3.81/21.20)1/3=62.07mm

由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径dmin=66mm

（4）卷筒轴材料为40Cr，经调质处理，硬度为241~286HBS。按扭转强度计算，初步计算轴径，取110

d≥A0(P/n)1/3=110·(3.70/21.201/3=61.47mm

由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径dmin=65mm

2.轴的结构设计

I 轴：轴的最小直径显然是安装大带轮的直径。

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（1）装配方案：轴的左端与大带轮相连，从左到右依次连接滚动轴承，高速级小齿轮，滚动轴承。

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1.为了满足大带轮的轴向定位要求，最左端需制出一轴肩，故取d2-3=30mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。大带轮与轴配合的孔长度L1=60mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1略短一些，现取L1-2=58mm。

2.初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2-3=30mm，由轴承产品目录中 初步选取单列滚子轴承32907，其尺寸为d·D·T=35mm·55mm·14mm,故d3-4=d7-8=35mm;而L7-8=14mm.右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得32907型轴承的定位轴肩高度h=5mm,故取d6-7=45mm.

3.取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=38mm;齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L4-5=52mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度＞0.07d，故取h=4mm，则轴环处的直径d5-6=46mm.轴环宽度b≥1.4h=5.6mm，取L5-6=6mm。

4.轴承端盖的总宽度10mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面的距离L=20mm，故取L2-3=30mm。 5.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,齿轮与齿轮间的距离c=20mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=14mm，低速级小齿轮的轮毂长L=75mm，则 L3-4=T+s+a+(55-52)=14+8+16+3=41mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=30+20+16+8-6=68mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （3）轴上零件的轴向定位

联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。联轴器与轴的连接，选用平键b·h=20mm·12mm,长度取60mm，配合选取H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，此处选用轴的直径尺寸公差m6。

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（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸

取轴端倒角2·450，各轴肩处的圆角半径取2.0 综上，

1轴：L1-2=58mm，L2-3=30mm，L3-4=41mm，L4-5=52mm，L5-6=6mm，L6-7=68mm，L7-8=14mm

d1-2=25mm,d2-3=30mm,d3-4=35mm,d4-5=38mm,d5-6=46mm,d6-7=45mm,d7-8=35mm 单列圆锥滚子轴承型号：32907

2轴：L1-2=48mm，L2-3=46mm，L3-4=6mm，L4-5=50mm，L5-6=6mm，L6-7=70mm，L7-8=49mm

d1-2=50mm,d2-3=56mm,d3-4=64mm,d4-5=60mm,d5-6=64mm,d6-7=56mm,d7-8=50mm 单列圆锥滚子轴承型号：32010

3轴：L1-2=20mm，L2-3=67mm，L3-4=7mm，L4-5=66mm，L5-6=48mm，L6-7=30mm，L7-8=80mm

d1-2=75mm,d2-3=81mm,d3-4=78mm,d4-5=68mm,d5-6=75mm,d6-7=72mm,d7-8=68mm 单列圆锥滚子轴承型号：32915

套筒轴：L1-2=80mm，L2-3=30mm，L3-4=49mm，L4-5=90mm，L5-6=49mm d1-2=68mm,d2-3=72mm,d3-4=75mm,d4-5=81mm,d5-6=75mm 单列圆锥滚子轴承型号：32915

五 键的校核

设定输入轴与联轴器之间的键为1 ，齿轮2与中间轴之间的键为键2，齿轮3与中间轴之间的键为键3，齿轮4与输出轴之间的键为键4，输出轴与链轮之间的键为键5。

键的类型图如下：

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1、根据轴的直径选择键 根据条件选取的键型号规格如下（参考表2）：

键1：圆头普通平键（A型） b= 8 mm h=7mm L=28mm 键2：圆头普通平键（A型） b=14mm h=9mm L=45mm 键3：圆头普通平键（A型） b=14mm h=9mm L=63mm 键4：圆头普通平键（A型） b=20mm h=12mm L=56mm 键5：圆头普通平键（A型） b=16mm h=10mm L=40mm

2、校核键的承载能力

因为：键1受到的转距T1=34.12N·m

键2受到的转距T2=97.78N·m 键3受到的转距T2=97.78N·m 键4受到的转距T4=357.58N·m 键5受到的转距T5=357.58N·m

键的材料为钢，轻微冲击，[?p]为100~120Mp，取[?p]=110 Mp

2T?103键的校核公式：?p?（k=0.5h l=L-b d为轴的直径）

kld所以：

2T1?1032?34.12?103??43.52Mp≤[?p] 校核第一个键：?p?kld8?7?282T2?1032?97.78?103??34.49Mp≤[?p] 校核第二个键：?p?kld14?9?452T3?1032?97.78?103??24.64Mp≤[?p] 校核第三个键：?p?kld14?9?632T4?1032?357.58?103??53.21Mp≤[?p] 校核第四个键：?p?kld20?12?56

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2T5?1032?357.58?103校核第五个键：?p???101.74Mp≤[?p]

kld16?10?40

六 轴承的润滑及密封

根据轴颈的圆周速度,轴承可以用润滑脂和润滑油润滑,由于齿轮的转速根据以知是大于2m/s,所以润滑可以靠机体的飞溅直接润滑轴承。或引导飞溅在机体内壁上的油经机体泊分面上的油流到轴承进行润滑，这时必须在端盖上开槽。如果用润滑脂润滑轴承时，应在轴承旁加挡油板以防止润滑脂流失。并且在输入轴和输出轴的外伸处，都必须密封。以防止润滑油外漏以及灰尘水汽及其它杂质进入机体内。密封形式很多，密封效果和密封形式有关，通常用橡胶密封效果较好，一般圆周速度在5m/s以下选用半粗羊毛毡封油圈。

七. 箱体结构的设计计算

已知：中心距 a=150mm 1、机座壁厚?

