《机械设计课程设计——带式运输机的传动装置》设计参考

西南科技大学城市学院City College of SouthwestUniversity Of Science and Technology课程设计论文（设计）论文题目：二级减速器设计指导教师：王忠系别：机电工程系专业班级：机械设计制造及其自动化1004姓名：张乐天学号：201040255日期：2012年7月摘要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。

它由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用。

齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护简便，因而应用极为广泛。

本设计讲述了带式运输机的传动装置——二级圆柱齿轮减速器的设计过程。

首先进行了传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）。

运用AutoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。

关键词：齿轮啮合轴传动传动比传动效率目录一、设计任务书 (4)二、动力机的选择 (5)三、计算传动装置的运动和动力参数 (6)四、传动件设计计算（齿轮） (7)五、轴的设计.......... .......... .......... ........... .. .. . (16)六、滚动轴承的计算 (23)七、连结的选择和计算 (25)八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 (26)九、箱体及其附件的结构设计 (26)十、设计总结 (27)十一、参考资料 (28)一设计题目：带式运输机的传动装置的设计题号11 带式运输机的工作原理（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）2工作情况：已知条件1)工作条件：一班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃；2)使用折旧期；8年；3)检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4)动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；5)滚筒效率：ηj=0.96（包括滚筒和轴承的效率损失）；6)运输带速度容许误差：±5%；7)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

3原始数据1题号参数运输带工作拉力F/KN 3.5运输带工作速度v/(m/s) 1.2卷筒直径D/mm 400二 动力机选择因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V ；所以选用常用的封闭式系列的 ——交流电动机。

1． 电动机容量的选择1） 工作机所需功率Pw 由题中条件 查询工作情况系数KA（见[1]表8-6），查得K A=1.3设计方案的总效率 n 0=n 1*n 2*n 3*n 4*n 5*n 6…n n本设计中的联η——联轴器的传动效率（2个），轴η——轴承的传动效率 （3对）， 齿η——齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级传动效率 其中联η=0.99（两对联轴器的效率取相等） 123承轴η=0.98（123为减速器的3对轴承） （ 齿η=0.97（两对齿轮的效率取相等）总η=ηj*η联2*η齿2*η轴承3=0.96*0.992*0.0.973*0.984=0.8132） 电动机的输出功率P w=1000FV =4.2 KWPd ＝Pw/总η，总η=0.813 Pd ＝4.2/0.813=5.17 KW 2． 电动机转速的选择由v=1.2m/s 求卷筒转速n w V =1000*60wdn π=1.2 →n w =57.3r/min按机械传动的传动比推荐，二级圆柱齿轮减速器传动比i1=8—40，故电动机转速可选范围为：n d =i1*n w =（8—40）*57.3=458.4—2292 r/min3．电动机型号的确定由以上数据再查机械设计课程设计手册取电动机Y132S-4 ,其额定功率为5.5 kW ，满载转速1440 r/min 。

基本符合题目所需的要求。

总η=0.813P w =4.2KWPd ＝5.17 KWn w =57.3 r/min电机Y132S-4电动机型号 额定功率/KW满载转速r/min 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 质量/KgY132S-45.5 1440 2.2 2.3 43三 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n m 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：总i ＝n m /n w n w ＝57.3 n m=1440r/min i ＝25.13 2． 合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，考虑润滑条件为使两级大齿轮直径相近，可由机械设计课程设计指导书图12查得：i 1=6.26 因为总i ＝25.13，则：i 2=总i / i 1=25.13/ 6.26 = 4.01速度偏差为0.5%，所以可行。

3 各轴转速、输入功率、输入转矩 转速的计算 （1）各轴转速电动机转轴速度 n 0=1430r/min 高速I n 1=i n m =1440r/min中间轴II n 2=11i n =1440/ 6.26 = 230.03 r/min低速轴III n 3=22i n =230.03/ 4.01 = 57.36 r/min卷筒n 4 = 57.36 r/min 。

（2）各轴功率电动机额定功率 P 0=P d =5.17 Kw高速I P1=P0*n 01=P0*联 = 5.17*0.99= 5.12 Kw传动比总i =25.13i 1=6.26 i 2=4.01各轴速度 n 0=1440 r/min n 1=1440 r/min n 2=230.0 r/min n 3=57.36 r/min n 4=57.36 r/min各轴功率 P 0 =5.17Kw P 1= 5.12 Kw轴II P2=P1*n12=P1*η齿*η轴承=5.12*0.97*0.98=4.86 Kw轴III P3=P2*n23=P1*η齿*η轴承=4.86*0.97*0.98=4.62Kw卷筒轴 P4=P3*n34 =P3*η轴承*η联=4,62*0.98*0.99=4.49Kw (3) 各轴转矩电动机转轴输出T0=211 *9550n P=.9950*5.17 /1440=35.7N m∙高速I T1= T0*η联=35.7*0.99=35.4 N m∙中间轴IIT2= T1*i1 *η齿*η轴承=35.4*6.26*0.98*0.97=210.5N m∙低速轴IIIT3= T2 *i2*η齿*η轴承= 210.5*4.01*0.98*0.97=802.2N m∙卷筒T4=T3*η轴承*η联-802.2*0.98*0.99=778.3 N m∙运动参数计算结果整理于下表：项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速（r/min）1440 1440 230.03 57.36 57.36 功率（kW）5.12 5.12 4.86 4.62 4.49 转矩（N²m）35.7 35.4 210.5 802.2 778.3 传动比 1 6.26 4.01 1 效率0.99 四传动件设计计算（齿轮）A高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数5.12KW 1440r/min6.26 33955N²mm 1.3 P2=4.86 Kw P3=4.62 Kw P4=4.49 KwT0=35.7 N m∙T1=35.4 N m∙T2=210.5 N m∙T3=802.2 N m∙T4=778.3N m∙1． 选精度等级、材料及齿数按上图传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

