机械设计（齿轮减速器）

中国矿业大学机电学院课程设计

课 程 设 计

课程名称 机械设计 题目名称__带式运输机传动装置__ 学生学院 机电工程学院 专业班级 学 号 学生姓名 指导教师

2008 年 7月 11日

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目 录

机械设计基础课程设计任务书……………………………….1 一、传动方案的拟定及说明………………………………….3

1.1比较和选择传动方案…………………………………………………………… 1.2选择电动机……………………………………………………………………… 1.3 计算总传动比和分配各级传动比…………………………………………… 1.4 计算传动装置运动和动力参数…………………………………………………

二、传动件的设计计算………………………………………..6 三、轴的设计计算…………………………………………….15 四、滚动轴承的选择及计算………………………………….23 五、键联接的选择及校核计算……………………………….26 六、高速轴的疲劳强度校核……………………………….….27 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择…..........30 十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….31 参考资料目录

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题目名称 学生学院 专业班级 姓 名 学 号

一、课程设计的内容

设计内容应包括：①电动机选型；②减速器设计③开式齿轮设计④传动轴设计⑤联轴器选型设计⑥车轮及其轴系结构设计⑦减速器装配图和零件工作图设计⑧设计计算说明书的编写。

图2为参考传动方案。 二、课程设计的要求与数据

1. 设计条件：

⑴ 机器功能：塔式起重机有较大工作空间，用于高层建筑施工和安装工程起吊物料用，起重机可在专用钢轨上水平行走；

⑵ 工作情况：双向运转，载荷较平稳；环境温度不超过40℃； ⑶ 运动要求：运动速度误差不超过5%；

⑷ 使用寿命：忙闲程度中等，工作类型中等，传动零件工作总时数104小时，滚动轴承寿命40000小时； ⑸ 检修周期：500小时小修；2000小时大修； ⑹ 生产批量：单件小批量生产； ⑺ 生产厂型：中型机械制造厂。 2 原始数据：

1) 运行阻力： F =1.6 kN； 2) 运行速度： v =0.6m/s； 3) 车轮直径： D =350mm； 4) 启动系数： Kd=1.6 三、课程设计应完成的工作：

塔式起重机行走部减速装置设计

机电学院

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1．传动系统安装图1张 2．减速器装配图1张；

3．零件工作图 2张（高速轴、低速齿轮各1张）； 4. 设计说明书 1份。 四、设计过程：

一、传动方案的拟定及说明：

设计项目及说明 结果 传动方案给定为三级减速器（包含车轮减速和两级圆柱齿 轮传动减速），说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动 机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其车轮的转速 nW，即 nW?60?1000v60?1000?0.6??32.74rmin?D??350 nW?32.74rmin 一般常选用异步转速为1500rmin的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为45.82。根据总传动比 数值，可采用任务书所提供的传动方案就是二级圆柱展开 式斜齿轮传动。 二、电动机选择 1．电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构

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设计项目及说明 结果 2．电动机容量 1) 车轮的输出功率ＰＷ Fv1600?0.6PW???0.96kW10001000pW PW?0.96kW 42) 电动机输出功率Ｐd Pd?传动装置的总效率 式中： ? 4???12??2??3??2??5 表一 传动件的效率 传动件 数量 效率 3 0.99 2（对） 2（对） 0.97 0.93 4（对） 1（对） 0.99 0.98 24??0.99?0.99?0.98?0.97?0.93?0.83 则

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设计项目及说明 结果 故 Pd???0.96/0.83?1.15kW 取Kd=1.6 故电动机实际输出功率： P=KdPd=1.61.15 3．电动机额定功率Ped 由表16-2选取电动机额定功率Ped?2.2kW 选定电动机的型号为Y100L1—4—V5型。主要性能如下表： 电机型号 额定功满载转速 起运转最大转率 Y100L1—4 5、计算传动装置的总传动比i?并分配传动比 1）、总传动比i?=2)、分配传动比 ?43.37 pWP=1.84kW 矩 1420r/min 2.0 矩 2.2 2.2KW i?=43.37 （3.1） 其中: i2=3.51 i3=2.70

