目录一课程设计书2二设计要求2三设计步骤21. 传动装置总体设计方案32. 电动机的选择43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比54. 计算传动装置的运动和动力参数55. 设计V 带和带轮66. 齿轮的设计87. 滚动轴承和传动轴的设计198. 键联接设计269. 箱体结构的设计2710. 润滑密封设计3011. 联轴器设计30四设计小结31五参考资料32一.课程设计书设计课题：设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器•运输机连续单向运转,载荷变化不大，空载起动，卷筒效率为（包括其支承轴承效率的损失）,减速器小批量生产,使用期限8年（300天/年）,两班制工作，运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表设计要求1. 减速器装配图一张（A1）。
绘制轴、齿轮零件图各一张（A3）3.设计说明书一份。
三.设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1. 传动装置总体设计方案1•组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀, 要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V 带设置在高速级其传动方案如下：图一：（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示 选择V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。
传动装置的总效率ai为V 带的效率,n2为轴承的效率， 3为第一对齿轮的效率，4为联轴器的效率，5为卷筒轴滑动轴承的效率（因是薄壁防护罩，采用开式效率计算）2. 电动机的选择电动机所需工作功率为：P = P/ n = 1900x i000x = ,执行机构的曲柄转速 1000 60v 为 n ==mi n ， D 经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比I = 2〜4,二级圆柱斜齿轮减 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 x n =（16〜 160）x =〜min 。
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， 选定型号为丫112M — 4的三相异步电动机，额定功率为 额定电流，满载转速 n m 1440 r/min ，同步转速1500r/min 。
32 1234x 0.983 X 0.952 xx = ；方案电动机型号额定功率P edkw电动机转速监n电动机重量N参考价格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y112M-4415001440470230中心高外型尺寸L X( AC/2+AD X HD底脚安装尺寸A X B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D X E装键部位尺寸F X GD 132515X 345 X 315216 X1781236 X 8010 X 413. 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为i a= n/n = 1440/ =(2)分配传动装置传动比ia —i0 X i式中i o,h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i o =,则减速器传动比为i = i a/i o二根据各原则，查图得咼速级传动比为h =，则i2 = i / i i =4. 计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速n = n m/i o = 1440/ = min= n【/i 1= = minn 皿= n^ / i2= = r/minn w =n^ = r/min(2) 各轴输入功率Pi = Pd X 1 = X =P^ = pi Xn 2 X3= XX =P m= P n Xn 2X 3= XX =P^ = P m Xn 2Xn 4= XX =则各轴的输出功率：R = Pi X =kWP n = P n X ==kWP m = P m X== P w X :=kWP w(3) 各轴输入转矩「=T d X i0X 1 N -m电动机轴的输出转矩T d=9550邑=9550 X 1440= N - n m 所以：T I= T d X i0X 1=XX = N・mT n = T i X i1X 1X 2= XXX = N -mT m = T n X i2X 2X 3=XXX = -mT w=T m X 3X 4= XX = N -m输出转矩：T i = T i X = N-mT n = T n X = N *mT m = T m X = -mT w T w X = N *m1轴2轴3轴4轴（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，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜 齿轮 （1）齿轮材料及热处理①材料：高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取 小齿齿数Z i =24高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z 2 =i X Z i =X 24=取 Z 2 =78. ②齿轮精度按GB/T10095- 1998，选择7级，齿根喷丸强化。
