二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计品总结

课程设计题目4：带式运输机传动装置1、运动简图：
（由设计者选择方案作出）
2、已知条件：
1、工作情况：连续单向运转,载荷较平稳；
2、工作环境：室内，灰尘较大，环境最
高温度35°C；
3、滚筒效率：η
j
=0.96（包括滚筒与轴承的
效率损失）；
4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；
5、检修间隔期：4年1次大修，2年1次中
修，半年1次小修；
6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制
造，小批量；
7、允许运输带工作速度误差为±5%。

3原始数据：
题号
参数
31 32 33 34 35 36 37 38 39 40
运输带工作拉力F
（kN）
3.0 3.5
4.0 4.5
5.0 5.5
6.0 6.5
7.0 7.5 运输带工作速度v
（m/s）
1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9
2.0
滚筒直径D
（mm）
400 400 400 450 400 500 450 400 450 450 每日工作时数T
（h）
8 8 8 8 8 16 16 16 16 16
使用折旧期
（y）
8 8 8 8 8 8 8 8 8 8
4、设计工作量：
1、减速器装配图1张（A0或A1）；
2、零件工作图1～3张；
3、设计说明书1份。

动力及传动装置
D
F V
一课程设计任务书
1.课程设计题目：
设计带式运输机传动装置（简图如下）
1——二级展开式圆柱齿轮减速器
2——运输带
3——联轴器（输入轴用弹性联轴器，输出轴用的是齿式联轴器）4——电动机
5——卷筒
2、已知条件：
1、工作情况：连续单向运转,载荷较平稳；
2、工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35°C；
=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；
3、滚筒效率：η
j
4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；
5、检修间隔期：4年1次大修，2年1次中修，半年1次小修；
6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量；
7、允许运输带工作速度误差为±5%。

3原始数据：
题号
31 32 33 34 35 36 37 38 39 40
参数
运输带工作拉力F
3.0 3.5
4.0 4.5
5.0 5.5
6.0 6.5
7.0 7.5
（kN）
运输带工作速度v
1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9
2.0
（m/s）
滚筒直径D
400 400 400 450 400 500 450 400 450 450 （mm）
每日工作时数T
8 8 8 8 8 16 16 16 16 16
（h）
使用折旧期
8 8 8 8 8 8 8 8 8 8
（y）
二课程设计要求
1、减速器装配图1张（A0或A1）；
2、零件工作图1～3张；
3、设计说明书1份。

三 设计步骤
1.传动装置总体设计方案 本次设计数据：第32组数据： 运输带工作拉力F （kN ）：3.5 运输带工作速度v(m/s):1.2 滚 筒 直 径D(mm):400 每日工作时间T(h):8 使用折旧期（y ）：8
1）.减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。

2）方案简图如下：
.根据以上条件，决定采用普通齿轮传动。

因为齿轮传动具有外廓尺寸小，传动精度高，工作寿命长等优点。

又因为有较大的传动比，采用两级闭式齿轮传动。

实际工作环境，要求箱体的长度较小，所以采用二级展开式圆柱齿轮传动。

2.电动机的选择
1）.选择电动机的类型
按工作要求已知条件，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公式（1），即
kw P P a
w
d η=
，
由公式（2），即
kw Fv
P w 1000
=
，
因此，kw Fv
P a
d η1000=
由电动机至运输带的总效率为
5423421ηηηηηη=a ，
式中，54321ηηηηη，，，，分别代表卷筒，深沟球滚动轴承，七级精度的一般齿轮，弹性联轴器，齿式联轴器的传动效率。

由《机械设计课程设计手册》表1-7知，
99
.099.098.099.096.054321=====ηηηηη，，，，
所以，电动机所需的工作功率为
kw Fv P P a
a w
d 84.41000===ηη
3）.确定电动机转速 卷筒工作转速为
min /3.57)/(1000*60r D v n ==π
按《机械设计课程设计指导书》表一推荐的传动比合理范围，二级展开式圆柱齿轮减速器传动比40~8'=a i ，故电动机转速的可选范围为：
m in /2292~4.4583.57)40~8(''r n i n a d =⨯=∙=
符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min.。

根据容量和转速，由《机械设计课程设计手册》查出有三种适合的电动机型号，因此有三种方案，如表所示。

方案
电动机型
额定功率
满载转速
堵转转矩
最大转矩
质量/kg
序号号/kw （r/
min）额定
转矩
额定
转矩
1 Y132
S-4
5.5 1440 2.2 2.3 68
2 Y132
M2-6
5.5 960 2.0 2.0 84
3 Y160
M2-8
5.5 720 2.0 2.0 119
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量等因素，可见第1方案比较适合。