1）材料及热处理；由机械设计表10-1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）运输机为一般工作机，故精度等级选用7级精度（GB-10095-88）； 3）试选小齿轮齿数z 1＝24，大齿轮齿数z 2＝6.26*24=150.24 取z 2=151；2．按齿面接触强度设计（闭式软齿面）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 ≥2.32*[]321·⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+H Ed t Z u u T K σφ3．确定公式内的各计算数值 1）（1） 试选Kt ＝1.3 （2） 由[1]表10－7选取尺宽系数φd ＝1 （3） 由[1]表10－6查得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa（4） 由[1]图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝600MPa ；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa ；由[1]式10－13计算应力循环次数（每年按300天） N1＝60n1jLh ＝60³1440³1³（1³8³300³8）＝1.659³109 N2＝N1/ 6.26＝2.65³108此式中j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。

Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时（5） 由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数K HN1＝0.96；K HN2＝1.1（6） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S ＝1，由式（10－12）7级精度；z 1＝24z 2=151K HN1＝0.96 K HN2＝1.1S ＝1得[σH]1＝K HN1*σHlim 1/ S=0.96³600MPa ＝576MPa[σH]2=1K HN2*σHlim2/ S.1*550MPa=605MPa 2）计算（7） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t ≥[]3211·*32.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛+H E d t Z u u T K σφ=325768.18926.6126.6·1339553.1*32.2⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯=41.1 mm（8） 计算圆周速度v=10006011⨯n d t π=10006014401.41⨯⨯⨯πm /s=3.1m /s（9） 计算齿宽b 及模数mb=φd ⨯d1t=1³41.1mm=41.1mmm t=11z d t =241.41mm=1.7125mmh=2.25m t=2.25³1.7125mm=3.85mmb/h=41.1/3.85=10.67（10） 计算载荷系数K 由[1]表10—2 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=3.1m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数K V =1.11；由[1]表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时K HB =1.418;直齿轮 K H α=K F α=1;由b/h=10.67，K HB =1.418，查机械设计图10-13得K FB =1.345故载荷系数K=K A K V K H αKH β=1³1.11³1³1.418=1.573[σH]1＝576MPa [σH]2＝605MPad1t=41.1 mmv =3.1m/sb=41.1mmm t=1.7125mmh=3.85mmb/h=10.67KA=1 K V =1.11K HB =1.41652KH α=KH α=1K FB =1.345K=1.573（11）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由[1]式（10—10a ）得d1=31t d t K K=33.1573.11.41⨯mm=43.8mm（11） 计算模数m m 11z d ==248.43mm=1.823 4．按齿根弯曲强度设计 5． 由[1]式(10—5) m ≥[]321·12F Sa Fa d YY z K σφT 1）确定计算参数 由[1]图10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σFE1=500Mpa ；大齿轮得弯曲疲劳极限强度σFE2=380MPa 由[1]10-18查得弯曲寿命系数K FN1=0.86 K FN2=0.90 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4 见[1]表10-12得 [σF1]=（K FN1*σFE1）/ S=4.150086.0⨯=307.14Mpa[σF2]= （K FN2*σFE2）/S=4.138090.0⨯=244.29Mpa（1） 计算载荷系数 K=K A K V K F αK F β=1³1.11³1³1.345=1.493 （2） 查取应力校正系数 由表10－5查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.831 （3） 查取齿形系数 由表10－5查得Y Fa1=2.65 ；Y Fa2=2.139 （4） 计算大、小齿轮的并[]F SaFa Y Y σ加以比较 []111F Sa Fa Y Y σ=14.30758.165.2⨯=0.01316924[]222F Sa Fa Y Y σ=29.244831.1139.2⨯=0.01603221d1=43.8mmm=1.823σFE1=500Mpa σFE2=380MPaK FN1=0.86 K FN2=0.90 S=1.4[σF1]= 307.14Mpa [σF2] =244.29MpaK=1.493Ysa1=1.55 Ysa2=1.79 Y Fa1=2.65 Y Fa2=2.139[]111F Sa Fa Y Y σ=0.01316924[]222F Sa Fa Y Y σ=0.01603221大齿轮的数值大。