二级减速器说明书

青岛理工大学琴岛学院

课程设计说明书

课题名称：带式输送机传动装置设计

学 院：机电工程系

专业班级：机械设计制造及其自动化114

学 号：**********

学 生：***

指导老师：***

青岛理工大学琴岛学院教务处

2014年7月5日

目 录

摘要I

1 设计任务1

1.1 设计题目 1

1.2 工作条件及要求 1

1.3 设计工作量 1

2 机械装置的总体设计方案2

2.1 电动机选择 2

2.2 传动比分配 3

2.3 运动和动力参数计算 3

3 主要零部件的设计计算5

3.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 5

3.2 轴系结构设计 12

4 减速器箱体及其附件的设计17

4.1 箱体结构设计 17

4.2 减速器附件的设计 18

5 运输、安装和使用维护要求19

5.1 减速器的安装 19

5.2 使用维护 19

5.3 减速器润滑油的更换 19

小结21

参考文献22

摘 要

机械设计课程设计在机械学科中占有重要的作用，它是理论应用于实践的重要实践环节。本课程设计的设计任务是带式输送机传动装置设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。按照任务书的设计要求，完成减速器设计。设计内容包括传动系统总体方案的确定，传动系统的设计，重要零件的设计计算，重要零件零件图的绘制以及箱体的结构设计和一些辅助零件的设计，使自己对机械设计课程内容有了更深刻的认识，进一步巩固了所学的机械制图的知识。初步掌握了机械设计的一般过程，并在设计减速器的过程中对机械设计这个行业产生了浓厚的兴趣。圆柱齿轮减速器是一种使用非常广泛的机械传动装置。我国目前生产的各种类型的减速器还存在着体积大、质量大、承载能力低、成本高和使用寿命短等问题，与国外先进产品相比还有相当大的差距。对减速器进行优化设计，选择其最佳参数提高承载能力，减轻重量和降低成本等各项指标的一种重要途径。

关键字：减速器、齿轮、机械设计、带式输送机

1 设计任务1.1 设计题目

用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图1-1所示。

图 1-1传动装置简图

1.2 工作条件及要求

单向运转，有轻微振动，经常满载，空载启动，运输带速度允许速度误差为。使用期限为10年，两班制工作。运输带滚筒直径D=360mm，要求运输机工作轴转矩F=2.7kN，运输带工作速度v=1.95m/s。

1.3 设计工作量

（1）减速器装配图一张；（A0号图纸）

（2）零件工作图二张（大齿轮，输出轴，A3号图纸）；

（3）设计说明书一份。

2 机械装置的总体设计方案

2.1 电动机选择

2.1.1选择电动机类型

按工作要求选用Y系列（IP44）全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。该电动机的工作条件为：环境温度-15- +40℃，相对湿度不超过90%，电压380V，频率50HZ。

2.1.2选择电动机容量

电动机所需工作功率（kW）为

工作机所需功率（kW）为

传动装置的总效率为

按《机械课程设计手册》表2-4确定各部分效率为: 滚动轴承，联轴器效率为，闭式齿轮传动效率，，卷筒滚动轴承，代入得

所需电动机功率为

因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由《机械课程设计手册》表20-1，Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为7.5kW。

2.1.3确定电动机转速

卷筒轴工作转速

通常，二级圆柱齿轮减速器为，故电动机转速的可选范围为

符合这一范围的同步转速有1000r/min和1500r/min及3000r/min,其中减速器以1500r/min和1000r/min的优先，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比，为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，故选择电动机型号为Y132S-4。

