绞车传动装置设计、二级齿轮减速器及轴设计、课程设计

目 录

一、传动方案分析…………………………………………………2 二、选择电动机……………………………………………………3 三、计算总传动比及分配各级的传动比…………………………5 四、计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 五、V带传动设计计算……………………………………………7 六、直齿圆柱齿轮传动设计计算…………………………………10 七、轴的结构设计计算及校核…………………………………15 八、滚动轴承的选择及校核计算………………………………20 九、联轴器的选择计算 …………………………………………21 十、键联接的选择及校核计算…………………………………21 十一、箱体的设计………………………………………………22 十二、润滑方式………………………………………………23 十三、设计小结……………………………………………………24 十四、参考文献…………………………………………………25

一、传动方案的设计

1

机械设计课程设计题目：设计两级圆柱齿轮减速器

减速器工作条件：此减速器用于热处理车间两件清洗传送带的减速，此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。

传送方案如下图所示：

改良方案

在电动机与小带轮间加一个联轴器，由后面的计算得

已知工作条件由数据表6：鼓轮直径 ： 300mm，

传送带运行速度 ： 0.7m/s，

传送带从动轴所需扭矩 ： 900N·m

2

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鼓轮的转速，即：

nw601000vD0.7

60100030044.59r/min

一、 选择电动机

1、电动机类型选择

根据电源及工作机工作条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列三相交流异步电动机。

2、电动机功率的选择 1）、工作机所需功率 2）、电动机输出功率为

pwTnw9550

90044.5995504.2kw

pdPd24pw

传动装置的总效率V齿承联式中

V\\齿\\承\\联为从动机至工作机之间的个传动机构和轴承的

V效率。查《机械设计课程设计》表2-4得：V带传动效率=0.95，圆柱齿轮传动效率为=0.97，滚动轴承效率齿承=0.98，弹性联轴器传动效率联=0.99。

则：

V齿承联0.950.970.980.990.816

3

2424

故 pdpw4.20.8165.15kw

根据电动机输出功率pd5.15kw，查表选择电动机的额定功率

ped5.5kw

3）、电动机转速的选择

为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由《机械设计课程设计》表2-1查得V带的传动比范围为i12~4，高速齿轮传动比i23~6低速齿轮传动比i23~6。则传动装置的总的传动比为

ii1i2i318~144

故电动机转速范围为

ndnwi1170~9360r/min

可见同步转速为, 1500r/min、3000r/min的电动机均符合要求。由于

3000r/min的电动机体积小，转速高，传动不平稳；因此选同步转速为

1500r/min的电动机：

额定电动机转速电动传动装置的传动比 功率r/min 机质kw 同步 满转 量总传V带 二级减速器 kg 动比 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 81 32.15 2.5 12.92 由表中数据可知，选定电动机型号为Y132S-4。 电机基本参数表如下： 外形尺寸 脚底安装地脚螺栓轴伸尺寸 中心高 尺寸 孔直径K DE L(AC/2AD)HD AB 475325315 216140 3880 12 132 方电动机 案 型号 电机 参考 价格 装键部尺寸 FHD 1033 4

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、传动装置总传动比

i2、分配各级传动比

nmnw144044.5932.3

取V带传动的传动比为i12.5，则两级减速器的传动比为

ijiii32.3112.92 2.5两级圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动比为i2，低速级齿轮传动比为i3，：

21.3ij4.10

i3iij212.924.103.15

四、计算传动装置的运动和动力参数

1、各轴转速

电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴，鼓轮主动轴为4，则各轴转速分别为：

n0nm1440r/min

5

n1n2n3

2、各轴输入功率

n0i1n1i214402.557.10n2i1576r/min 140.49r/min 140.493.1544.59r/min

n4 按电动机额定功率ped计算各轴输入功率

p0ped5.5kw

p1p1V5.50.955.23kwp2p1齿承5.230.970.984.97kw p3p2齿承4.970.970.984.72kw

P4P3联承4.720.990.984.58Kw

2、各轴转矩 3、

T09550T29550T29550T39550p0n0p1n1p2n2p3n34495509550955095504.5844.595.514405.2357636.48Nm 86.71Nm 337.84Nm

