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目录任务传动系统的拟定电动机的选择选择电动机的结构和类型传动比的分配传动系统的运动和动力参数计算减速器齿轮传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算减速器轴及轴承装置的设计5.1轴的设计键的选择与校核5.3轴承的的选择与寿命校核箱体的设计6.1箱体附件6.2铸件减速器机体结构尺寸计算润滑和密封7.1润滑方式选择密封方式选择参考资料目录计算及说明结果结果1.设计任务1.1设计任务设计带式输送机的传动系统，工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差±4%,二班制，使用期限12年(每年工作日300天)，连续单向运转，大修期三年，小批量生产。1.2原始数据滚筒圆周力：F=900N输送带带速：V=2.4(±4%)m/s滚筒直径：450mm1.3工作条件二班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相交流电源,电压为380/220V。2.传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示:[-电动机；乙4联铀罟；3-二级吿轮耳速器；5-滚筒；6-1&送带带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级齿轮减速计算及说明P=2.16kW器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5带动输送带6工作。传动系统中米用两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动，咼速级齿轮布置在远禺转矩输入端，以减轻载何沿齿觅分布的不均匀。展开式减速器结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。3.电动机的选择3.1选择电动机的结构和类型按设计要求及工作条件，选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。根据已知条件计算，工作机所需要的有效功率设：H――输送机滚筒轴至输送带间的传动效率；4wH――联轴器效率，H=0.99（见《机械设计课程设计（西安交通大学出CC版社）》表3—1）；H闭式圆柱齿轮传动效率，H=0.98（同上）；ggH——滚动轴承（一对球轴承），H=0.99（同上）；bbH输送机滚筒效率，H=0.96（同上）。估算传动装置的总效率"式中耳二耳二0.9901c传动系统效率p216工作机所需要电动机功率Pr一丰-0.8680-2.4884kW计算及说明传动总效率H=0.8680PR=2.4884kW结果选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Pm等于或大于工作机所需的电动机动率Pr。因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率Pm要大于Pr。由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—2所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足选P三P条件的电动机额定功率P应取为3kW。mrm由已知条件计算滚筒工作转速.n传动系统总传动比i=ntVw由《机械设计（咼等教育出版社）》表181查得，展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i=8~60,故电动机转速的可选范围为由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—2可以查得电动机数据如下表：P=3kWm电动机Y100L2-4型电动机转速n=1440mR/min总传动比i=14.13结果万案电动机型号额定功率（kw）满载转速（R/min）总传动比1Y100L-23288028.262Y100L2-43144014.133Y132S-639609.42通过对以上方案比较可以看出：方案1选用的电动机转速最咼、尺寸最小、重量最低、价格最低，总传动比为28.26。但总传动比最大，传动系统（减速器）尺寸大，成本提咼。方案2选用的电动机转速中等、质量较轻、价格较低，总传动比为14.13。传动系统（减速器）尺寸适中。方案3选用的电动机转速最低、质量最重、价格高，总传动比为9.42。对于展开式两级减速器（i=8~60）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，选用方案2比较合理。Y100L2-4型二相异步电动机的额定功率P-3kw，满载转速n-1440r/min。由《机械设计课程设计（西安父通大学出版社）》表3—3电动机的安装及外型尺寸（单位mm）如下：ABCDEFGHKABACADHDBBL1601406328+0.009-0.0046082410012205205180245170380计算及说明查得电动机电动机基本参数如下：中心高H二100mm轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径D=28t.004)mm,轴伸出部分长度E二6°mm。3.2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=14.13由传动系统方案可知因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBSW350,、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取咼速级传动比低速级传动比传动系统各传动比分别为3.3传动系统的运动和动力参数计算取电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴、中速轴为2轴、低速轴3轴，带式输送机滚筒轴为4轴。各轴的转速如下计算及说明结果计算出各轴的输入功率计算出各轴的输入转矩运动和动力参数的计算结果如下表格所示:轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)14401440336102102功率P(Kw)2.48842.46352.39012.31892.2728转矩T(N?m)16.5016.3467.95217.36213.03两轴联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i14.2863.2971传动效率n0.990.97020.97020.9801（注：除了电动机轴的转矩为输出转矩外，其余各轴的转矩为输入转矩。