变速箱课程设计说明书 带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

目录
目录 (1)
设计任务书 (2)
传动方案的拟定及说明 (5)
电动机的选择 (5)
计算传动装置的运动和动力参数 (6)
轴的设计计算 (11)
滚动轴承的选择及计算 (16)
键联接的选择及校核计算 (18)
连轴器的选择 (21)
减速器附件的选择 (23)
润滑与密封 (23)
设计小结 (24)
参考资料目录 (24)
机械设计课程设计任务书
前言
(—)课程设计的目的
机械零件课程设计是学生学习《机械技术》（上、下）课程后进行的一项综合训练，其主要目的是通过课程设计使学生巩固、加深在机械技术课程中所学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。

同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置或简单机械的设计方法与步骤，为今后学习专业技术知识打下必要的基础。

(二)传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。

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。

传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

带传动承载能力较低．在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

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。

减速器的结构特点、材料选择和应用场合(如本设计中减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成)。

题目：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
1—电动机；2—带式运输机； 3—齿轮减速器
二．工作情况：
载荷平稳、单向旋转
三．原始数据
运输机工作轴转矩T（N•m）：1150
卷筒的直径D（mm）：450
运输带速度V（m/s）：0.90
带速允许偏差（％）：5
使用年限（年）：8
工作制度（班/日）：1
四．设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算；
2.斜齿轮传动设计计算
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
传动方案的拟定及说明
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。

故只要对本传动机构进行分析论证。

构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。

结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择
1．电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。

所以选用常用的封闭式Y （IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择
1）工作机所需功率Pw
Pw＝3.40kW
2）电动机的输出功率
Pd＝Pw/η
η＝Pw/ Pd ＝0.904
Pd＝3.76kW
3．电动机转速的选择
nd＝（i1’•i2’…in’）nw
初选为同步转速为1000r/min的电动机
4．电动机型号的确定
由表19－4查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，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
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各级传动比
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩
项目电动机轴高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓轮
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
传动比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
传动件设计计算
1．选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

2）精度等级选用7级精度；
3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
4）选取螺旋角。

初选螺旋角β＝14°
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，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt≥
1）确定公式内的各计算数值
（1）试选Kt＝1.6
（2）查表选取区域系数ZH＝2.433
（3）查表选取尺宽系数φd＝1
（4）查表查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 （5）查表查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（6）查表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；
（7）计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8）查表查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（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＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥67.85
（2）计算圆周速度
v=0.68m/s
（3）计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt=3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
（4）计算纵向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5）计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度，查表得动载系数KV=1.11；由表查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
查得KFβ=1.36
查得KHα=KHα=1.4。

故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1= 73.6mm
（7）计算模数mn
mn = 3.74mm
3)．按齿根弯曲强度设计
1）确定计算参数
（1）计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。

88
（3）计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4）查取齿型系数
查表查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5）查取应力校正系数
查表查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6）计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7）计算大、小齿轮的并加以比较d=0.0126
D=0.01468
大齿轮的数值大。

2）设计计算
mn≥ 2.4
mn=2.5
3)．几何尺寸计算
1）计算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圆整后取255mm
2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arc cos =13 55’50”
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4）计算齿轮宽度
b=φdd1
b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
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。

其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据手册P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115
d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴选d=22mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
（2）确定轴各段直径和长度
工段：d1=22mm 长度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=50mm
②求转矩：已知T2=50021.8N•mm
③求圆周力：Ft
根据手册P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求径向力Fr
根据手册P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=1000.436×tan200=364.1N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N•m
(3)绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=500.2×50=25N•m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N•m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N•m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N•m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据手册P235页式（10-2），表（10-2）取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm
取d=35mm
2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度
初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=300mm
②求转矩：已知T3=271N•m
③求圆周力Ft：根据手册P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求径向力Fr根据手册P127（6-35）式得Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N•m
(5)计算当量弯矩：根据手册P235得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N•m
(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
滚动轴承的选择及计算根据根据条件，轴承预计寿命
16×365×8=48720小时
1、计算输入轴承
（1）已知nⅡ=458.2r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据手册P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据手册P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据手册P263表（11-9）取f P=1.5
根据手册P262（11-6）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由手册P264（11-10c）式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
=1047500h>48720h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
(1)已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0 FR=FAZ=903.35N
试选7207AC型角接触球轴承
根据手册P265表（11-12）得FS=0.063FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根据手册P263表（11-8）得：e=0.68
∵FA1/FR1<e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<e ∴x2=1
y2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
根据表（11-9）取fP=1.5
根据式（11-6）得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2 故P=1355 ε=3
根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N
根据手册P264 表（11-10）得：ft=1
根据手册P264 （11-10c）式得
Lh=16670/n(ftCr/P) ε
=16670/76.4×(1×30500/1355)3
=2488378.6h>48720h
∴此轴承合格
键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm
查手册得，选用C型平键，得：
键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N•m h=7mm
根据手册P243（10-5）式得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa<[σR](110Mpa)
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m
查手册P51 选A型平键
键10×8 GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38
=101.87Mpa<[σp](110Mpa)
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm
查手册P51 选用A型平键
键16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
据手册P243式（10-5）得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]
高速轴8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 中间轴12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2
低速轴20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。

箱体结构设计
(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以
便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。

润滑油也由此注入机体内。

窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。

(2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。

(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。

油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。

(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。

所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。

(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。

为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。

在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。

对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。

(6)定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。

如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。

(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。

有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。

(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。

(9)密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。

密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。

连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

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，所以工作情况系数为，
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径，
轴孔长，
装配尺寸
半联轴器厚
（GB4323-84）
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，所以工作情况系数为，
计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径
轴孔长，
装配尺寸
半联轴器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84
减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M16
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
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为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

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，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。

齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，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。

参考资料目录
[1]《机械设计课程设计》，机械工业出版社，陆玉，主编，冯立艳，副主编 1998年5月第2版；
[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版；
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；
[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；
[7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月。