4.97140.494.7244.591002.80Nm

T49550Pn9550973.06N.m

4、各轴输入转速、功率、转矩如下表所示：

6

项目 转速r/min 功率kW 转矩Nm 传动比 效率

电动机轴 1440 5.5 36.48 2.5 0.96 高速轴 576 5.23 86.71 4.10 0.96 中间轴 140.49 4.97 337.84 低速轴 44.59 4.72 1002.80 3.15 0.96 五、V带传动设计计算

电动机转速n0nm1440r/min，带轮所连减速器高速轴I轴转速为

n1576r/min，传动装置输入功率为p15.15kw。

1、求计算功率pc

由《机械设计基础》（第五版）查表13-8得工作情况系数故计算功率为：

kA1.4，

pcp1kA5.151.47.14kw

2、选择V带型号

根据pc7.14kw，n0nm1440r/min

由《机械设计基础》（第五版）查图13-15得坐标点位于A型界内，故初选普通A型V带。

2、计算大、小带轮基准直径d1、d2

由《机械设计基础》（第五版）查表13-9可知，d1应不小于75mm，现取

d1100mm

由in0n1d2d1(1)得

d2n0n1d1(1)

1440576100(10.02)245mm

7

取 d2245mm 4、验算带速V

vd1n0601000601000

3.1410014407.m/s

带速在5~25m/s范围内，符合要求 5、求V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距a01.5(d1d2)1.5(100245)517.5mm

取a0550mm，符合0.7(d1d2)a02(d1d2) 由

式

L02a022(d1d2)(d1d2)4a022得带长

L0[25501651.21mm(100245)(245100)4550]

查《机械设计基础》（第五版）表13-2，对A型V带选用Ld1800mm。 由式aa0LdL022得

a55018001651.21624.40mm

6、验算小带轮包角1

由

11801180d2d1a57.3得

245100624.4057.316590~120

 8

合适

7. 确定v带根数z

因d1100mm，带速n01440r/min，传动比i12.5, 查课表13-3和13-5得p01.32kw,.p00.17kw. 查课本表13-7得KL=0.98

由1167查课本表13-2得K=1.01 由公式得

Zpc(p0p0)kkl7.14(1.320.17)0.981.014.5

故选Z=5根带。

8.计算作用在带轮轴上的压力FQ

查课本表13-1可得q0.1kg/m,故: 单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为

F0500Pcazv(2.5k1)qv27.1450057.(2.50.981)0.17.21N

计算作用在轴上的压轴力FQ

FQ2zF0sin12251sin16521567N

V带的主要参数

名称 带型 带轮基 准直径 结果 A 名称 传动比 结果 i12.5 名称 根数 结果 z5 9、带轮结构设

dd1100mm 基准长度 Ld1800mm 预紧力 F01N dd2245mm 中心距 a624.40mm 压轴力 FP1567N 计

小带轮设计制造成实心式带轮 大带轮设计制造成腹板式带轮

由课本表13-10查得：e150.3mm；f91mm。则带轮轮缘宽度：

B(z1)e2f(51)152978mm。由机械设计课程设计表5-2

9

查得B=80,毂长L=60，孔径d042，而电机的伸出端轴径为38，固在电动机与小带轮之间加一个联轴器，小带轮与联轴器的结合部分还要增加一根轴，大端直径为42，小端直径为38，大端接小带轮，小端接联轴器。