2.2 传动比分配

2.2.1总传动比

2.2.2分配传动装置各级传动比

减速器的传动比 为13.91,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比，低速级的传动比。

2.3 运动和动力参数计算

2.3.1 0轴（电动机轴）：

2.3.2 1轴（高速轴）：

2.3.3 2轴（中间轴）：

2.3.4 3轴（低速轴）：

2.3.5 4轴（卷筒轴）：

3 主要零部件的设计计算

3.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计

3.1.1 高速级齿轮传动设计

1． 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

(1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动；（初选螺旋角 压力

角 ）。

(2）运输机为一般工作，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。

(3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，

两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用40Cr，热处理均为调质处理且大、

小齿轮的齿面硬度分别为360HBS,400HBS，二者材料硬度差为40HBS。

(4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为。

2． 按齿面接触强度设计

由设计公式进行试算，即

(1) 确定公式内的各计算数值

1) 试选载荷系数

2) 由以上计算得小齿轮的转矩

3) 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按齿面硬度的小

齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。

4)计算应力循环次数

5) 按接触疲劳寿命系数

6) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1

由 得

（2） 计算：

1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为

2) 圆周速度：

3) 计算齿宽：

5) 计算载荷系数：

根据 ,7级精度，

查得 动载系数

对于直齿轮

查得使用系数

齿轮非对称布置时，得齿向载荷分布系数，

故载荷系数

实际载荷系数校正分度圆直径：

算模数：

3．按齿根弯曲强度计算：

弯曲强度设计公式为

(1) 确定公式内的各计算数值

1) 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限;

2) 查图取弯曲疲劳寿命系数

3) 计算弯曲疲劳许用应力.

取弯曲疲劳安全系数S=1.5,得

4) 查取齿形系数.

查表得

5) 查取应力校正系数.

查表得

6) 计算大、小齿轮的并加以比较.

大齿轮的数值大.

(2) 设计计算

4. 调整齿轮模数

(1）圆周速度v

V=πd1n1/60*1000=2.12m/s

齿宽 b=35mm

宽高比b/h h=2.563mm,b/h=10.99

(2)计算实际载荷系数K F

根据v=2.12m/s，7级精度，查得动载系数kv=1.08

由 Ft1=2T1/d1=2.368kN, K A Ft1/b=155.3N/mm>100N/mm

查得齿间载荷分配系数K Fα=1.2

由插值法查得K Hβ=1.422，结合b/h=10.99,查得K Fβ=1.4,则载荷系数为

K F=kvK A K FβK Fα=1.99

故可按实际载荷系数算得齿轮模数

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数1.5，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数。

，

取为23，则大齿轮齿数 ，取.

这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.

5. 几何尺寸计算

（1）计算中心距：

考虑模数从1.312增大圆整至1.5，为此将中心距减小圆整为88

（2）

按圆整后的中心距修正螺旋角

（3） 分度圆直径：

（4）齿轮宽度：

取

3.1.2 低速级齿轮传动设计

1． 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

(1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

(2）运输机为一般工作，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。（初选螺旋角 压力角）。

(3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用40Cr，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为360HBS,400HBS，二者材料硬度差为40HBS。(4）选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数为。

2． 按齿面接触强度设计

由设计公式进行试算，即

(1) 确定公式内的各计算数值

1) 试选载荷系数

2) 由以上计算得小齿轮的转矩

3) 查表及其图选取齿宽系数，材料的弹性影响系数，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。

4)计算应力循环次数

5) 按接触疲劳寿命系数

6) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1.4

由 得

（2） 计算：

1) 带入中较小的值，求得小齿轮分度圆直径的最小值为

2) 圆周速度：

3) 计算齿宽：

4) 计算载荷系数：

根据 ,7级精度，

查得 动载系数

对于直齿轮

查得使用系数

齿轮非对称布置时，得齿向载荷分布系数，

故载荷系数

实际载荷系数校正分度圆直径：

算模数：

3．按齿根弯曲强度计算：

弯曲强度设计公式为

(1) 确定公式内的各计算数值

1) 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮

的弯曲疲劳强度极限;

2) 查图取弯曲疲劳寿命系数

3) 计算弯曲疲劳许用应力.

取弯曲疲劳安全系数S=1.5,得

4) 查取齿形系数.

查表得

5) 查取应力校正系数.

查表得

6) 计算大、小齿轮的并加以比较.

大齿轮的数值大.

(2) 设计计算

4.调整齿轮模数

1）圆周速度v

V=πd1n1/60*1000=1.075m/s

齿宽 b=57.031mm

宽高比b/h h=5.346mm,b/h=10.668

2)计算实际载荷系数k F

根据v=1.075m/s，7级精度，查得动载系数kv=1.02

由 Ft1=2T1/d1=6.568kN, K A Ft1/b=143.96N/mm<100N/mm

查得齿间载荷分配系数K Fα=1.1

由插值法查得K Hβ=1.421，结合b/h=10.668,查得K Fβ=1.41,则载荷系数为

K F=kvK A K FβK Fα=1.978

故可按实际载荷系数算得齿轮模数

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数2.133，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数

，

取为25，则大齿轮齿数 ，取.

这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费.

