PAGE 目录 TOC \o 1-3 \h \z \u 一、课程设计任务书 1 （一）、设计课题 1 （二）、设计要求 1 （三）、设计步骤 2 二、电动机的选择 3 三、计算总传动比及分配各级的传动比 4 四、运动参数及动力参数计算 4 五、传动件的设计计算 6 （一）、V带传动的设计 6 （二）、高速极直齿圆柱齿轮设计： 9 （三）、低速极直齿圆柱齿轮设计 13 七、轴的设计 17 八、轴的校核（只校核中间轴） 20 九、键的选择和校核 23 （一）、中间轴上的键 23 （二）、高速轴上的键 24 （三）、低速轴上的键 25 十、滚动轴承的选择与校核 25 （一）、中间轴上的滚动轴承 25 （二）、高速轴上的滚动轴承 27 （三）、低速轴上的滚动轴承 27 十一、联轴器的选择 27 十二、箱体及其附件设计 27 （一）、齿轮的结构设计 27 （二）、箱体结构设计 28 十三、润滑、密封的设计 30 十四、设计小结 30 附图 31 参考文献 33 PAGE 32 一、课程设计任务书 （一）、设计课题 设计带式运输机传动装置 已知条件：（1）运输带工作拉力； （2）运输带工作速度； （3）滚筒直径； （4）工作机传动效率； （5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； （6）工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度； （7）要求齿轮使用寿命为15年（每年按300天计）； （8）生产批量：中等； （9）动力来源：电力，三相交流，电压380V。 传动方案：如图1所示。 （二）、设计要求 （1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型； （2）减速器装配图1张（A0或A1图纸）； （3）零件工作图1张； （4）设计计算说明书1份。 图1 （三）、设计步骤 （1）总体设计： 1.电动机的选择； 2.传动比的分配； 3.各传动轴的运动和动力参数计算； （2）传动零件的设计计算 1.V带传动的设计； 2.齿轮传动的设计； （3）轴的设计 1.轴的材料选择和最小直径估算； 2.减速器装配草图的设计； 3.轴的结构设计； （4）轴的校核 （5）键的选择和校核 （6）滚动轴承的选择和校核 1.滚动轴承的选择； 2.滚动轴承的校核； （7）联轴器的选择 （8）箱体及其附件设计 （9）润滑、密封的设计 二、电动机的选择 （1）：选择电动机类型： 根据工作和电源条件，选择Y系列三相异步电动机。 （2）：选择电动机功率： 工作机使用功率; Pw==Kw=9.75 Kw 电动机到滚筒轴的传动总效率： , , , 分别代表V带轮传动，滚动轴承，直齿圆柱齿轮，联轴器的效率，由设计指导书查表分别取0.95、0.99、0.97、0.99，则： 故：所需电动机功率： （3）:选择电动机额定功率： 因为工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度。电动机额定功率只需略大于Pn即可，所以 （4）：选择电动机转速： 滚筒工作转速： 按照表查得： V带传动比范围： 二级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围： 总传动比推荐范围： 电动机转速可选范围： 符合这一范围的同步转速有1000、1500、3000 r/min三种。根据计算出的容量，由表查得有三种适用的电动机型号，其技术要求及传动比比较情况如下表： 方案 电动机型号 额定功率 同步转速 满载转速 总传动比 1 Y180L-6 15 1000 970 15.62 2 Y160L-4 15 1500 1460 23.51 3 Y160M2-2 15 3000 2930 47.18 综合考虑电动机、传动装置尺寸、重量以及传动比分配，比较上表中的三种方案：方案1电动机转速低,能使传动装置的传动比较小，但外轮廓尺寸及重量较大，价格较高；方案3电动机价格比较便宜，但传动比较大，致使传动结构尺寸也较大；方案2的电动机价格和传动比都比较适中，传动装置结构也比较紧凑。因此选定电动机型号为Y160M-4,其主要外形尺寸查表得下表： 型号 额定功率 满载转速 同步转速 电动机中心高 外伸轴直径和长度 Y160L-4 15 1460 1500 160 42X110 三、计算总传动比及分配各级的传动比 （1）：传动系统的总传动比： i===23.51 （2）:分配传动系统的各级传动比：假设V带传动分配的传动比i1=2.2,则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比i==10.69 二级减速器中： 高速级齿轮传动比：i2==3.73 低速级齿轮传动比：i3==2.87 四、运动参数及动力参数计算 （1）：各轴转速： 减速器传动装置从各轴从高速至低速依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。 