3 在高速轴与大带轮结合处轴的直径最小有公式dCp1n1mm，轴的材料为45

钢查课本表14-2得C118~107，则d24.9~27.9mm，查课程设计手册表11-2取安装带轮处直径ds25mm 大带轮直径d2245mm

对照《机械设计基础》（第五版）P223页图13-17与P224页的表13-10可得以下主要参数：

L B 六、直齿圆柱齿轮传动设计计算

（一）高速级齿轮传动的设计计算

选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数：

１． 齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的，故大小齿轮都选用软齿面渐开线圆柱直齿轮。

齿轮材料及热处理 材料： 由课本表11-1：

高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮 250HBS<350HBS ， 接触疲劳极限为550~620 弯曲疲劳强度为410~480 取Hlin1600Mpa,FE1480Mpa

高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮 220HBS<350HBS，

Hlin2580Mpa,FE2460Mpa

60mm 80mm dds 245mm 25mm 由表11-5，取SH1.2,SF1.25

10

[H1]=[H2]=[F1]=[F2]=

Hlim1SH=500MPa

Hlim2SH=483MPa

FE1SF=384MPa

FE2SF=368MPa

2. 齿轮精度

2）运输机为一般工作机械，速度不高，按GB/T10095－1998，选用8级精度

3.初步设计齿轮传动的主要尺寸

高速级传动比i24.1，高速轴转速n1576r/min传动功率P15.15kw 齿轮按8精度制造。取中等载荷系数（表11-3）K1.6齿宽系数（表11-6），高速级小齿轮为非对称布置d0.8 小齿轮上转矩T19.55106P1n19.551065.155768.510Nmm

4弹性系数取ZE188((表11-4)，对于标准齿轮ZH2.5

3d132KT1du1u(4ZHZE[H1])221.68.5100.84.1411882.52()4.14500

72mm取小齿轮齿数Z121，则大齿轮齿数Z24.12186.1，取Z287则实际传动比i2模数md1Z1z2z1722187214.14

3.43

齿宽bdd10.87257.6mm 取b260mm,b165mm 按课表

4-1

取m3.5，实际齿宽d1213.573.5mm，

d2873.5304.5mm

11

中心距a

d1d221mm

4.验算齿轮弯曲强度，因齿轮按接触疲劳强度计算，所以只验算弯曲强度

齿形系数YFa12.88，齿根修正系数YSa11.57

YFa22.23， YSa21.77

F12KT1YFa1YSa1bmz4221.68.5102.881.57603.521YFa2YSa2YFa1YSa1

F22

79.7Mpa[F1]384MpaF2F179.72.231.772.881.57]368Mpa69.56Mpa[安全

6.小齿轮的圆周速度

vn1d16010003.14725766010002.17m/s

对照表11-2 可知选用8级精度是合适的

（二）低速级齿轮传动的设计计算

1.齿轮材料，热处理及精度

考虑此减速器的功率及现场安装的，故大小齿轮都选用软齿面渐开线圆柱直齿轮。 齿轮材料及热处理 材料

课本表11-1：

小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮 260HBS ，

Hlin1620Mpa,FE1450Mpa

12

大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮 240HBS， Hlin2600Mpa,FE2440Mpa

由表11-5，安全系数取SH1.2,SF1.3 [H1] =[H2] =[F1] =[F2] =

Hlim1SH=517MPa =500MPa

Hlim2SHFE1SF=346MPa =338MPa

FE2SF

2. 齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择8级

3.初步设计齿轮传动的主要尺寸

低速级传动比i33.15，高速轴转速n2140.49r/min传动功率

P24.97kw

d0.8 K1.6齿宽系数齿轮按8精度制造。取载荷系数（表11-3）（表11-6）

小

齿

6轮

P2n29.55106上

4.97140.495转矩

T19.55103.3710Nmm

弹性系数取ZE188((表11-4)，标准齿轮ZH2.5

3d132KT1du1u(5ZHZE[H])221.63.37100.83.1711882.52() 3.17517117mm齿数z135，则z23.1535110.25，取