5. 几何尺寸计算

（1）计算中心距：

考虑模数从2.133增大圆整至2.5，为此将中心距减小圆整为144

（3）

按圆整后的中心距修正螺旋角

（3） 分度圆直径：

（4）齿轮宽度：

取

3.2 轴系结构设计

3.2.1 高速轴的轴系结构设计

1.轴的结构设计

根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分8段,其中第4段为齿轮,如图3-1所示:

图3-1 高速轴简图

轴上的功率P1=7.43KW,n1=1440r/min,T1=49.28KN,

作用在齿轮上的力Ft1= 2T1/d1=1699.3N,Fr1= Ft1*tan20=618.49N

此轴材料与齿轮材料相同,均为45钢,调质处理, 材料系数为112。所以,有该轴的最小轴径为:

考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:

轴向最小直径为安装联轴器处的直径，为使所选轴直径与联轴器的直径相配合，需同时选定联轴器的型号。

联轴器的计算转矩Tca=K A T1,查表取K A=1.5，

则 Tca=K A T1=73.92KN

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，选用ML3梅花形弹性联轴器，半联轴器孔径d1=24mm,半联轴器长度L=52mm（Ｙ型），半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=52mm。

2.轴上零件的定位、固定

轴的左端安装联轴器，采用轴肩定位；轴承端盖给轴承左端定位，而右端采用轴肩；轴的第六段安装齿轮，左端采用轴肩定位，右端采用套筒，同时套筒给轴承的左端定位；右端轴承的右端使用轴承端盖定位。联轴器和齿轮都采用键连接来实现周向定位。

3.主动轴的强度校核

轴的受力计算

由高速轴的受力分析知：

Mmax=313N*m Tmax=619N*m

故齿轮定位轴肩截面右侧为危险截面

4.高速轴轴承的校核

高速轴轴承所选型号为30204（圆锥滚子轴承），基本额定动载荷C=17.2KN,预期计算寿命L h=10000h,

由以上受力分析，可得两轴承分别受力为

Fr1=2072N Fr2=3718N

两轴承仅承受纯径向载荷，故当量动载荷P=Fr,查表得到载荷系

数f d=1.1,温度系数f t=1。

故 P1=f d* Fr1=459.3N P2= f d* Fr2=1493.9N

可知这对轴承满足使用要求。

3.2.2 中间轴的轴系结构设计

1.轴的结构尺寸设计

根据结构及使用要求将该轴设计成阶梯轴共分七段,其中第3段和第5段安装齿轮,如图3-3所示:

图3-2中间轴

由于结构及工作需要，选择材料均为45钢,调质处理,取材料系数

，所以,有该轴的最小轴径为:

因键槽开在中间，其影响可不予考虑 。由于轴的最细处要与轴承配合，轴承为标准件，现选轴承6207（深沟球轴承），其内径d=35mm,故确定轴最细处直径为35mm。

2.轴上零件的定位、固定

两端轴承的外侧用轴承端盖定位，内侧用套筒定位，两套筒同时分别定位两齿轮的左端和右端。中间轴段的轴肩使齿轮实现轴向定位。两齿轮均采用键连接以实现周向定位。

3.2.3 低速轴的轴系结构设计

1.轴的结构设计

根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共七段,如图3-4所示:

图3-3低速轴

考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45钢,调质处理,取材料系数所以,有该轴的最小轴径为:

考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:

轴向最小直径为安装联轴器处的直径，为使所选轴直径与联轴器的直径相配合，需同时选定联轴器的型号。

联轴器的计算转矩Tca=K A T1,查表取K A=1.5，

则 Tca=K A T1=1038.7KN

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，选用ML8梅花形弹性联轴器，半联轴器孔径d1=50mm,半联轴器长度L=112mm（Ｙ型），半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=112mm。

2.轴上零件的定位、固定

轴的左端安装联轴器，采用轴肩定位；轴承端盖给轴承左端定位，而右端采用轴肩；轴的第六段安装齿轮，左端采用轴肩定位，右端采用套筒，同时套筒给轴承的左端定位；右端轴承的右端使用轴承端盖定位。联轴器和齿轮都采用键连接来实现周向定位。

3.3.2键、键槽的选择及其校核

因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进行挤压应力的校核。

1.高速轴上键的选择及校核

与联轴器连接处的键:按照与联轴器连接处的轴径及轴长确定键

联结处的材料分别为: 45钢(轴)。

其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其

故所选键联结合格。

2.中间轴上键的选择

低速级大齿轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长确定键的截面为18X9（bXh）,故选键A18X11GB1096-79。