2 •初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计②由课本P 202公式10-13计算应力值环数N 1 =6On 1j L! =60 XX 1X( 2X 8X 300X 8) =X 109hN 2= = X 108h #为齿数比,即=玉)确定各参数的值： ①试选查课本 F 2i5 图 10-30 选取区域系数Z H 由课本 F 214 图 10-26贝U10.780.78 0.82 1.620.82d it24d 1t cosm nt _猖53如42.00mmbh齿高 h= m nt = x =mm④计算齿宽与高之比 =49.53/4.5③ 查课本P 203 1 0-19图得：K 1= K 2 = ④ 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%安全系数S=1,应用P 202公式10-12得:H]S Him1 =x 550= MPa SK HN 2 H lim 22 = -------------- = x 450=432 MPaS许用接触应力H] H] ([ H ]1[ H ]2)/2(511.5 432)/2 471.75MPa⑤查课本由P 198表10-6得： 由P 201表10-7得:T=x 105 x P 1 /n , =x 105 x=x 4Z E = ad=15 、/3.设计计算①小齿轮的分度圆直径d 1t3d 1t2 K t T1U 1 (厶H Z E )2 厂([H])ZH Z E ,'2 1.6 4.86 104V 1 1.6②计算圆周速度4.24(2.433 189.8)249.53mm3.25 471.75 3.14 ③计算齿宽 60 1000b 和模数 4953 626.091.62m/s60 1000m nt计算齿宽b= d d 1t=计算摸数初选螺旋角 =14⑴ 确定公式内各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩=・m确定齿数z因为是硬齿面，故取 z = 24, z = i z =X 24 = 传动比误差 i = u = z/ z = 78/24 = △ i =% 5%,允许 ②计算当量齿数3z = z/cos = 24/ cos 14 = z = z/cos = 78/ cos 14 =初选齿宽系数⑤ 计算纵向重合度 =d i tan 0.318 1 24 tan14 = ⑥ 计算载荷系数K 使用系数K A =1根据v 1.62m/s,7级精度,查课本由P 192表10-8得 动载系数K V =,查课本由P 194表10-4得K H 的计算公式： 223K H =1.120.18(1 0.6 d ) d +X 10 3 X b=+(1+ X 1+X 10 3 X =查课本由P 195表10-13得：K F =查课本由P 193表10-3得：K H =K F = 故载荷系数： K = K K K H K H =1 XXX =⑦ 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d 1 cosm n51.73 COS14 2.09mm244. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3—2KT 1Y cos 2Y F Y SdZ 21 a(KT )⑧计算模数=mm3dg t按对称布置，由表查得=1④初选螺旋角初定螺旋角=14 ⑤载荷系数KK = K K K K=1 XXX = ⑥查取齿形系数丫和应力校正系数丫查课本由P 197表10-5得： 齿形系数丫二丫 =应力校正系数丫二 丫 = ⑦重合度系数丫=arctg (tg/cos )= arctg (tg20/cos14 )=因为=/cos ，则重合度系数为丫= + cos/ =⑧ 螺旋角系数丫轴向重合度_ 49.53 sin 14° _2.09，Y = 1 —=⑨计算大小齿轮的 --------[F ]安全系数由表查得s =工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数 N1=60nkt = 60XX 1X 8X 300X 2X 8=X 10 大齿轮应力循环次数 N2= N1/u =X 10/ = X 10 查课本由P 204表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极 限 小齿轮 FF1 500MP a大齿轮 FF2 380MP a查课本由P,97表10-18得弯曲疲劳寿命系数：FN2取弯曲疲劳安全系数S=端面重合度近似为=[(1 Z 11Z 2)]cos =[-X (1/24 + 1/78 ) ] X cos14FN1F]_ K FN1 FF110.86 500307.141.4K F N2 FF2 0.93 380252 43SB= d 1 1 51.53mm 51.53mm圆整的B 2 501.4斗化1[F ]1 Y F 2F s 2[F ]22.592 1.596 307.14 2.211 1.774 252.43大齿轮的数值大.选用.设计计算 计算模数3-----------------0.01347 0.015542 1.73 4.86 104 0.78 cos 2 14 0.01554 ---------------------------- 2mm 1.26mm1 24 1.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m n 大于由齿根弯曲疲劳强度 计算的法面模数，按 GB/T1357-1987圆整为标准模数,取g =2mM 旦为了同时满足 接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d 1=mm 来计算应有的齿数. 