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=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 Fv
W 98.11000
9
.000221000
P =?=
=
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
由参考文献[2]表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 K
Y132S 132 216 140 70 38 80 10×8 33 12 --- b b b h A BB H L
-12A A1
----
2
80
2
10
1
35
3
15
6
20
1
8
4
75
（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 i
ⅠⅡ
=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
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
232789601
Ⅰ
轴
23045960
Ⅱ
轴
97839
Ⅲ
轴
296708
卷
筒轴
2908041
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（），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]表取齿宽系数。
4)由参考文献[1]表查得弹性系数。
5)初选螺旋角，由参考文献[1]图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（）得端面重合度
由参考文献[1]式（）得轴面重合度
由参考文献[1]图查得重合度系数。
8) 由参考文献[1]图查得螺旋角系数。
9）许用接触应力由参考文献[1]式（），即算得。
由参考文献[1]图,图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]图查得寿命系数(允许局部点蚀)。
由参考文献[1]表，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]表查得使用系数。
由参考文献[1]图得动载荷系数。
由参考文献[1]图得齿向载荷分布系数(设轴刚性小)。
由参考文献[1]表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，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，即
式中各参数：
1）K=、、、、。
2）齿形系数和应力修正系数。
当量齿数
由参考文献[1]图查得。
由参考文献[1]图查得
3) 由参考文献[1]图查得重合度系数。
4）由参考文献[1]图查得螺旋角系数。
5）许用弯曲应力可由参考文献[1]式（），即算得。由参考文献[1]图,图查得弯曲疲劳极限应力
,。
由参考文献[1]图查得寿命系数。
由参考文献[1]表查得安全系数，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
6
1
9
105大5
5
7
7
（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（），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]表取齿宽系数。
4)初选,则，取
。
5)齿数比。
由参考文献[1]式（）得端面重合度：
由参考文献[1]图查得重合度系数。
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]图查得。
由参考文献[1]图查得
8)许用弯曲应力可由参考文献[1]式（），即算得。
由图得弯曲疲劳极限应力。
由参考文献[1]表，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]表查得使用系数。
由参考文献[1]图得动载荷系数。
由参考文献[1]图得齿向载荷分布系数(设轴刚性小)。
由参考文献[1]表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，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（）
式中各参数：
1）值同前。
2）由表查得弹性系数。
由图查得节点区域系数
由图查得重合度系数
许用接触应力：
由参考文献[1]图，得
由参考文献[1]图，得，由表查得安全系数，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
螺旋角中心
距a
小4
2
50
130m
m
大37
5 9
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 δ
83025.0≥+=a δ 8 机盖壁厚 1
δ 8302.01≥+=a δ
8 机座凸缘厚度 b
δ5.11=b
12
机盖凸缘厚度 1b 15.1δ=b
12
机座底凸缘厚度 p
δ5.22=b
20
地脚螺钉直径 f
d
12
036.0+=a d f
M20
地脚螺钉数目 n
4
轴承旁联接螺栓直径 1d
f
d d 75.01= M12
机盖与机座联接螺栓直径
2d
M10
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
4d
4d =（~）f d
M6
定位销直径
d
d =（~）2d
外机壁至轴
承座端面距离
1
l1
l=
1
C+
2
C+（5~8）47
内机壁至轴
承座端面距离
2
l55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
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]表可取：K=。
根据，查参考文献[2]表型联轴器中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。因为齿轮1的线速度
，靠机体内油的飞溅可以直接润滑轴承。由于该减速器的工作环境清洁，且已选定油润滑，故滚动轴承采用接触式密封中的唇形圈密封。
6.确定轴承端盖的结构形式
轴承端盖用以固定轴承，调整轴承间隙并承受轴向力。轴承端盖的结构形式选用凸缘式，用螺钉与机体轴承座连接。调整轴向间隙比较方便，密封性能好。
7. 轴承部件的设计
取机体的铸造壁厚，机体上轴承旁连接螺栓直径连接螺栓直径，装拆螺栓所需要的扳手空间,故轴承座内壁至座孔外端面距离
，取。
为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图1所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。
124567
(1)轴段直径确定
轴段1的直径为。
联轴器的右端轴肩固定，由参考文献[1]图和表计算得到轴肩高度
，即
。
按标准GB/T ，选取唇形圈油封的轴基本尺寸，其基本外径和宽度分别为，所以对轴段2有。
轴段3和轴段7安装轴承，尺寸由轴承确定。考虑使用斜齿轮,齿轮有轴向力，轴承类型选用角接触球轴承轴，根据GB/T 276—1994，初选轴承7208C，d=40mm，外形尺寸D=80mm，B=18mm，轴件安装尺寸,采用油润滑。故取。
轴段5做成齿轮轴的形式，取。
(2)轴段长度确定
轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离确定。轴段1长度略短于联轴器长度，取。
轴段3和轴段7的长度等于轴承宽度，即。
轴段2长度等于联轴器端面到箱体轴承透盖的距离（取16mm）、轴承端盖总厚度（取9mm）与基座外端面到轴承外侧距离之和，。
轴段4和轴段6为轴承定位轴肩的长度取。
轴段5长度需要在齿轮箱体轴承和其他轴系部件位置固定后综合确定。但考虑到滚刀在加工该轴段上的齿轮时，有与轴段6轴肩相碰的可能，应当避免。
如上图所示，滚刀直径按标准GB/T 6083-2001取，为保证加工到齿轮最右端时滚刀不碰及轴段6的轴肩，应满足：
故安全起见，取。
(二)中间轴(轴Ⅱ)的设计计算
1. 轴的基本参数--Ⅱ轴：
计算得作用在齿轮2上的力：
计算得作用在齿轮3上的力：
2.选择轴的材料
考虑结构尺寸且第二级轴是速度较高同时传递更大力矩，选用40Cr材料，热处理方式为表面淬火，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，
轴的材料初定为40Cr材料，根据参考文献[1]表查得C=97～106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=100。
所以
本方案中，按轴上有两个键槽处理，应将轴径增大10%，即
4.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，本方案亦选用角接触球轴承。采用油润滑，唇形圈密封。
5.确定轴承端盖的结构形式
轴承端盖用以固定轴承，调整轴承间隙并承受轴向力。选用凸缘式端盖结构，用螺钉与机体轴承座连接。调整轴向间隙比较方便，密封性能好。
6.轴承部件的结构设计
(1)轴承部件的结构形式
轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图如下图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。