所以，选择电动机型号为Y132S-4，其主要性能为：
电动机的主要外形和安装尺寸列于下表： 中心高H 外形尺寸L*(AC/2+AD)*HD 底脚安装
尺寸A*B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D*E 装键部位尺寸F*GD 132
475*345*315
216*140
12
38*80
10*
3.确定传动装置的总传动比并分配传动比 （1）总传动比
13.253.57/1440===
n
n i m
a （2）.分配传动比
2
1212
1)5.1~3.1(i i i i i i i a ==为低速级传动比，且为高速级传动比，其中，
考虑润滑等条件的影响，取214.1i i =，（根据《机械设计课程设计手册》p196查得） 所以计算求得，24.4,93.521
==i i
4.计算传动装置的运动和动力参数
该传动装置从电动机到工作机共有三轴，依次为1,2,3轴。

. 1）各轴转速：
1轴：m in /144021r n n ==
2轴：min /83.2421
1
2r i n n ==
3轴：min /3.572
2
3r i n n ==
卷筒轴：m in /3.5734r n n ==
型号 额定功率 满载转速（r/min ） 堵转转矩/额定转矩 最大转
矩/额定转矩
质量/kg
Y132S-4 5.5 1440 2.2 2.3 68
2）各轴的输入功率
1轴：kw P P
d 74.4241==ηη
2轴：kw P P 60.4231
2==ηη
3轴：kw P P 47.42323==ηη
卷筒轴：kw P P 38.42534==ηη 3）各轴的输入转矩为
电动机的输入转矩d T 为：mm N n P T m
d
d ∙⨯=⨯
⨯=46
1021.31055.9 1轴：mm N T T d ∙⨯==4
2411015.3ηη
2轴：mm N i T T ∙⨯==5
123121081.1ηη
3轴：mm N i T T ∙⨯==5
223231045.7ηη
卷筒轴：mm N T T ∙⨯==5
25341030.7ηη
运动和动力参数计算结果整理于下表：
轴名
功率P/kw 转矩T/(N ·mm) 转速n/(r/min) 传动比i
效率η
I 轴 4.74 41015.3⨯ 1440 5.93 0.97
II 轴
4.60
51081.1⨯
242.83
4.24
0.97
III 轴
4.47
51045.7⨯
57.3
1
0.98
卷筒轴 4.38
51030.7⨯
57.3
5.齿轮的设计
1.高速极大小齿轮的设计
1）选定齿轮的类型、精度等级、材材料及齿数
（1）按运动简图所示的传动方案，选用圆柱直齿齿轮传动。

（2）运输机一般为工作机，速度不高，故选用7级精度。

（3)材料选择。

由《机械设计》表6.1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为260HBS ，大齿轮为45钢（正火），硬度为210HBS ，二者材料硬度差为50HBS 。

（4）选齿轮齿数轮齿数分别代表小齿轮和大齿、其中2121,148,25z z z z ==。

(5)按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数0.1=Φd 2) 初步设计齿轮主要尺寸
(1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。

两者
比较校核。

(2) 按齿面接触疲劳强度设计，即
312
1)
1(2u u KT Z Z Z d d HP E H +∙∙⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛≥ψσ
ε
试选载荷系数5.1=t
K 。

mm N T T d ∙⨯==42411015.3ηη
由课本P117表6.3查得材料系数Mpa Z E 206=。

由课本图P110图6.8（b ）按齿面硬度查得： 小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6101lim =σ； 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5602lim =σ。

计算应力循环次数：
8
1291110
33.2/1038.125088114406060⨯==⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==u N N jL n N h
（3）确定接触疲劳许用应力：
93
.55.11.15.6min min ===u S S F H 、、，得查表，所以，
Mpa S Z H N
H HP 55.554min
lim 1==σσ Mpa S Z H N
H HP 09.509min
2lim 2==
σσ
2>.计算
Ⅰ. 试算小齿轮分度圆直径t d 1，代入][H σ中较小的值。