i3z2z1111353.17

Z2111则实际传动比

13

模数md1Z1117353.35mm

齿宽bdd10.811796.3mm 取b295mm,b1100mm 按

表

4-1

取

m3.5mm，

d1353.5122.5mm，

d21113.5388.5mm

中心距a

d1d22257.75mm

4.低速级齿轮弯曲强度不做验算

5.小齿轮的圆周速度

vn1d16010003.14140.49112.256010000.83m/s

对照表11-2 可知选用8级精度是合适的 、、

（三）齿轮的结构设计 单位（mm） 高速齿轮 小齿轮 大齿轮 齿数z 分度圆直径d 齿数m 齿顶高ha 齿根高hf 齿顶圆直径da 低速齿轮 小齿轮 大齿轮 35 112.5 3.5 3.5 4.375 119.5 111 388.5 3.5 3.5 4.375 395.5 21 73.5 3.5 3.5 4.375 80.5 87 304.5 3.5 3.5 4.375 311.5 齿根圆直径df

.75 195.75 103.75 397.75 14

齿宽 b 65 60 100 95 七、轴的结构设计计算

1.轴的选材：选用材料为45缸，调质。

[1b]60Mpa 查《机械设计基础》P241表14-1.查取碳素钢B650Mpa、

C118~107 查《机械设计基础》P245表14-2.查45钢取[]30~40Mpa、

2.轴的设计

（1）高速度轴

3按纯扭转强度估算轴径（最小直径）dC3Pn

d1CPn24.78~22.47mm，轴承选6208。

因轴的最小端开有键槽，轴径增大5%，取d125mm 高速轴齿轮由于尺寸原因把齿轮与轴做成一体，即X《2.5mt

15

（2）中间轴

3按纯扭转强度估算轴径（最小直径）dC3Pn

d2CPn38.94~35.31mm，取d235mm，轴承选6307。

（3）低速轴

3按纯扭转强度估算轴径（最小直径）dC3Pn

d3CPn50.6~55.8mm， 轴承选6214

最小端开有键槽，轴径增大5%，取d256mm

16

（4）中间轴的强度校核

中间轴上小齿轮直径d1325.5mm，转矩T39.7610Nmm

周向力：Ft轴向力：0

径向力：FrFtcos202183N

右上图可知，危险截面在齿轮的轴段中心处 扭矩：

52T3d429.761055997N

Tw,wtD163,D75mm,

max11.8Mpa弯矩：

MwFrlw,wD323,l81mm

4.3Mpa所以e42224Mpa[1b]60Mpa

此轴满足刚度条件

17

力学模型的绘制

初步选定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋；根据中间轴所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋。根据要求

齿轮2：Ft2Ft1 Fr20

Fa2Fa1Ft1tan1373.02tan14.25N348.70N

齿轮3：Ft32T2d32136.00110101.91232T1d1235.4151051.5873N1373.02N

N2668.99N

Fr30

18

Fa3Ft3tan2668.99tan13.73N652.11N

（三）计算反支力：

1．垂直面反支力（XZ平面）参看图7b。

由绕支点B的力矩和MBV0，得：

FRAV(L1L2L3)Fr2L3Fa2

208.413101.912515.6037348.70652.111000.01(6537)N22d22Fa3d32Fr3(L2L3)

13358.09N

FRAV13358.09/(L1L2L3)13358.09/(506537)N87.88N，

方向向下。

同理，由绕支点A的力矩和M

FRBV(L1L2L3)Fr2(L1L2)Fr3L1Fa2d22Fa3d32AV0，得：

208.413101.912 515.60(5065)1000.0150348.70652.11N2260572.23N

FRBV60572.23/(L1L2L3)60572.23/(506537)N398.50N，方向也向下。

由轴上的合力FV0，校核：

FRBVFRAVFr2Fr3398.5088.78515.601000.010，计算无误。

2．水平面支反力（XY平面）参看图7d。

由绕支点B的力矩和MBH0，得：

FRAV(L1L2L3)Ft2L3Ft3(L2L3)