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设计项目及说明 结果 ； 。 (3.2) 把（3.2）的关系式代入（3.1）得 n0?1420r/minn??1420r/min n???310.7r/minn????88.78r/min 三、计算传动装置的运动和动力参数 1．各轴转速 P0?1.845kWP???1.73kWP????1.65kW 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、P??1.81kWⅡ轴、Ⅲ轴。 各轴转速为： n0?nm?1420r/minn??n???n????nm1420??1420r/mini01n?1420??310.7r/mini14.57n??352??88.78r/mini23.51 T???53175.1N?mm T????177489.3N?mm 2．各轴输入功率 按电动机所需功率Pd计算各轴输入功率，即 电动机的输入功率，P0?Pd?1.845kW第一根轴的功率，P??Pd?1?2?1.845?0.99?0.99?1.81kW第二根轴的功率，P???P??2?4?1.81?0.99?0.97?1.73kW第三根轴的功率，P????P???3?4?1.73?0.98?0.97?1.65kW

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设计项目及说明 结果 3．各轴输入转矩T(N?mm) 将计算结果汇总列表备用。 高速轴中间轴低速轴项目 N转速（r/min1420 ） P 功率1.845 （kW） 转T(Nmm) i传动1 比 效率? 0.98 电动机 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 1420 310.7 88.78 1.81 1.73 1.65 矩?12405.3 12172.9 53175.1 177489.3 4.57 0.96 3.51 0.95 二、传动件的设计：

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1.齿轮传动设计

1）高速级齿轮传动设计

已知参数：原动机为电动机，高速齿轮传递功率小齿轮转速寿命为

小时。

设计项目及说明 1）、选择材料热处理方式 ,

,传动比，双向传动，工作平稳，

结果 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面斜齿轮圆柱 齿轮 计算说明 8级精度,查表6.2得 小齿轮 45钢 调质处理 HB1=260HBS 大齿轮 45钢 正火 HB2=210HBS HBS1=260HBS HBS2=210HBS 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公 式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度。 许用接触应力??H? = 查图6-4。得齿轮接触应力??lim1?=712 N/mm2大齿轮的为??lim1?=712 N/mm2??lim2?=558 N/mm2 ??lim2?=558 N/mm2 h.计算应力循环次数： N1=8.52108 N2=1.86 N1?60n1jLh?60?1420?1?104 查图6-5,得 N2?N1/i Zn1=1 Zn2=1 取

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设计项目及说明 i.接触强度最小安全系数（1 ==J．许用弯曲应力结果 =507.3N/mm2 =648N/mm2 =507.3N/mm2 ） =713=558 ，双向传动乘0.7 =418 N/mm2 弯曲疲劳极限J．许用弯曲应力查图6-7 弯曲强度寿命系数，查图6-8得 弯曲强度尺寸系数弯曲最小安全系数则，查图6-9 2)、按齿面接触强度计算: 确定齿轮传动精度等级估取参考表6-7，表6-8选取 Ⅱ公差组8级 确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，齿宽系数查表6.9 合适 小齿轮分度圆直径 b. 取小齿轮z1=28，则z2=i2z1，z2=20?4.47=127.96，取z2=128

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设计项目及说明 并初步选定β＝12°,μ=128/28=4.571 传动比误差 结果 β＝12° μ=128/28=4.571 c.载荷系数 使用系数，查表6.3 —动载系数，推荐值—动载系数，推荐值 —动载系数，推荐值 T1?12172.9N?mm ZE=189.8MPa .9N?mm。确定需用接触应力 d.计算小齿轮的转矩:T1?12172e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa f.重合度系数，推荐值g．节点区域系数螺旋角系数故 = mm ,查图6.3（β=12。，Χ1=Χ2=0） 初选 法面模数 按表6.6圆整 a=120mm

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设计项目及说明 中心距a 分度圆螺圆整 旋 角 结果 小轮分度圆直径 圆周速度齿宽b 大齿轮齿宽小齿轮齿宽4）、按齿根弯曲疲劳强度设计 由式10-17 圆整 当量齿数 YFa1?2.52，YFa2?2.14 YSa1?1.63，YSa2?1.83 齿形系数 由表6-5查得YFa1?2.52，YFa2?2.14 应力修正系数 由表6-5 查得YSa1?1.63，YSa2?1.83 不变位时,端面啮合角端面模数重合度 ???1.405

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设计项目及说明 结果 / 重合度系数螺旋角系数 由推荐值0.850.92 故 齿根弯曲强度满足要求 4）齿轮其他主要尺寸计算 大轮分度圆直径根圆直径 顶圆直径 2）低速级齿轮传动设计