各轴转速为： ==1460 r/min ===663.64 r/min ===177.92 r/min r/min （2）：各轴输入功率： 按电动机所需功率Pn计算各轴输入功率，即 电动机的输入功率：P0=Pn=11.35 kw 第一根轴的输入功率：PⅠ=Pn=11.35*0.95=10.78 kw 第二根轴的输入功率：PⅡ=PⅠ=10.78*0.99*0.97=10.35 kw 第三根轴的输入功率：PⅢ=PⅡ=10.35*0.99*0.97=9.94 kw 工作机轴功率：Pw=PⅢ9.94*0.99*0.99=9.74 kw （3）：各轴转矩： 电动机轴的转矩：T0=9550 第一根轴的转矩：TⅠ= 第二根轴的转矩：TⅡ= 第三根轴的转矩：TⅢ= 工作机轴的转矩：Tw= 将计算结果汇总列表如下： 轴名 参数 电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 工作机轴 转速n/（r/min） 1460 663.64 177.92 61.96 62.10 功率P/kW 11.35 10.78 10.35 9.94 9.74 转距T/(N) 74.24 155.13 555.54 1532.07 1497.86 传动比i 2.2 3.73 2.87 1 效率η 0.95 0.96 0.96 0.98 五、传动件的设计计算 （一）、V带传动的设计 设计带传动的主要参数： 已知带传动的工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳;传递的功率Ped=15Kw,小带轮转速n1=1460r/min，大带轮转速n2=663.64,传动比i1=2.2。 设计内容包括：带的型号、长度、根数、传动中心距，带轮的直径及结构尺寸等等。 （1）：确定设计功率Pd 式中：KA=1.2 （2）：选择带型 根据设计功率Pd和小带轮转速n1，选择B型带 （D1=125~140） (3 )：选择带轮的基准直径并验算带速 ①为了避免弯曲应力过大，应使小带轮直径所以取小带轮基准直径D1=132mm ②验算带速v 其中普通V带vmax=25~30m/s 带速也不宜过低，否则带受的拉力过大。一般带速v=5~25m/s 代入数据得： 带轮符合推荐范围。 （4）： 计算大带轮的基准直径 根据基准直径系列，初定D2=287mm 转速误差 （5）：确定中心距a和带长Ld 根据： 初定中心距 按下式计算带的基准长度Ld： 由表查得基准长度Ld=1800mm 计算实际中心距： + 中心距满足变化范围：293.3~838mm 考虑安装调整的需要，中心距的变动范围为 （6） 验算小带轮包角 包角满足条件。 （7）：确定带的根数 式中:——单根V带的基本额定功率，查表5-5由插值法算得2.60kW； ——包角修正系数，查表5-9得0.96； ——带修正系数，查表5-3得0.95； ——单根V带额定功率增量，已知带型为B型带，小带轮转速为1460r/min，传动比查表5-10得0.46Kw。 （8）：确定带的初拉力F0 （9）：计算带轮作用在轴上的力FQ 式中：——带的根数； ——带跟带的初拉力； ——小带轮包角。 （10）： V带轮设计 A. 带轮的材料为：HT200 B. 带轮的结构形式：腹板式 将计算结果汇总列表如下： 设计功率 带速 小带轮直径 大带轮直径 带长 中心距 包角 带的根数 初拉力 轴上压力 （二）、高速极直齿圆柱齿轮设计： （1）： 选择齿轮材料、热处理、精度等级、齿轮齿数 根据工作条件与已知条件，减速器应采用闭式硬齿面齿轮；小齿轮齿数，大齿轮齿数，取；传动比 设计说明 （HB=350HBS）,8级精度，查表6-2得 小齿轮 45钢 表面淬火 HB=40~50HBC 大齿轮 45钢 表面淬火 HB=40~50HBC 因为小齿轮是高速极，在啮合过程中，小齿轮的啮合次数比大齿轮多，小齿轮齿面硬度比大齿轮高30~50HBS。 （2）： 按齿根弯曲疲劳强度设计 确定式中各项数值: A. `由表6-3查,故初选载荷系数 B. 由表6-6，非对称分布，选取0.6 C. 小齿轮传递的转矩 D. 重合度系数 E. 由 F. 由图6-19、6-20，查得, G. 