19

1373.02372668.99(6537)N 323038.72N

FRAV323038.72/(L1L2L3)323038.72/(506537)N2125.25N，方向向下。

同理，由绕支点A的力矩和MAH0，得：

FRBV(L1L2L3)Ft3L1Ft2(L1L2)

2668.99501373.02(5065)N

291346.8N

，

FRBV291346.8/(L1L2L3)291346.8/(506537)N1916.76N方向也向下。

由轴上的合力FH0，校核：

Ft2Ft3FRAHFRBH1373.022668.992125.251916.760，计算无

误。

1．A点总反支力FRA

B点总反支力FRB

FRBVFRBH22FRAVFRAH2288.782125.25N2127.10N

22398.501916.76N1957.75N

22八、滚动轴承的选择及校核计算

根据轴的设计选取轴承 高速轴：轴承型号6208 中间轴：轴承型号6307 低速轴：轴承型号6214

中间轴轴承寿命计算校核

中间轴径向力FrFtcos202183N 则当量动载荷PFr2183N

20



查机械设计手册轴承6214的额定动载荷Cr46800N 要求使用寿命为十年，两班制工作 则Lh12103001624000h

查《机械设计基础》表16-13。因为受轻微冲击载荷，所以其载荷系数fp1.1 而滚动体为球体，所以

3,取常温下工作取fT1

Lh1060n(fTCfpP)代入数据的Lh1.9106h24000h

3所以满足寿命要求

九、联轴器的选择计算

轴孔长度用J型

根据低速轴联轴器安装处轴径d=56mm 查机械设计手册取联轴器型号为YL10J5684

小带轮处联轴器安装的轴径d=38，取联轴器型号为YL7J3860

十、键联接的选择及校核计算

查《机械设计基础》表10-10键的取材为45钢则在轻微冲击中许用挤压应力[p]120Mpa

这里只以中间轴上的键为例。由中间轴的西部结构设计，选定：高速级大齿轮处键1为bhL12mm8mm50mm（t7mm，r0.3mm），标记：键1870GB/T 1096—1979；低速级小齿轮键2为

bhL12mm8mm50mm（t7mm，r0.3mm），标记：键18110GB/T 1096—1979；由于是同一根轴上的键，传递的转矩相同，所

；键的接触高度

；传递的转矩T2TII628.6Nm；按课

p以只需校核短的键1即可。齿轮轴段d35mm；键的工作长度

lLb7018mm52mmk0.5h0.511mm5.5mm本表6-2查出键静联接时的挤压须用应力轴的材料均为45钢调质）。

100MPa（键、齿轮轮毂、

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3p2T10kld2136.00110005.55235MPa27.173MPa，键联接强度足够

p

十一、箱体的设计

（一）机体有足够的刚度：

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

（二）考虑到机体内零件的润滑，密封散热：

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm，为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3。

（三）机体结构有良好的工艺性：

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便。

（四）对附件设计：

1．视孔盖和窥视孔：

在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。

2．油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

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3．油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。

4．通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。

5．螺钉：

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。 6．位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。 7．吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。

十二、润滑方式

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于(1.5~2)105mmr/min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。

油的深度为Hh1（H30,h134），所以Hh13034。

其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

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密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

十三、设计小结

这次的课程设计，对于培养我们理论联系实际的设计思想；训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际关系和解决工程实际问题的能力；巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

在这次的课程设计过程中，综合运用先修课程中所学的有关知识与技能，结合各个教学实践环节进行机械课程的设计，一方面，逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力，特别是提高了分析问题和解决问题的能力，为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

整理人：柳苏哲

十四、参考文献

一、杨可帧、程光藴、李仲生主编. 机械设计基础.北京：高等教育出版社，2006

年5月

二、王昆、何小柏、汪信远主编. 机械设计、机械设计基础课程设计. 北京：高等教育出版社，1996年

三、机械设计课程设计手册，第2版。北京：高等教育出版社，1999。

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