结果计算及说明4.减速器齿轮传动的设计计算4.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、初选精度等级、材料及齿数（1）材料及热处理：选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。（2）齿轮精度：7级（3）初选小齿轮齿数z=24,大齿轮齿数z=10312（4）初选螺旋角B=14°（5）压力角a=20°2、按齿面接触疲劳强度设计（1）.由《机械设计•（高等教育出版社第九版）》式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即确定公式中的各参数值。试选载荷系数K=1.0。Ht由式（10-23）可得螺旋角系数Z。计算小齿轮传递的转矩：由图10-20查取区域系数Z—2.433。H由表10-7选取齿宽系数“d—1。由表10-5查得材料的弹性影响系数Z—189.8MPA1/2。E由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Ze计算及说明结果计算接触疲劳许用应力匚J由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为b=600MPa和Hlimlb=550MPaHlim2由式（10T5）计算应力循环次数：由图10-23查取接触疲劳寿命系数K二0.89K二0.92。HN1HN2取失效概率为1%、安全系数S=1取［b］和［b］中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H1H2计算小齿轮分度圆直径。（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。圆周速度v齿宽b2）计算实际载荷系数Kh。查得使用系数K二1。A根据v-2.183m/s、7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv-1.08。齿轮的圆周力F二2T/d二2x1.634x104/28.353二1.131x103N，tlt1tKF/b二1x1.131x103/28.353二41.4N/mm<100N/mm，At1计算及说明结果查表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4。ha由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，K二1.414。HP其载荷系数为3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即1）确定公式中的各参数值试选载荷系数K二1.3Ft由式（10-19）,可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数YO由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yp计算iala[b]F由当量齿数zi=z,/cos3P=24/cos314。=26.27查图得齿形系数由当里齿数v11，查图10-17得齿形糸数z=zcos3p=103/cos314。=112.75v22Y=2.62、Y=2.18。Fa1Fa2由图10-18查得应力修正系数Y=1.6、Y=1.81。sa1sa2由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b=5OOMPa；大齿轮的弯Flim1曲强度极限bflim2=380MPa。由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数K=0.85、K=0.88。FN1FN2取弯曲疲劳安全系数S-1.4，由式（10-14）设计及说明结果YY因为大齿轮的笛大于小齿轮，所以取F2)试算模数(2)调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v齿宽b宽咼比b/h。计算实际载荷系数KF根据v二1.553m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数K二1.03。v由F二2T/d二2x1.634x104/20.592N二1.587x103Nt111查表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4。Fa由表10-4用插值法查得K=1.413，结合b/h二10.66查图10T3可H0得K二1.32。邛则载荷系数为K二KKKK=1x1.03x1.4x1.32二1.988FAVFaF03)由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，取由弯曲疲劳强度算得的模数m=1.037mm并从中就近取m=1.5mm;而n齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，取按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=34.107mm来计算小齿轮的齿数，即1z=dcos0/m=34.107xcos14o/1.5=22.0611n计算及说明结果取z二22则大齿轮的齿数z=uz=103X22=94.42，取z二95，两齿轮齿121242数互为质数。几何尺寸计算计算中心距考虑模数从1.037mm增大圆整至2mm，为此将中心距圆整为90。按圆整后的中心距修正螺旋角计算分度圆直径计算齿轮宽度取b=34mm、b=40mm。21圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。齿面接触疲劳强度校核满足齿面接触疲劳强度条件齿根弯曲疲劳强度校核主要设计结论齿数z二22、z二95，模数m二1.5，压力角a=20。，螺旋角12n0=12.839=12。50'20”变位系数x二x二0，中心距a二90mm，齿宽12b=40mm,b=34mm。小齿轮选用40Cr(调质)，大齿轮选用45钢(调质)。12齿轮按照7级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径d<160mm，做成实心a式齿轮。4.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算1初选精度等级、材料及齿数计算及说明结果材料及热处理：选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大a=20°齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。