应力循环次数 由图6-21，查得、 H. 由图6-22d，查得大、小齿轮的接触疲劳强度、 I. 许用接触应力的确定 取 取设计齿轮模数； 将确定后的各项数值代入设计公式，求得 修正： 由图6-7查得; 由图6-10查得(减速器轴的刚度较大); 由表6-4查得 则： 由表6-1选取第一系列标准模数 齿轮的主要几何尺寸： 圆整中心距，取； 小齿轮直径：； 大齿轮直径：； 齿宽，取大齿轮齿宽，小齿轮齿宽 （3）： 校核齿面接触疲劳强度 确定式中各项的值： 由表6-5，查得 由图6-14，查得 由图6-13，查得 由图6-15，按不允许出现点蚀，查得 由图6-16e，按齿面硬度均值，在MQ和ML线中间查出 取 将确定出的各项数值代入弯曲强度校核公式，得 齿面接触疲劳强度足够。 将计算结果汇总列表如下： 高速极小齿轮 高速极大齿轮 齿轮材料 45钢 45钢 热处理方法 表面淬火 表面淬火 齿面硬度 40~50HRC 40~50HRC 精度等级 8 8 齿数 20 75 齿数比 3.75 模数 3 中心距 142.5mm 齿轮直径 60mm 225mm 齿轮厚度 45mm 40mm （三）、低速极直齿圆柱齿轮设计 （1）： 选择齿轮材料、热处理、精度等级、齿轮齿数 根据工作条件与已知条件，减速器应采用闭式硬齿面齿轮；小齿轮齿数22，大齿轮齿数，取传动比 设计说明 （HB=350HBS）,8级精度，查表6-2得 小齿轮 40Cr 表面淬火 HB=48~55HRC 大齿轮 40Cr 表面淬火 HB=48~55HRC 因为小齿轮是高速极，在啮合过程中，小齿轮的啮合次数比大齿轮多，小齿轮齿面硬度比大齿轮高30~50HBS。 （2）： 按齿根弯曲疲劳强度设计 确定式中各项数值: A. 由表6-3查,故初选载荷系数 B. 由表6-6，非对称分布，选取0.6 C. 小齿轮传递的转矩 D. 重合度系数 E. 由 F. 由图6-19、6-20，查得, G. 应力循环次数 由图6-21，查得、 H. 由图6-22d，查得大、小齿轮的接触疲劳强度、 I. 许用接触应力的确定 取 取设计齿轮模数； 将确定后的各项数值代入设计公式，求得 修正： 由图6-7查得; 由图6-10查得(减速器轴的刚度较大); 由表6-4查得 则： 由表6-1选取第一系列标准模数 齿轮的主要几何尺寸： 圆整中心距，取； 小齿轮直径：； 大齿轮直径：； 齿宽，取大齿轮齿宽，小齿轮齿宽 （3）： 校核齿面接触疲劳强度 确定式中各项的值： 由表6-5，查得 由图6-14，查得 由图6-13，查得 由图6-15，按不允许出现点蚀，查得 由图6-16e，按齿面硬度均值，在MQ和ML线中间查出 取 将确定出的各项数值代入弯曲强度校核公式，得 齿面接触疲劳强度足够。 将计算结果汇总列表如下： 低速极小齿轮 低速极大齿轮 齿轮材料 40Cr 40Cr 热处理方法 表面淬火 表面淬火 齿面硬度 48~55HRC 48~55HRC 精度等级 8 8 齿数 22 63 齿数比 2.86 模数 4mm 中心距 170mm 齿轮直径 88mm 252mm 齿轮厚度 58mm 53 mm 七、轴的设计 （1）：轴的材料选择和最小直径估算 材料选45钢，调质处理，其各项数据列表如下： 抗拉强度极限 屈服强度极限 弯曲疲劳强度 剪切疲劳极限 许用弯曲应力 640 355 275 155 60 （2）：初步估算轴的直径 按扭转强度法进行最小直径估算，即：初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽是，～两个键槽是，～ 。查表8-3：取高速轴=118，中间轴=112，低速钢=110。 高速轴：因高速轴最小直径处安装大带轮，设有一个键槽，则：31.97mm，由《机械设计手册》取为B型带带轮基准孔径系列标准值。 中间轴：，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值。 低速轴：，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：63.95mm，联轴器的孔径取为。 （3）： 轴的结构设计 1)中间轴的结构设计 ①各段轴直径的确定 ：最小直径，滚动轴承处轴段，45mm。滚动轴承选取6409，其尺寸为d×D×B=45mm×120mm×29mm。 ：低速级小齿轮轴段，=50mm。 ：轴环定位，=58mm。 ：高速级大齿轮轴段，=50mm。 ：滚动轴承处轴段，=45mm。 ②各轴段长度的确定 :由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，=58mm。 :由低速级小齿轮宽度=58mm确定，=56mm。 :轴肩宽度，=10mm。 :由高速级大齿轮的毂孔宽度=40mm，确定，=38mm。 :由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，==58mm。 2).高速轴轴系的结构设计 ①各轴段直径的确定 :最小直径，安装大带轮的外伸轴段，。 ：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=35mm。 ：滚动轴承处轴段，=40mm。滚动轴承选取6308，其尺寸为d×D×B=40mm×90mm×23mm。 ：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线m/s，滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油环的轴向定位，=45mm。 : 齿轮过渡段， =52mm。 ：齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材 料和热处理方式需一样，均为45钢，调质处理。考虑挡油环的轴向定位 ：齿轮过渡段，=47 ：滚动轴承处轴段，40mm。 ②各轴段长度的确定 : 由大带轮的毂孔宽度L=B=64mm确定，=66mm。 : 由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=90mm。 : 由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，=39mm。 : 由装配关系、箱体结构等确定，=68mm。 ：齿轮前段，=12.5mm。 : 由高速级小齿轮宽度=45mm确定，=45mm。 ：齿轮前段，=12.5mm。 ：由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，=41mm。 3).低速轴的结构设计 ①各轴段直径的确定 ：滚动轴承处轴段，=65mm。滚动轴承选取6215，其尺寸为d×D×B=75mm×130mm×25mm。 ：低速级大齿轮轴段，=88。 ：轴肩定位，根据齿轮的轴向定位要求，=95mm。 ：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=88mm。 ：滚动轴承处轴段，==75mm。 ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=70mm。 ：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，=65mm。 ②各轴段长度的确定 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=60.5mm。 ：由低速级大齿轮的毂孔宽=53确定，=51mm。 ：轴肩宽度，=12mm。 ：由装配关系、箱体结构等确定，=55.5mm。 ：由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，=39mm。 ：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=87mm。 ：由联轴器的毂孔宽=107mm确定，=107mm。 八、轴的校核（只校核中间轴） 按弯扭合成强度条件计算 （1）：由所决定的轴结构可确定出简支梁的支撑距离：深沟球轴承中心（1点）到低速极小齿轮齿宽中心（3点）70.5mm，低速极小齿轮齿宽中心（3）到高速极大齿轮齿宽中心（4点）=59mm，高速极大齿轮齿宽中心（4点）到深沟球轴承中心（2点）=61.5mm，据此求出低速极小齿轮宽度中心所在截面B和高速极大齿轮宽度中心所在截面C的的值。 （2）：计算轴上作用力 低速极小齿轮 高速极大齿轮 （3）:计算支反力 水平面内支反力 垂直面内支反力 (4):计算轴的弯矩，并画弯矩图 水平面弯矩 3点的弯矩： 4点的弯矩： 垂直面弯矩 3点的弯矩： 4点的弯矩： 合成弯矩 (5):转矩 (6):当量弯矩 转矩按脉动循环变化计算，取得： (7):弯矩合成强度校核 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的截面（即危险截面）的强度。 根据轴所选定的材料45钢，调质处理，由。 因，故强度足够。 (8):力学模型图： 九、键的选择和校核 （一）、中间轴上的键 由中间轴的细部结构设计选定： 低速小齿轮处的键为A键： 高速大齿轮处的键为B键： 标记为： GB/T 1096 键A； GB/T 1096 键B； GB/T 1096 键A校核： 齿轮轴段,键的工作长度为；键的接触高度；由于单键可能强度不足，所以采用双键结构；传递的转矩为：；键静连接时的挤压许用应力（键、齿轮轮毂和轴的材料均为钢调质）。 ，键联接强度足够。 GB/T 1096 键B校核： 齿轮轴段,键的工作长度为；键的接触高度；由于单键可能强度不足，所以采用双键结构；传递的转矩为：；键静连接时的挤压许用应力（键、齿轮轮毂和轴的材料均为钢调质）。 ，键联接强度足够。 （二）、高速轴上的键 由高速轴的细部结构设计选定： 大带轮处处的键为键： 标记： GB/T 1096 键 C。 校核键： 该轴段,键的工作长度为；键的接触高度；传递的转矩为：；由《机械设计》表6-2查得键静连接时挤压许用应力（键、带轮轮毂和轴的材料均为钢调质）。 ，键联接强度足够。 （三）、低速轴上的键 由低速轴的细部结构设计选定： 低速大齿轮处取B键： 联轴器上的键为C键： 分别标记： GB/T 1096 键 B; GB/T 1096 键 C。 校核B键： 齿轮轴段,键的工作长度为；键的接触高度；传递的转矩为：；由《机械设计》表4-1查得键静连接时的挤压许用应力（键、联轴器轮毂和轴的材料均为钢调质）。 ，键联接强度足够。 校核C键： 联轴器轴段,键的工作长度为；键的接触高度；传递的转矩为：；由《机械设计》表4-1查得键静连接时的挤压许用应力（键、联轴器轮毂和轴的材料均为钢调质）。 ，键联接强度足够。 十、滚动轴承的选择与校核 （一）、中间轴上的滚动轴承 根据载荷及速度情况，拟定选用深沟球轴承： (1):滚动轴承的选择 滚动轴承选取6309，其尺寸为d×D×B=45mm×100mm×25mm。 其基本参数 (2):滚动轴承的校核 1）径向载荷 根据轴的分析，可知： 1点总支反力 2点总支反力 2）当量动载荷P 根据工况（无冲击或轻微冲击），由《机械设计》表9-8得，载荷系数。 1处轴承： 2处轴承： 3）验算轴承寿命 因，故只需验算1处轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同， 其为15（年）×300（天）×16（小时）即：72000h;温度系数。 轴承具有足够寿命。 （二）、高速轴上的滚动轴承 滚动轴承选取6208，其尺寸为d×D×B=40mm×80mm×18mm。 （三）、低速轴上的滚动轴承 滚动轴承选取6215，其尺寸为d×D×B=75mm×130mm×25mm。 十一、联轴器的选择 根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件查标准GB/T 5014-2003选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，孔径许用转速。故使用：联轴器。 十二、箱体及其附件设计 （一）、齿轮的结构设计 (1):高速轴大齿轮的设计 因 采用腹板式结构 代号 结构尺寸和计算公式 结果 腹板最大直径 142.1 腹板厚度C 12 倒角尺寸 1.5 腹板最小直径 83.2 板孔中心直径 112.65 轴孔直径 52 圆角半径r 5 板孔直径 17.67 (2):低速轴大齿轮的设计 因 采用腹板式结构 代号 结构尺寸和计算公式 结果 腹板最大直径 200.4 腹板厚度C 15.9 倒角尺寸 2 腹板最小直径 140.8 板孔中心直径 170.6 轴孔直径 88 圆角半径r 5 板孔直径 17.88 （二）、箱体结构设计 名称 符号 计算公式 结果 箱座厚度 8 箱盖厚度 8 箱盖凸缘厚度 12 箱座凸缘厚度 12 箱座底凸缘厚度 20 地脚螺钉直径 M20 地脚螺钉数目 查手册 4 轴承旁联结螺栓直径 M16 盖与座联结螺栓直径 =（0.5~0.6） M12 连接螺栓的间距 150~200 221 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） M10 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） M8 定位销直径 =（0.7~0.8） M8 ，，至外箱壁的距离 查表4—2 28 24 20 ，至凸缘边缘距离 查表4—2 22 18 轴承盘凸台半径 28 凸台高度 根据低速级轴承座外径确定 53 外箱壁至轴承端面距离 =++（5~10） 52 大齿

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