联结处的材料分别为: 45钢 (轮毂) 、45钢(键) 、45钢(轴)

3.低速轴上键的选择

(1)低速级大齿轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长确定键的截面为20X12（bXh）,故选键A18X11GB1096-79。

联结处的材料分别为: 45钢(轮毂) 、45钢(键) 、45(轴)

(2)联轴器处键: 按照联轴器处的轴径及轴长确定键的截面为14X9（bXh）,故选键14X100GB1096-79。

联结处的材料分别为: 45钢 (联轴器) 、45钢(键) 、45(轴)

4 减速器箱体及其附件的设计

4.1箱体结构设计

根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中a=195）

表4-1 箱体结构尺寸

名称符号设计依据设计结果

箱座壁厚δ

0.025a+3=7.8

9考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8

箱盖壁厚δ10.02a+3<88箱座凸缘厚度b 1.5δ13.5箱盖凸缘厚度b1 1.5δ112箱座底凸缘厚度b2 2.5δ22.5地脚螺栓直径df0.036a+12=1920地脚螺栓数目n a≤250时，n=44

轴承旁联结螺栓直径d10.75df=14.2516箱盖与箱座联接螺栓

直径

d2(0.5～0.6)df10

轴承端盖螺钉直径和

数目

d3，n(0.4～0.5)df,n6,4窥视孔盖螺钉直径d4(0.3～0.4)df6定位销直径d(0.7～0.8) d28轴承旁凸台半径R1c220凸台高度h根据位置及轴承座外径确定30大齿轮顶圆距内壁距

离

?1＞1.2δ12齿轮端面与内壁距离?2＞δ16箱盖、箱座肋厚m1 m m1≈0.85δ1 =6.8 m≈7.65 δ=97,8轴承端盖凸缘厚度t(1～1.2) d310轴承端盖外径D2D+(5～5.5) d392,102,160

螺栓扳手空间安装螺栓

直径

dx M8M10M12M16

至外箱壁

距离

c1min13161822

与凸缘厚度至凸缘边

距离

c2min11141620

沉头座直

径

D min20242632

4.2减速器附件的设计

图4-1油塞

图4-2 密封垫

5 运输、安装和使用维护要求

5.1减速器的安装

（1）减速器输入轴直接与原动机连接时，推荐采用弹性联轴器；减速器输出轴与工作机联接时，推荐采用弹性联轴器或其他非刚性联轴器。联轴器不得用锤击装到轴上。

（2）减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上，排油槽的油应能排除，且冷却空气循环流畅。

（3）减速器、原动机和工作机之间必须仔细对中，其误差不得大于所用联轴器的许用补偿量。

（4）减速器安装好后用手转动必须灵活，无卡死现象。

（5）安装好的减速器在正式使用前，应进行空载，部分额定载荷间歇运转1-3h后方可正式运转，运转应平稳、无冲击、无异常振动和噪声及渗漏油等现象，最高油温不得超过100℃；并按标准规定检查轮齿面接触区位置、面积，如发现故障，应及时排除。

5.2使用维护

本类型系列减速器结构简单牢固，使用维护方便，承载能力范围大，公称输入功率0.85—6660kw，公称输出转矩100—410000N.m，不怕工况条件恶劣，是适用性很好，应用量大面广的产品。可通用于矿山、冶金、运输、建材、化工、纺织、轻工、能源等行业的机械传动。但有以下限制条件：

1.减速器高速轴转速不高于1000r/min;

2.减速器齿轮圆周速度不高于20m/s;

3.减速器工作环境温度为-40至45℃，低于0℃时，启动前润滑油应预热到8℃以上，高于45℃时应采取隔热措施。

5.3减速器润滑油的更换

（1）减速器第一次使用时，当运转150-300h后须更换润滑油，在以后的使用中应定期检查油的质量。对于混入杂质或变质的油须及时更换。一般情况下，对于长期工作的减速器，每500-1000h必须换油一次。对于每天工作时间不超过8h的减速器，每1200-3000h换油一次。

（2）减速器应加入与原来牌号相同的油，不得与不同牌号的油相混用。牌号相同而粘度不同的油允许混合用。

（3）换油过程中，齿轮应使用与运转时相同牌号的油清洗。