1）齿轮精度：7级2）初选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=793)压力角a=20°2按齿面接触疲劳强度设计（1）.由《机械设计.高等教育出版社第九版》式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数K二1.0。Ht②计算小齿轮传递的转矩：③由图10-20查取区域系数Z=2.433=2.433。TTH④由表10-7选取齿宽系数①二1.0d⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数Z二189.8MPai/2E⑥由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a=arccos[zcosa/(z+2h*)]=arccos[24xcos20°/(24+2xl)]=29.841°al1t1aa=arccos[zcosa/(z+2h*)]=arccos[79xcos20°/(79+2x1)]=23.582°a22t2a&=[z(tana-tana')+z(tana-tana')]/2na1a12a2=[24x(tan29.841°-tan20°)+79x(tan23.582°-tan20°)]/2n=1.71414-8[4-1.714门c”Z=J—a=J=0.873gY3*3⑧计算接触疲劳许用应力・H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为b=600MPa和b=550MP1Hlim2由式（10-15）计算应力循环次数：由图10-23查取接触疲劳寿命系数K=0.92,K=0.90HN1HN2取失效概率为1%、安全系数S=1取［b］和［b］中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H1H2[b]=[b]=495MPaHH22）计算小齿轮分度圆直径。计算及说明结果调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。圆周速度V。齿宽b。2）计算实际载荷系数心。①查得使用系数Ka=1。②根据v=0.877m/s、7级精度，查得动载荷系数K=1.0。③齿轮的圆周力查得齿间载荷分配系数心=1.2。④用表10-4插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，得齿向载何分布系数K二1.420。hr其载荷系数为3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即1）确定公式中的各参数值。①试选K=1.3。Ft②由式（10-5）计算弯曲疲劳强度的重合度系数气。YY:].冷台*Fasa计算Q]由图10-17查得齿形系数Y二2.62Y二2.18Fa1Fa2由图10-18查得应力修正系数Y=1.55、Y=1.76sa1sa2由图10-24C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限bFIim1—500MPa;大齿轮的弯曲强度极限bFlim2—380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN10-85、Kfn2°88。取弯曲疲劳安全系数S-1.4，得计算及说明结果YY|Fa~ST因为大齿轮的&丿大于小齿轮，所以取2)试算模数(2)调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度齿宽b宽高比b/h。计算实际载荷系数K①根据v二0.641m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数K二1.07。v由F二2T/d二2x6.793x104/36.456N二3.727x103N1221查表10-3得齿间载荷分配系数K二1.0。Fa由表10-4用插值法查得K=1.417，结合b/h二10.67查图10-13可得HPK二1.34。邛则载荷系数为K二KKKK=1x1.07x1.0x1.34二1.434FAVFaFP由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数m的大小主要取决与于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.569mm并近计算及说明结果圆取整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=49.873mm,1算出小齿轮齿数z=d/m=49.873/2=24.937。11取z二25则大齿轮的齿数z二uz二3.297x25二82.4，取z二82，两齿轮齿1212数互为质数。Z］和z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算(1)计算分度圆直径(2)计算中心距(3)计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b的节省材料，一般将小齿轮略为加宽(5~10)mm，即取b=58mm，而使人齿轮的齿宽等丁设计齿宽，即b=50mm22圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。将中心距圆整为a二110mm。在圆整之后，齿轮副几何尺寸发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。(1)计算变位系数和计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶咼降低系数。从图10-21b可知，当前的变位系数和提咼了齿轮强度，但重合度有所下降。分配变位系数xx1,2由图10-21b可知，坐标点(z/2,x/2)二(53.5,0.825)位于L17和L16之间。按这两条线做射线，再从横坐标的z,z处做垂直线，与射线交点的纵一12坐标分别是x=0.724x=0.85(。12齿面接触疲劳强度校核满足齿面接触疲劳强度条件。齿根弯曲强度校核m=2mm计算及说明结果小齿轮作用在咼速大齿轮斜齿轮轴上齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿的力轮。6.主要设计结论齿数z二25，z二82，模数m=2mm，压力角«=20。，变位系数12、x=0.724,x=0.850，中心距a二110mm，齿宽b=58mm,b=55mm。