于是由：m nz 1=51.73 cos14 = 取 z 1=25m n 那么 z 2 =x 25=81 ②几何尺寸计算 计算中心距 a= 0 込=（2581）2訥口2cos 2 cos14将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 (12皿(25 81) 2=arccosarccos14.0122 109.25因 值改变不多，故参数 ，k , Z h 等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径di cos25 2 =mm cos14.01 d 2=^COS计算齿轮宽度 81 2 =mmcos14.01B 1 554=X(二) 低速级齿轮传动的设计计算⑴ 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 齿数乙=30速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z 2=X 30= z 2 =70. ⑵齿轮精度按GB/T10095- 1998，选择7级，齿根喷丸强化 ⑶按齿面接触强度设计 1.确定公式内的各计算数值 ① 试选K t =② 查课本由P 215图10-30选取区域系数Z H = ③ 试选12o ,查课本由P 214图10-26查得1 2+应力循环次数N 1 =60X n 2 X j X L n =60Xx 1 X (2 X 8X 300X 8) =X 1088N 1 4.45 10 X 108 i 2.33由课本P 203图10-19查得接触疲劳寿命系数Hlim1600MPa , Hlim1 550M pa 取失效概率为1%安全系数S=1,则接触疲劳许用应力1= K HN 1 Hlim1=0.94 600564 MPaS1K2=HN2 Hlim2= X 550/仁517 MPa S( H lim 1 H lim 2) MPa2查课本由P 98表10-6查材料的弹性影响系数Z E =a 选取齿宽系数d 1 T=X 105 X 巳/n 2=X 105 X取小齿圆整取K HN1查课本由F 2O 7图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限HN 2H ]H ] H](1) (2)=+(1++ 使用系数K A =1 同高速齿轮的设计K v = K FX 10 3X = ,查表选取各数值K H =K F =故载荷系数K = K A K V K H K H =1 XXX = 7.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d 1t 3 __________________2K6 u 1 Z H Z E 、2(3) 43 2 1.6 14.33 103.33 2.45 189.8 2------------------------- ——( ---------------------- )2.33 540.51 1.71 =mm 2. 计算圆周速度 d 1t n 260 1000 65.71 193.24 m/s60 10003. 计算齿宽 b= d d 1t =1X=mm 4. 计算齿宽与齿高之比b h65.71 30 5. 6. _ d 1t cos nt =^^ 齿高 h= X m nt =x=mm % == 计算纵向重合度 0.318 d z 1 tan 0.318计算载荷系数K2 2d ) d +X 10模数m cos 12 2.142mm30 tan12 2.028K H =+(1 + d 1 cos Z 172.91 cos12302.3772mm72.91m m计算模数m n因为是硬齿面，故取 z = 30, z = i x z 30= 传动比误差 △ i =% 5%, i = u = z/ z = 30= 允许 (3) 初选齿宽系数按对称布置, 由表查得=1(4) 初选螺旋角初定螺旋角 =12(5)载荷系数KK = K K K K=1 x xx =(6) 当量齿数z = z/cos =30/cos 312 =z = z/cos = 70/cos 312 =由课本P 197表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数YY F 12.491,Y F 2 2.232Y S 11.636,Y S 21.751(7)螺旋角系数丫轴向重合度= ——Y = 1-=(8)计算大小齿轮的Y F F S [F ]查课本由P 204图10-20C 得齿轮弯曲疲劳强度极限查课本由P 202图10-18得弯曲疲劳寿命系数计算大小齿轮的 上归，并加以比较[F ]大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数Y Fa1FSa1[F ]1皿3 0.01268321.43Y Fa2 F Sa22232仃510.01548252.43FE1 500 MP aF E2380MP aK FN1K FN 2S= [F ]_ K FN 1 FE11阿 500321.43MP a1.4KFN 2 FF 2 0.93 380252.43MP a1.432 1.6848 1.433 105 0.797 cos 1 2 12 0.01548m n --------------------------------------- 2 mm 1.5472mmV 1 30 1.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 叫大于由齿根弯曲疲劳 强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987圆整为标准模数,取g =3mn 但为了 同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1 = mm 来计算应有的齿数② 初算主要尺寸（30 70） 2 arccos13.862 103 ,k , Z h 等不必修正分度圆直径=ZE1cos计算齿轮宽度b d d 11 72.91 72.91mm圆整后取 B 1 75mm B 280 mm12皿2因值改变不多，故参数计算中心距 a=（乙 Z 2）m n =（30 7°） 2訥口2 cos 2 cos12 将中心距圆整为 修正螺旋角 103 mm d 2Z 2m n cos70 2 cos 12mm72.91 Z 1=cos12取 z 1=30m nz 2 =x 30=取 z 2 =70 =arccos （30 cos 12低速级大齿轮如上图:V带齿轮各设计参数附表1.