齿数比92.525
14812===z z u
mm
u u KT Z Z Z d d HP E H 73.43)1(2312
1=+∙∙⎪⎪⎭
⎫ ⎝
⎛≥ψσ
ε
其中，50.2=H Z ，206=E Z ，86.0=εZ 计算圆周速度v 。

s m n d v t 30.31000
601
1=⨯=
π
计算齿宽b 。

mm d b t d 73.431=⨯Φ=
确定载荷系数K
由表6.2查的0.1=A K ,由7级精度齿轮，取1.1=V K ,由硬齿面，取
452
.10.1*1.1*1.1*2.11.1,2.1====βααβK K K K K K K V A ，
，
按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm K K
d d t
t t 26.4331==
计算模数
mm z d m t
73.11
==
查标准模数系列，取模数mm m 75.1=
小齿轮齿数251≈=m
d z t
大齿轮齿数1482
=z
计算分度圆直径 mm m z d 75.4311== mm m z d 25922==
计算中心距
mm d d a 375.1512
2
1=+= 计算齿轮宽度 mm d b d 75.431
=Φ=
取mm B 452
=，mm B 501=。

齿高h mm m h 9375.325.2== 按齿根弯曲强度校核 弯曲强度的校核公式 ][23211
F Sa
Fa d F Y Y m
z KT σσ≤Φ= 确定公式中各值：
小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F 2251lim =σ； 大齿轮的弯曲强度极限MPa F 2072lim =σ；
83
.1,14.2,59.1,62.22211====sa Fa sa Fa Y Y Y Y
Ⅶ.计算大、小齿轮的]
[F Sa
Fa Y Y σ并加以比较；
0185.0][1
1
1=F Sa Fa Y Y σ
0189.0][2
2
2=F Sa Fa Y Y σ 校核计算：
][77.11359.162.275
.1250.131500
452.12213
232111F Sa Fa d F Mpa Y Y m z KT σσ<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=Φ=
齿轮传动的几何尺寸：
名称 符号
公式
齿1 齿2 齿3 齿4 齿数 z
z
25 148 32 135 分度圆直径 d
mz d =
43.75 259 80 337.5 齿顶高 a h
m h h a a *
=
1.75
1.75
2.5 2.5 齿根高
f h m c h h a f )(**+= 2.1875 2.1875
3.125 3.125 齿顶圆直径 a d a a h d d 2+= 47.25 262.5
85
342.5
齿根圆直径 f d f f h d d 2-=
39.375 254.625 73.75 331.25
中心距 a
2/)(21z z m a +=
151.375 208.75
孔径 b
齿宽
b
1d b d ψ=
50
45
80 75
滚动轴承和传动轴的设计
1.选择轴的材料
选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由表11.1和表11.4查得
[]Mpa
Mpa Mpa Mpa b b 155,275,
640,60111====---τσσσ
kw P 47.43=，mm N T ∙⨯=531045.7，mm d 50min =
2.求作用在齿轮上的力
mm m z d 75.4311==
N d T F t 144021
==I
N F F t r 12.524cos tan ==β
α
0=a F
3.初步确定轴的最小直径
先按公式（11.2）初步计算轴的最小直径。

（根据《机械设计》表11.3选C=110）
1轴：mm n p c d 37.163
1
1
=≥考虑键槽的影响，所以 mm d 18min =
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径21-d 。

为了使所选的轴直径21-d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

又
因为所取电动机型号为Y132S-4，其轴径为mm D 018
.0002.038++=所以必须选轴孔直径系
列包括D=38mm 的联轴器,联轴器的计算转矩3T K T A ca =，查《机械设计》表10.1，取5.1=A K ，则：
mm N T K T A ca ⋅==472501
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计课程设
计手册》选用LX3型,其公称转矩为1250000N ·mm,许用转速为4700r/min 。

半联轴器得孔径mm d 351=，故取21-d =35mm ；半联轴器长度L=82mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 601=。

4.轴的结构设计
根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径
1）为了满足办联轴器的轴向定位要求，1-2轴端右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径为=-32d 40mm
2）初步选择滚动轴承。

因轴承只受径向力的作用，故可以选用深沟球轴承。

参照工作要求并根据32-d =40mm ，由《机械设计课程设计手册》表6-1查得，
选取6309深沟球滚动轴承（GB/T 276-1994）。

其尺寸为
mm mm mm B D d 2510045⨯⨯=⨯⨯，故=-43d =-87d 45mm ；而mm l 3043=-。

3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端5-6的直径
mm z m d 375.395.2275.1)5.2(165=⨯=-=-，mm l 5065=-。

取mm l 6054=-，
取mm l 4032=-，，mm l 5076=-mm l 3087=- (2).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。

按21-d 由《机械设计课程设计手册》
表4-1查得A 类平键截面mm mm h b 810⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工，长为
mm 50。

