哈工大机械设计课程设计-带式运输机-二级齿轮一、传动装置的总体设计(一)设计题目课程设计题目：带式运输机传送装置1.设计数据及要求：设计的原始数据要求：F=2200N；d=250mm；v=0.9m/s机器年产量：小批量；机器工作环境：清洁；机器载荷特性：平稳；机器最短工作年限：6年2班。

2.传动装置简图：（二）选择电动机1.选择电动机的类型根据参考文献[2]，按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机。

全封闭自扇冷式结构，电压为380V 。

2.选择电动机的容量工作机的有效功率为：KW kW FvW 98.110009.000221000P =⨯==从电动机到工作机传送带间的总效率为：2421234ηηηηη∑=式中：1234ηηηη、、、分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。

联轴器选用弹性联轴器，轴承为角接触球轴承，齿轮为8级精度齿轮，由参考文献[2]表9.1取。

则：所以电动机所需要的工作功率为：3.确定电动机转速按参考文献[2]表9.2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为：所以电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有750 r/min 、1000 r/min 、1500 r/min 三种。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min 的电动机，另需要其中电机工作所需额定功率：ed d P P ≥。

根据电动机类型、容量和转速，由参考文献[2]表15.1以及有关手册选定电动机型号为Y132S-6。

其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kW 满载转速/(r/min) 起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132S-6 3 960 2.0 2.0由参考文献[2]表15.2查得电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下：型号H A B C D E F×GD G KY132S 132 216 140 70 38 80 10×8 33 12---- b b1 b2 h AA BB HA L1---- 280 210 135 315 60 200 18 475（三）计算传动装置的总传动比1.总传动比i 为：2．分配传动比：考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取i iⅠⅡ=1.4，故：（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴卷筒轴2.各轴的输入功率Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴卷筒轴3.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩d T为所以：Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴卷筒轴将上述计算结果汇总于下表得:轴名功率kW 转矩 T/(N·mm)转速n/(r/min)传动比i 效率η电机轴 2.34 23278 960 1 0.99Ⅰ轴 2.32 23045 9604.421 0.96Ⅱ轴 2.22 97839 217.143.158 0.96Ⅲ轴 2.14 296708 68.76卷筒轴 2.10 290804 68.76 1 0.98 二、传动零件的设计计算（一）高速齿轮传动1．选择材料、热处理方式及精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，采用软齿面，小齿轮调质处理，齿面硬度为215~255HBW，平均硬度236 HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度162~217HBW，平均硬度190HBW。

大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在30~50HBW范围内。

选用8级精度。

2．初步计算传动主要尺寸由于是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行。

由参考文献[1]式（8.21），即式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩2)设计时，因v值未知，不能确定，故可初选载荷系数，本题初选3)由参考文献[1]表8.6取齿宽系数。

4)由参考文献[1]表8.5查得弹性系数。

5)初选螺旋角，由参考文献[1]图8.15查得节点区域系数为。

6)初选,则，取。

7) 齿数比.421 。

由参考文献[1]式（8.1）得端面重合度由参考文献[1]式（8.2）得轴面重合度由参考文献[1]图8.15查得重合度系数。

8) 由参考文献[1]图8.24查得螺旋角系数。

9）许用接触应力由参考文献[1]式（8.26），即算得。

由参考文献[1]图8.28e,图8.28a得解除疲劳极限应力。

小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为由参考文献[1]图8.29查得寿命系数(允许局部点蚀)。

由参考文献[1]表8.7，取安全系数，得故取。

初算小齿轮1的分度圆直径,得3．确定传动尺寸1）计算载荷系数。

由参考文献[1]表8.3查得使用系数。

由参考文献[1]图8.7得动载荷系数。

由参考文献[1]图8.11得齿向载荷分布系数(设轴刚性小)。

由参考文献[1]表6.4得齿间载荷分布系数，则2）对进行修正。

因K于有较大差异，故需对按值计算出的进行修正，即3)确定模数。

由参考文献[1]表8.1，取。

4)计算传动尺寸中心距：圆整为,则螺旋角所以取,,取。

4．校核齿根弯曲疲劳强度由参考文献[1]式(8.24)，即式中各参数：1）K=1.5456、、、、。

2）齿形系数和应力修正系数。

当量齿数由参考文献[1]图8.19查得。

由参考文献[1]图8.20查得3) 由参考文献[1]图8.22查得重合度系数。

4）由参考文献[1]图8.28查得螺旋角系数。

5）许用弯曲应力可由参考文献[1]式（8.29），即算得。

由参考文献[1]图8.29f,图8.29b查得弯曲疲劳极限应力,。

由参考文献[1]图8.32查得寿命系数。

由参考文献[1]表8.7查得安全系数，故满足齿根弯曲疲劳强度。

5．齿轮结构设计1）小齿轮结构设计由轴的设计计算知小齿轮设计成齿轮轴的结构形式。

齿顶高齿根高齿顶圆齿根圆2）大齿轮结构设计齿顶高齿根高齿顶圆齿根圆由于齿顶圆直径，采用实心式结构。

高速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角中心距a小2 38.738 60 19105大171.262 55 77 （二）低速级直齿圆柱齿轮传动设计1．选择材料、热处理方式及精度等级经多次计算，并考虑到减速器总体尺寸的要求，选取齿轮材料为40Cr，采用中硬齿面，即小齿轮调质处理，齿面硬度为306~332HBW，平均硬度319 HBW；大齿轮亦调质处理，齿面硬度283~314HBW，平均硬度298HBW。