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已知参数：高速齿轮传递功率

,传动比

小时。

用VB编的程序设计低速级齿轮过程及结果： 输入数据，见图2—1：

,小齿轮转速

，双向传动，工作平稳，寿命为

图2—1

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程序输出的设计结果见图2—2：

图2—2

综合考虑传动误差和减速箱的体积等，选择低速级齿轮参数如上图红色标记。

3）开式齿轮传动设计：

已知参数：高速齿轮传递功率

,传动比

时。

,小齿轮转速

小

，双向传动，工作平稳，寿命为

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4)各齿轮的参数见下表

参数 模数/(mm) 齿数 分度圆(mm) 齿顶圆(mm) 齿根圆(mm) 齿宽(mm) 材料 公差等级 中心距(mm) 传动比 螺旋角 Ⅰ 小齿轮 1.5 28 45号调质 Ⅱ级8级 120 4.57 Ⅱ 大齿轮 小齿轮 2 128 33 45号正火 45号调质 Ⅱ级8级 152 3.51 Ⅲ 大齿轮 116 236.67 240.67 231.67 40 45号正火 Ⅳ 小齿轮 车轮齿轮 Ⅱ级9级 0 2、轴的设计 1）输入轴的设计 已知参数：轴传递功率

,转速

，齿轮

螺

的齿宽B1=35mm，齿数Z1=28， 模数mn=2mm，压力角旋角

载荷平稳,双向传动。

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ

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图2-1

设计项目及说明 1） 计算作用在齿轮上的力 圆周力径向力轴向力各力方向如图2-2所示。 2） 初步估计轴的直径 由于选用齿轮轴，选取45号钢作为轴的材料，调 质处理 计算轴的最小直径加大3%以考虑键槽 的影响。查表8.6，取A=115 则 3) 轴的结构设计 1）确定轴的结构方案 结果 左右轴承均采用轴承端盖和挡油盘。右轴承从轴的 右端装入，靠挡油盘使右轴承左端面得到定位，右端面靠

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设计项目及说明 轴承端盖固定。左轴承从轴的左端装入，靠挡油盘使左轴 承右端面得到定位，右端面靠轴承端盖固定。半联轴器靠 轴端挡圈得到轴向定位，采用普通平键得到周向定位。采 用单列深沟球轴承和弹性套柱销联轴器。 3） 确定各轴段直径和长度 ① 根据最小直径d圆整，并由和选择联轴器的型号为TL4联轴器作为①段的轴长。 ② 为使联轴器定位，轴肩高度h=c+(2角c取3mm（GB6403.4—86），)mm孔的倒且比毂孔长度38短 结果 符合标准密封内径（JB/2Q4606—86）。取端盖宽度30mm，端盖外端面与联轴器右端面30mm，则③ 为便于装拆轴承内径， ，且符合标准轴 承内径。查（GB/T276—1994）暂选滚动轴承 型号为6007，因，其宽度T=14mm为

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设计项目及说明 所以选择脂润滑，轴承与箱体内壁距离f=11.5mm ④ 考虑轴段太长，取 ⑤ 该段为加工齿轮，如图2—1，总长l5=63mm ⑥ 该段直径 3）确定轴承及齿轮作用力位置 ，长度 ，l4=40mm 则结果 如图2-1，2-2所示，先确定轴承支点位置。查6007 轴承知道4） 绘制轴的弯矩图和扭矩图 ① 求轴承支反力 H水平面 V垂直面

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设计项目及说明 ② 求齿宽中点处弯矩 H水平面 结果 V垂直面 合成弯矩 扭矩T T=T1=12172.9弯矩图、扭矩图见图2—2 5） 按弯矩合成强度校核轴的强度 当量弯矩

T=12172.9

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3） 确定各轴段直径和长度 ① 根据最小直径d圆整，并由和选择联轴器的型号为TL4联轴器作为①段的轴长。 ② 为使联轴器定位，轴肩高度h=c+(2角c取3mm（GB6403.4—86），)mm孔的倒且符比毂孔长度84短 合标准密封内径（JB/2Q4606—86）。取端盖宽度30mm，端盖外端面与联轴器右端面30mm， 则 ③ 为便于装拆轴承内径，，且符合标准轴 承内径。查（GB/T297—95）暂选圆锥滚子轴 承型号为32910，T=15mm因，其宽度为 所以选 择脂润滑，轴承与箱体内壁距离f=11.5mm则 ④ 考虑轴段太长，取，l4=98mm l4=98mm

