兰州交通大学机电工程学院机械设计课程设计计算说明书设计题目二级同轴式圆柱齿轮减速器班级:机制4班学号: 20080584设计人员: 程乾指导老师:雒晓兵2011-01-08兰州交通大学博文学院机电工程系目录一课程设计任务书 2 二设计要求2三设计步骤31. 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 64. 计算传动装置的运动和动力参数 65. 齿轮的设计 76. 滚动轴承和传动轴的设计 117. 键联接设计 258. 箱体结构的设计 269.润滑密封设计 2810.联轴器设计 28四设计小结28 五参考资料29111 一课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1——运输带2——卷筒3——联轴器4——二级圆柱齿轮减速器5——电动机原始数据：数据编号 1 2 3 4 5 6 7 8 运送带工作拉力F/N 1500 2200 2300 2500 2600 2800 3300 4000 运输带工作速度v/(m/s) 1.1 1.1 1.1 1.1 1.1 1.4 1.2 1.6 卷筒直径D/mm 220 240 300 400 220 350 350 400 数据编号9 10 11 12 13 14 15 16 运送带工作拉力F/N 4500 4800 5000 5500 6000 6000 8000 8500 运输带工作速度v/(m/s) 1.8 1.25 1.5 1.2 1.3 1.5 1.2 1.3 卷筒直径D/mm 400 500 500 450 450 500 400 450数据编号17 18 19 20 21 22 23 运送带工作拉力9000 9500 10000 10500 11000 11500 12000 F/N1.4 1.5 1.6 1.7 1.8 1.92.0运输带工作速度v/(m/s)2、电动机的选择1）选择电动机的类型2）选择电动机的容量3) 方案简图如上图4）该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。
轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。
减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。
但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。
原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
2、电动机的选择1）选择电动机的类型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380V。
2）选择电动机的容量工作机的有效功率为vPwF=从电动机到工作机传送带间的总效率为kwPw86.2=87.0=∑ηkwPd3.3=3、计算传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比∑i (2)分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数1）各轴的转速2）各轴的输入功率3）各轴的输入转矩电动机的主要安装尺寸和外形如下表：3.计算传动装置的总传动比∑i并分配传动比(1).总传动比∑i为wmnni=∑(2).分配传动比I II∑=i ii考虑润滑条件等因素，初定54.5=Ii，54.5=I Ii4. 计算传动装置的运动和动力参数1).各轴的转速I轴m in2930rnnm==III轴m in88.528rinn==III I中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD 160 645×417.5×385 254×254 15 42×110 12 ×4568.30=∑i54.5=Ii54.5=I Iim in2930rn=Im in88.528rn=I Imin47.95rn=I I Im in47.95rnw=kwP23.3=IkwP13.3=I IkwP04.3=I I IkwP98.2=卷6. 滚动轴承和传动轴的设计0125.0][111=FSaFaYYσ0113.0][222=FSaFaYYσⅥ.校核计算=1Fσ≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=ΦMPaYYmzKTSaFad75.74575.169.25.1230.11005.15.1223243211][Fσ1(4).结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。
其他有关尺寸按《机械设计》图6.26(a)荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。
其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承传动轴的设计部分。
6. 滚动轴承和传动轴的设计Ⅳ.轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径mm d 54=-ⅢⅡ；左端用轴端挡圈定位。
半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 50=I ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比I L 略短一些，现取mm l 82=-ⅡⅠ 2).初步选择滚动轴承。
因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球轴承。
按照工作要求并根据mm d 54=-ⅢⅡ，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6012,其尺寸为mm mm mm B D d 189560⨯⨯=⨯⨯，故mm d d 60==--ⅦⅥⅣⅢ；而mm l 20=-ⅦⅥ。
3).取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径mm d 65=-ⅤⅣ；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。
已知齿轮轮毂的跨度为60mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取mm l 50=-ⅤⅣ。
齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度d h 07.0>，故取mm h 6=，则轴环处的直径mm d 77=-ⅥⅤ。
轴环宽度h b 4.1≥，取 mm l 10=-ⅥⅤ。
4).轴承端盖的总宽度为mm 30(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mm l 20=，故mm l 40=-ⅢⅡ。
5).取齿轮距箱体内壁的距离mm a 12=，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mm s 3=，已知滚动轴承宽度mm T 18=，总弯矩 mm N M ⋅=97.615644扭矩T mm N T ⋅=58.655197Ⅵ.按弯扭合成应力校核轴的强度 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。
根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0=α，轴的计算应力MPa WT M ca 46.32)(22=+=ασ 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表11.2查得MPa 60][1=-σ 因此][1-<σσca ，故安全。
Ⅶ.精确校核轴的疲劳强度 (1).判断危险截面截面A ，Ⅱ,Ⅲ,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B 均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C 上的应力最大。
截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。
截面C25.311=-+=σσσσβεk K62.211=-+=ττττβεk K所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为 32.121=+=-ma K S σϕσσσσσ06.71=+=-ma K S τϕτττττ5.113.622=>=+=S S S S S S ca τστσ故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。
Ⅷ.绘制轴的工作图，如下：mmd 8.28min =Ⅳ.齿轮轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1). 为了满足办联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径mm d 2023=；左端用轴端挡圈定位。
半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 30=I ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比I L 略短一些，现取mm l 2812=。
2).初步选择滚动轴承。
因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。
按照工作要求并根据mm d 2023=，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6205，其尺寸为mm mm mm B D d 155225⨯⨯=⨯⨯，故mm d d 257834==，mm l l 157834==。
3).轴肩高度d h 07.0>，故取mm h 4=，则轴环处的直径mm d d 306745==。
轴环宽度h b 4.1≥，取mm l l 106745==。
4).轴承端盖的总宽度为mm 10(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mm l 15=，故mm l 2523=。
5).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径mm d 3556=，mm l 3856=。
至此，已初步确定了轴的各段和长度。
(2).轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
按12d 由《机械设计设计手册》表4-1Ⅵ.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，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。
根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0=α，- 30 -。