小齿轮1212选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按照7级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径d<160mm，做成实心式齿轮。4.3两级圆柱齿轮减速器的传动误差校核高速级斜齿轮传动i=z/z=95/22，低速级直齿轮传动）=z/z=82/25，122123t1'可求出两级圆柱齿轮减速器的实际传动比21传动误差传动误差在题目给定的允许速度误差±4%之内，符合设计要求。5.减速器轴及轴承装置的设计5.1轴的设计的结构设计一、输入轴的功率，、转速和转矩转速n二1440r/min，功率P二2.4635kW，转矩T二16.34N-m111二、计算作用在高速斜齿轮轴上的力：圆周力：f==2x16-34=820.28Ntd39.85x10-31径向力：f=fxtana=820.28xtan20=306.21Nrtcos卩cos12.839轴向力：F=Fxtan卩=820.28xtan12.839。=186.95Nat计算及说明结果三、初步估算轴的最小直径：A0=112选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217~255HBS查表取A0=1123[P「J|2.4635-，d=Aj—i=112Jmm=13.4mm根据公式min1诃niY1440计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响，四、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由套筒定位，如下图。轴段1主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为J=KA-T，考虑到转矩变化小，根据工作情况选取KA二1-3，则:\a二KaT1=1.3"6.50=21.45N-m。根据国标GB/T4323-2002要求选用弹性套柱销联轴器，型号为LT3,与输入轴联接的半联轴器孔径d=18mm，因此选取轴段1的直径为d=18mm。半联轴器轮毂总长度L=52mm（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为L1=38mm。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段1：为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段1直径为d广18mm。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段1的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短2~3mm，轴段1总长为L1=36mm。轴段2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度，其直径确定为：d2=21nm。取轴承端盖的宽度为40mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm，故取L2=70mm。轴段3:为支撑轴颈，用来安装轴承，取其直径为d3=25mm。预选轴承型号为7205AC角接触球轴承。宽度B=15mm,轴承内圈直径d2=25mm；为保证轴承的轴向定位用套筒定位，套筒d二12mm。则此轴段的长L=B+d=15+12=27mm3轴段4:过渡轴段，轴肩用来轴向定位套筒，其高度h=（0.07~0.1）d3=1.75~2.5mm，取叮2%化取中间轴一级齿轮与二级齿轮间的距离ar二11mm，二级齿轮距箱体左内壁的距离a=11mm，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定距离s,取s=10mm，在轴承右侧有一套筒d-12mm,已知二级输入齿轮齿宽为b258nm,则此段轴的长L-11+58+11+10-12-78mm4计算及说明结果轴段5：此段为齿轮轴段，此段的长L5=冒40mm。轴段6：此段为过渡轴段，同轴段4,取叮d4=28mm，取齿轮距箱体右内壁的距离a二11mm，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定距离s,取s二10mm，在轴承左侧有一套筒d二12mm,则此段轴的长轴段7：此段为轴承及套筒轴段，已知滚动轴承宽度为B二15mm，半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6轴端倒角为C1各轴肩处圆角半径为R1L=B+d=15+12=27mm取苴直径d—d=25mm(3)轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按d1=18mm由表6-1查得平键截面bXh=6mmX6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为30mm，同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o4)确定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为C1,各轴肩处圆角半径为R1.0o五、求轴上载荷画轴的受力简图在确轴承的支点位置时，从手册中查得7205AC型角接触球轴承轴承16.4mm。因此，作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁—%M厲d二25，的轴的支承跨距：L=108.6mm+39.6mm=148.2mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示。计算及说明结果计算支反力计算弯矩M计算总弯矩(4)计算扭矩T丁=Ti=16340N•mm现将计算出的截面C处的Mh、Mv及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T计算及说明结果六、按弯矩合成应力校核轴的强度作用中间进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。由上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应轴上的力力，取a二0.6，则轴的计算应力为：根艮据选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计第八版表15—1查得bJ=60MPa。因此b分析

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