滚动轴承与轴的轴向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6m 。

(3).确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计课程设计手册》表1-27，取轴端圆角 452⨯。

求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。

在确定轴承的支点位置时，对于6309型深沟球轴承，其支点就是轴承宽度B 的中点。

因此，作为简支梁的轴的支撑跨距mm L L 22011510512=+=+。

根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。

现将计算处的截面C 处的H M 、V M 及M 的值列于下表。

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F N
F N F NH NH 73.752,
27.68721==
N F N F NV NV 97.273,15.25021==
弯矩M
m
N M m N M H H .04.7904.7921=⋅=
,
77.28,77.2821m N M m N M V V ⋅=⋅=
总弯矩 m N M ⋅=13.841 ，m N M ⋅=13.842
扭矩T m N T ⋅=5.31
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。

根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取
6.0=α，轴的计算应力
MPa W
T M ca 3.13)(2
21=+=
ασ
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由课本P288表11.2查得
MPa 60][1=-σ
因此][1-<σσca ，故安全。

滚动轴承的校核
1.轴承的预计寿命h L H 1600025088'=⨯⨯⨯=
2.已知m in 14401r n =，两轴承的径向反力
N F N F R R 5.2057,5.71421==
7. 键联接设计
联轴器与输入轴间键的选择及校核
轴径mm d 35=，轮毂长度mm L 60=，查手册，选A 型平键，其尺寸为
mm b 10=，mm h 8=，mm L 50=
现校核其强度：mm b L l 40=-=,m N T ⋅=5.31，
MPa hdl T p 25.114==σ
查课本P325表12.1得MPa p 110][=σ，因为][p p σσ<，故键符合强度要求。

8.箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用
6
7
is H 配合.
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s ，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H 大于40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为∀3.6
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为11mm ，圆角半径为R=5。

机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
F 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体
.
减速器机体结构尺寸如下：
名称 符号 计算公式
结果 箱座壁厚 σ
83025.0≥+=a σ
11 箱盖壁厚
1σ
8302.01≥+=a σ
9 箱盖凸缘厚度 1b
115.1σ=b
14 箱座凸缘厚度 b σ5.1=b
16.5 箱座底凸缘厚度
2b
σ5.22=b 27.5 地脚螺钉直径 f d
12036.0+=a d f
M24 地脚螺钉数目 n 查《机械设计课程设计手册》表11-1
8 轴承旁联接螺栓直径 1d f d d 75.01=
M18 机盖与机座联接螺栓直径 2d 2d =（0.5~0.6）f d M12 轴承端盖螺钉直径
3d
3d =（0.4~0.5）f d
M8 M10 M12
视孔盖螺钉直径 4d 4d =（0.3~0.4）f d
M8 定位销直径
d
d =（0.7~0.8）2d 10 f d ，1d ，2d 至
外机壁距离
1C
查《机械设计课程设计手册》表11-2 34 24 18 f d ，2d 至凸缘
边缘距离 2C
查《机械设计课程设计手册》表11-2
28 16 外机壁至轴承座端面距离 1l 1l =1C +2C +（8~12） 70——74 大齿轮顶圆与内机壁距离 1∆ 1∆>1.2σ >13.2 齿轮端面与内机壁距离
2∆
2∆>σ
>11
9. 润滑密封设计
机座肋厚
m
σ85.0≈m 10=m
轴承端盖外径 2
D
D D =2+（5~5.5）3d 150
190
240
起盖螺钉直径 5d
不用太大，但要常见，起到起盖作用即可。

85=d
铸造过渡尺寸 h,k,r
h=15 k=3 r=5
凸台高度 H
根据低速机轴承座外景确定，以便于扳手操作为准
通气器固定螺钉直径 6d
根据通气器上的沉孔直径确定 86=d
对于二级展开式圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且转速速较
低，所以其速度远远小于
5
(1.5~2)10./min
mm r
，所以轴承采用脂润滑，箱体
内选用SH0357-92中的50号润滑油，装至规定高度。

油的深度为64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。

而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。

轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，易于加工和安装。

因为输出轴、输入轴转速都较低，故二者均可采羊毛毡圈密封，输出轴选用毡圈75，输入轴选用毡圈40.
联轴器设计
1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
2.载荷计算.
见轴的设计。

参考资料
《机械设计》武汉理工大学出版社主编杨明忠朱家诚《机械原理》高等教育出版社主编郑文纬吴克坚《机械设计课程设计手册》高等教育出版社主编吴宗泽罗圣国。