由于没有轴向力，故选用直齿轮。

选用8级精度。

2．初步计算传动主要尺寸由于是中硬齿面闭式传动，故按照齿根弯曲疲劳强度进行设计。

由参考文献[1]式（8.25），即式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩2)设计时，因v值未知，不能确定，故可初选载荷系数，本题初选3)由参考文献[1]表8.6取齿宽系数。

4)初选,则，取。

5)齿数比。

由参考文献[1]式（8.1）得端面重合度：由参考文献[1]图8.21查得重合度系数。

7)齿形系数和应力修正系数的确定。

当量齿数由参考文献[1]图8.19查得。

由参考文献[1]图8.20查得8)许用弯曲应力可由参考文献[1]式（8.29），即算得。

由图8.26h得弯曲疲劳极限应力。

由参考文献[1]表8.7，取安全系数。

小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：由图8.30查得，故因此，综上，可初算法面模数：3．确定传动尺寸1）计算载荷系数K。

由参考文献[1]表8.3查得使用系数。

由参考文献[1]图8.7得动载荷系数。

由参考文献[1]图8.11得齿向载荷分布系数(设轴刚性小)。

由参考文献[1]表8.4得齿间载荷分布系数，则2）对进行修正。

并圆整为标准模数，即按表8.1，圆整为。

3）计算传动尺寸中心距：因此，4．校核齿面接触疲劳强度由式（8.20）式中各参数：1）值同前。

2）由表8.5查得弹性系数。

由图8.14查得节点区域系数由图8.15查得重合度系数许用接触应力：由参考文献[1]图8.28，得由参考文献[1]图8.29，得，由表8.7查得安全系数，故因此有，满足齿面接触疲劳强度要求。

5．计算齿轮传动其他尺寸1）小齿轮结构设计齿顶高齿根高齿顶圆齿根圆2）大齿轮结构设计齿顶高齿根高齿顶圆齿根圆采用腹板式结构，如下图所示。

，低速级齿轮参数列表齿轮 法向模数 分度圆直径 齿宽 齿数 β螺旋角 中心距a 小 2.562.5004025130mm大197.5003579三、减速器装配图设计考虑工艺性能、材料消耗和制造成本，选用剖分是机体，铸铁材料铸造成型，与机体有关的零件结构尺寸如下表所示。

名称 符号计算公式结果 机座壁厚 δ83025.0≥+=a δ 8 机盖壁厚 1δ 8302.01≥+=a δ8 机座凸缘厚度 bδ5.11=b 12 机盖凸缘厚度 1b15.1δ=b 12 机座底凸缘厚度 p δ5.22=b20地脚螺钉直径fd12036.0+=a d fM20地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径 1dfd d 75.01=M12机盖与机座联接螺栓直径2dM10连接螺栓的间距 l 150~200mm 轴承端盖螺钉直径M8 窥视孔盖螺钉直径4d4d =（0.3~0.4）f dM6 定位销直径 dd =（0.7~0.8）2d外机壁至轴承座端面距离 1l1l =1C +2C +（5~8）47内机壁至轴承座端面距离 2l55大齿轮顶圆与内机壁距离 1∆10齿轮端面与内机壁距离 2∆10机盖、机座肋厚m 1,m8(一)高速轴(轴Ⅰ)的设计计算1. 轴的基本参数——Ⅰ轴：作用在齿轮上的力：2.选择轴的材料考虑到结构尺寸以及可能出现的特殊要求（1号小齿轮，有可能需要使用齿轮轴，而齿轮所选材料为45钢，第一级轴是高速轴同时传递力矩），故轴的材料选用45钢，热处理方式为调质，以获得良好的综合机械性能。

3.初算轴径按照扭转强度条件初算轴的最小直径，式中d——轴的直径；τ——轴剖面中最大扭转剪应力，MPa；P——轴传递的功率，kW；n——轴的转速，r/min;[] ——许用扭转剪应力，MPa;C——由许用扭转剪应力确定的系数；轴的材料初定为45号钢，根据参考文献[1]表10.2查得C=118～106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=108。

所以本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即4.选择联轴器。

为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，拟选用LX型弹性柱销联轴器（GB/T 5014-2003）。

计算转矩为式中：T——联轴器所传递的名义转矩K——工作情况系数。

查参考文献[1]表12.1可取：K=1.5。

根据，查参考文献[2]表13.1LX型联轴器中LX1型联轴器就能满足传递转矩的要求（）。

但其轴孔直径范围为,满足不了电动机的轴颈要求，故选用LX3型联轴器。

其轴孔直径,可满足电动机的轴颈要求。

最后确定减速器高速轴轴伸出的直径5.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式考虑轴向力的影响，本方案选用角接触球轴承。