各传动比2.各轴转速n3.各轴输入功率P4.各轴输入转矩T7. 传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计⑴.求输出轴上的功率P3，转速讥，转矩T3P3= n3=minT3=. m⑵.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2= mm2T3 2 311.35而 F t= - 34348.16Nd2143.21 10 3tan n tan 20oF r= F t n4348.16 o 1630.06Ncos cos13.86F a= F t tan =x =圆周力F t，径向力F r及轴向力F a的方向如图示：⑶.初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢，调质处理,根据课本巳61 表15 3 取A o 112d min A o J—35.763mm:n3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径di 口,为了使所选的轴与联轴器吻合故需同时选取联轴器的型号查课本P343表14 1,选取K a 1.5T ca K a T3 1.5 311.35 467.0275N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查《机械设计手册》22 112选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径d140mm,故取di 口40mm半联轴器的长度L 112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为L184mm⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，1 - U轴段右端需要制出一轴肩,故取U -川的直径d n 皿47mm ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直 径D 50mm 半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I - U 的长度应比 略短一些,现取I 】口 82mm ②初步选择滚动轴承•因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角 接触球轴承•参照工作要求并根据d n 皿47mm ,由轴承产品目录中初步选 取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 7010C 型.2. 从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d D B 50mm 80mm 16mm,故d 皿iy d 皿呱50mm ；而1皿呱16mm .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位•由手册上查得7010C 型轴承定位轴肩 高度 h 0.07d,取h 3.5mm,因此 v 57 mm, ③取安装齿轮处的轴段d 刑町58mm ;齿轮的右端与左轴承之间米用套筒定位 已知齿轮 毂的宽度为75mm 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I 刑町72mm .齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高，取d v 65mm .轴 环宽度b 1.4h ,取b=8mm. ④轴承端盖的总宽度为20mm 由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 ，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I 30mm ,故取l 口皿50mm .⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm ,两圆柱齿轮间的距离 c=20mm .考虑到 箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm ,已 知滚动轴承宽度 T=16mm ,高速齿轮轮毂长L=50mm ,则(50 8 20 16 24 8)mm 62mml皿呱Ts a (75 72) (16 8 16 3) mm 43mmIV v L s c a l皿V v 切至此，已初步确定了轴的各端直径和长度5. 求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置时， 查《机械设计手册》20-149表.对于7010C 型的角接触球轴承,a=,因此，做为简支梁的轴的支承跨距L 2 L 3 114.8mm 60.8mm175.6mmF NV2 F r F NV2 1630 809821NM H 172888.8N mmM V1 F NV1L 2 809 114.8 92873.2N mm M V2 F NV2L 3821 60.849916.8N mmM 1. M H1728892 928732 196255N mmM 2179951 N mm传动轴总体设计结构图：从动轴）（中间轴） （主动轴）从动轴的载荷分析图： 6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=佝12 （T 3）2 = ]1962552 （1 311.35）2〔° 82 ca = W =： 0.1 27465 . 前已选轴材料为45钢，调质处理。