??0.025a?3?0.025?150?3?6.75mm

考虑到铸造工艺，所有的壁厚都不能小于8mm 故取?=8mm 2、机盖壁厚?1

?1?0.020a?3?6mm 同样取?1=8mm 3、机座凸缘厚度b b?1.5??1.5?8?12mm 4、机盖凸缘厚度b1

b1?1.5?1?1.5?8?12mm

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5、机座底凸缘厚度b2

b2?2.5??2.5?8?20mm

6、地脚螺钉直径df

df?0.036a?12?17.4mm 取df=18mm。

由机械设计手册上查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M（18） 7、地脚螺钉数目n

因为a?125mm，a?250mm~500mm 所以n=4

8、轴承旁连接螺栓直径d1

d1?0.75df?0.75?18?13.5mm；取d1?16mm。

查的标准件六角头螺栓─C级 其螺纹规格 d为M（16） 9、机盖与机座连接螺栓直径d2

d2?(0.5~0.6)df?(0.5~0.6)?18mm?(9~10.8)mm

查的标准件六角头螺栓─C级 其螺纹规格 d为M（10） 10、连接螺栓d2的间距l

l?150mm~200mm，取l?175mm

11、轴承端盖螺钉直径d3

d3??0.4~0.5?df??0.4~0.5??18?(7.2~9.0)mm

查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M（8 12、窥视孔盖螺钉直径d4

d4?(0.3~0.4)df?(0.3~0.4)?19?(5.7~7.6)mm

查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M（6） 13、定位销直径d

d?(0.7~0.8)d2?(0.7~0.8)?10?(7~8)mm

查的标准件内六角圆柱头螺钉 其螺纹规格d 为M（8） 14、df,d1,d2至外机壁距离c1

有机械设计课程设计指导书中查的c1?20mm

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15、df,d2至凸缘边缘距离c2 同样取c2?15mm 16、轴承旁凸台半径R1

R1?c2?15mmR1?c2?16mm

17、外机壁至轴承座端面距离l1

l?c1?c2?10?20?15?10?45mm

18、大齿轮顶圆与内机壁的距离?1

?1?1.2??1.2?8?9.6mm 取?1=10mm

19、齿轮端面与内机壁的距离?2

?1???8mm 取?2?10mm

20、机盖、机座肋厚m1,m

m1?0.85?1?0.85?8?6.8mm

m?0.85??0.85?8?6.8mm 21、轴承端盖凸缘厚度t

t?(1~1.2)d3?(1~1.2)?8?(8~9.6)mm

取t=9mm

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第八节、设计结果

1. 最终实际传动比 i 高速级齿轮 低速级齿轮 5.88 3.85

2. 各轴转速n (r/min) 480

3. 各轴输入功率 P （kW） 4022

4. 各轴输入转矩 T (kN·m) 84.04

(r/min) 81.63 (r/min) 21.20 （kW） 4.01 （kW） 3.81 (kN·m) 469.74 (kN·m) 1719.14 机械工程学院课程设计

5．高、低速级齿轮参数（单位 mm）

名称 中心距a(mm) 模数 (mm) 齿 数 高速级 162 1.57 34 130 68 256 71.06 263.06 64.94 256.94 75 70 低速级 215 2.96 45 173 90 340 93.76 349.76 86.24 342.24 95 90 分度圆 直径 （mm） (mm) 齿顶圆 直径 （mm） (mm) 齿根圆 直径 (mm) (mm) 齿 宽 （mm） （mm） 齿轮等级精度 材料及热处理 6 6 45钢，调质后淬火，齿面45钢，调质后淬火，齿面硬度215HBS 硬度215HBS

6. 键的尺寸参数

H (单位 mm) B (单位 mm) 8 7 14 9 14 9 20 12 16 10

键 1 2 3 4 5 L (单位 mm) 28 45 63 56 40

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九、设计小结

从还没期末考试开始老师就布置下了课程设计这项对于我们来说艰巨的而复杂的任务。因为要期末考试，所以只能边复习边做设计，可是刚开始的时候根本无从下手，因为以前虽然做过类似的机械原理课程设计，可是毕竟是有本质的区别的。

在为期两个多星期的时间里，因为有关数据要差查表格我不但再次熟悉了本学期学过的内容，而且还通过《机械设计》、《机械设计课程设计指导书》等参考书目学到了许多没有学到过的知识，在很大程度上扩大了我们的认知范围。而且巧合的是这次设计的时间恰好是期末复习时间，在我做设计的同时也复习了课本，未期末考做了好的准备，真是一举两得的事情啊。

第一次面对课程设计，有点不知所措。一次次查图查表，一次次校核计算，以及精确细致的绘图，每次都让我很头痛。但是我不气馁，一步一个脚印，一页页复习课本，一次次计算数据，一遍遍修改草图，一遍遍打印装配图，从而培养了自己认真仔细的好习惯。通过本次设计，我学到了很多，也对本专业有了更深的了解，为以后的毕业设计打下了一定的基础。最后，要感谢的是胡晓珍老师耐心地指导！

[参考文献] 1．《机械设计课程设计指导书》（第二版） 高等教育出版社 作者：龚桂义 2．《机械设计基础》 高等教育出版社 主编：陈立德 3．《机械设计》（第八版） 高等教育出版社 主编：纪名刚 4．《机械设计手册》（软件版） 5、《机械设计课程设计图册》 高等教育出版社 主编：龚桂义等 6、《机械设计课程设计》 浙江大学出版社 主编：陈秀宁 施高义

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/zol7.html