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⑤ 该段直径 ，长度 l5=42mm ⑥ ⑦ ， ， 3）确定轴承及齿轮作用力位置 如图2-5，2-6所示，先确定轴承支点位置。查30213 轴承知道4） 绘制轴的弯矩图和扭矩图 ① 求轴承支反力 H水平面 V垂直面 ② 求齿宽中点处弯矩 H水平面

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V垂直面 合成弯矩 50721.8 扭矩T T=T1=178050.8弯矩图、扭矩图见图2—2 5） 按弯矩合成强度校核轴的强度 当量弯矩 T=178050.8 当量弯矩图见图2—2 轴的材料为45号钢，调制处理，由表8.2查的 ，由表8.7查的材料许用应力

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计算轴的应力为 满足要求 3.轴承的检验

1）高速轴的轴承6007 GB/T276—94

已知参数：转速n=1420r/min ，径向载荷R=341.6N,轴向载荷A=96.6N 使用寿命为4000小时。

设计项目及说明 1） 计算当量载荷P 结果 额定动载荷C=16200N, 额定静载荷 =10500N。A/=96.6/10500=0.0092,查表 e=0.125 10.5按插值计算e=0.125 因为e<0.19暂选 轴承无冲击 =1.1 )N =1.1 P=477N 2)计算轴承寿命 取温度系数

P=(xR+yA)=1.1(0.56中国矿业大学机电学院课程设计

设计项目及说明 故2）中间轴的轴承6006 GB/T276—94

结果 满足条件 已知参数：转速n=310.7r/min ，径向载荷R=1348N,轴向载荷A=226.3N，使用寿命为4000小时。

计算项目及说明 1） 计算当量载荷P 结果 额定动载荷C=13200N, 额定静载荷 =8300N。A/=226.3/8300=0.027,查表10.5e=0.215 P=1482.8N P=(xR+yA)=1.11348N 2)计算轴承寿命 取温度系数故2）中间轴的轴承32910 GB/T276—95

已知参数：转速n=88.5r/min ，径向载荷R1=584.78N,轴向载荷

满足条件 按插值计算e=0.215 A/R=226.3/1348=0.168<0.215轴承无冲击 =1.1

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R2=1079.29N，Fa=303.4N，使用寿命为4000小时。

计算项目及说明 查手册知，额定动载荷C=36800N , 额定静载荷 C0=56000N e= 0.35 ，y=1.7 1） 计算派生力 1/（2y）=58478/(2结果 )N )N A1=620.8N A2= 317.4N 2/（2y）=1079.29/(22) 计算轴承所承受的轴向载荷 因为FA+S2=Fa+S2=303.4+317.4=620.8>S1 所以A1=Fa+S2=303.4+317.4=620.8N A2=S2=317.4N 3)计算轴承所承受的当量动载荷 轴承载荷平稳，所以=1.1 因A1/R1=620.8/584.78=1.06>e故P1=(xR+yA)=1.1(0.4因A2/R2=317.4/1079.29=0.294

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计算项目及说明 因结果 P2 >P1,故 5) 验算键的强度 1) 高速轴C型键 已知参数: T=12172.9N

，d=20mm

结果 ，长 度L=32mm 2） 验算键的强度 [ 键的材料为45号钢，调质处理，查表3.2得[=110挤计算项目及说明 1） 选取C型键尺寸 查GB/T1095—2003，选取键的载荷尺寸] =110 ] 压强度为 满足条件 2) 中间轴C型键 已知参数: T=12172.9N

，d=20mm

计算项目及说明 结果

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3） 选取C型键尺寸 查GB/T1095—2003，选取键的载荷尺寸长度L=22mm ， 4） 验算键的强度 [ 键的材料为45号钢，调质处理，查表3.2得[=110挤] =110 ] 压强度为 满足条件 3) 低速轴C型键 已知参数: T=12172.9N

，d=20mm

计算项目及说明 5） 选取C型键尺寸 查GB/T1095—2003，选取键的载荷尺寸度L=32mm 6） 验算键的强度 [ 键的材料为45号钢，调质处理，查表3.2得[=110挤结果 ，长 ] =110 ] 压强度为 满足条件

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