机械设计课程设计一级减速器设计说明书

课程设计的内容设计题目：带式输送机传动装置设计一、传动方案简图二、已知条件：1、带式输送机的有关原始数据：减速器齿轮类型： 直齿圆柱齿轮 输送带工作拉力2.2 kN；输送带工作速度1.6 m/s；滚筒直径450 mm.2η=0.9（包括滚筒与轴承的效率损失；312（300天计算载荷有轻微振动；4、工作环境：运送砂、石等，室内常温，灰尘较大；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；7、动力来源：电力，三相交流，电压380／220V。三、设计任务：1、传动方案的分析和拟定2、设计计算内容1)运动参数的计算，电动机的选择； 2)V带传动的设计计算；3)齿轮传动的设计计算； 4)轴的设计与强度计算；5)滚动轴承的选择与校核； 6)键的选择与强度校核；7)联轴器的选择。3、设计绘图：减速器装配图一张A0或A1图纸；零件工作图2张（A2或A3图纸；设计计算说明书1份>6000字；减速器三维爆炸图（此项选做。CAD的装配图草图和手写计算说明书草稿。四、主要参考书目[1]李育锡.机械设计课程设计[M].北京：高等教育出版社，2008.[2]濮良贵.机械设计（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006.[3]成大仙.机械设计手册（第5版）[M].北京：化学工业出版社，2007.目 录机械设计基础课程设计任务书……………….一、传动方案的拟定及说明………………….二、电动机的选择…………….三、V带的设计计算………..四、轴的设计及校核计算…………….五、滚动轴承的选择及计算………………….六、键联接的选择及校核计算……………….七、高速轴的疲劳强度校核……………….….八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择…..........九、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….-1-设计计算及说明 结 果设计任务书一、传动方案的拟定及说明（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驱动卷筒的转速n，即Wn 601000v6010001.667.9rminW D 450 nW

67.9rmin二、电动机选择电动机类型和结构型式Y它为卧式封闭结构电动机容量Fv 2.21.61)

3.67kW

P3.67kWW 0.96w W2)传动装置的总效率 21 2 3 41

...为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效2率。由参考书表3-1查得：V

=0.96；深沟球轴承1

0.99；7级精度圆柱齿轮传动0.98；弹性联轴器3

0.99则0.960.9920.980.990.913

0.9133)Pd

3.67pWp 0.913

4.02kW

P4.02kWdPm由参考书表17-7选取Y系列三相异步电动机Y132M1-6主要参数：Pm

4kW

P4kWm-2-满载转速nm

=960r/min

设计计算及说明 结 果中心高H=132mmE=80mm键槽宽度F=10mm

n=960r/minmD=380.018mm0.002键槽深度GDG38335mm4、计算传动装置的总传动比i并分配传动比n 960i=mnw

67.9

14.14

i=14.14分配传动比 假设V带传动分配的传动比i1

3，则一级圆柱齿轮减速器传动比i2

i=14.144.71i 32

i31i4.712三、V带的设计计算1．设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：两班制（共16h有轻微振动，所需传递的额定功率p=4kw小带轮转速n960r/min，大带轮转速n1

320r/min，传动比i1

3。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等。1、计算功率pa

由表8-7查得工作系数KA

K1.2Ap=Kca

P1.24kw4.8kw2)、选择V带型 根据pca

、n8-10A1

p=4.8kwca3、确定带轮的基准直径dvd(1)、初选小带轮的基准直径d

，表8-6和表8-8，取小带轮基d1d准直径dd1

106mm

-3-

d 106mmd1设计计算及说明 结 果vdnv 1

106

m/s5.33m/s

v5.33m/s601000 601000因为5m/s<5.33m/s<30m/s,带轮符合推荐范围8-15d idd 1 d2

3106mm318mm，查表8-8取dd2

=315mm

d =315mm由于实际传动比i=3152.97非常接近3，故取传动比i3 d21106 1VaLda、根据式8-200.7(dd1

d)ad 2

2(dd1

d)d20.7(106315)a2(106318)0294.7a0

842初定中心距a0

=500mm

a=500mm0b、由式8-22计算带所需的基准长度l=2a+0 0 2

d d2

d d 2d1 d24a

l=1705.3mm00=2×500+π×0.5×106+315（315+106（315-106/4×500＝1705.3mm8-2ldc.计算实际中心距

=1800mm

l=1800mmda＝a+(l -l)/2＝500+（1800-1705.3）/2547mm0 d 0中心距满足变化范围:262.5—750mm（5）.验算小带轮包角＝180°-（d -d ）/a×57.3°1 d2 d1

a547mm158°1-4-设计计算及说明 结 果＝180°-（315-106）/547×57.3°158°>90° 包角满足条件（6）.计算带的根数单根V带所能传达的功率根据n1

=960r/min和dd1

=106mm表8-4a用插值法求得p0

1.1kw单根v带的传递功率的增量Δp0Avn1

=960r/min，转动比i=38-4bΔp0计算v带的根数

=0.112kw

Δp=0.112kw0查表8-5插值得包角修正系数k=0.94,表8-2得带长修正系数k=1.01L

k=1.01Lp=(p+Δp)×k×k=(1.1+0.112)×0.94×1.01=1.18KW p=1.18KWr 0 0 L rZ= pca=4.8/1.184 4

Z4pr（V由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m故F0min

＝500

(2.5kZVk

)pca+q

2=189.66N

F0min

=189.66N（FPF=2Z

sin(

/2)=1489.4N

F=1489.4NP 0min 1 P（9）.带轮的设计结构A.带轮的材料为:HT200B.V带轮的结构形式为:腹板式.C．结构图（略）2、齿轮传动设计 选择直齿圆柱齿轮-5-设计计算及说明 结 果先设计高速级齿轮传动1、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB<=350HBS),7级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB=280HBS1大齿轮 45钢 调质处理 HB=240HBS22)、按齿面接触强度计算:z=24，zi1 2

z，z1

=244.71=113.04，取z2

=113 z=241d2.323

KTi12

1

2 zE2

=113 i d 2 H确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.3b.计算小齿轮的转矩:小齿轮输入功率 P=P=3.84kw1 m 1n

P=3.84kw1小齿轮转速 n1小齿轮的转矩 T1

m=320r/mini195.5105P 11.146105Nmmn1

T1.146105Nmm110-6ZE

1=189.8MPa21由图10-21d

Z =189.8MPa2Elim1

=600MPa；

lim

=550MPa

lim1

=600MPa10-13

lim2

=550MPaN60njL

603201(8212300)1.106109

N1.1061091 1 h 11.106109N 2.3481082 4.71

N2.3481082K =0.9210-19

HN

=0.92

HN

=0.96

HN1KHN

=0.96-6-设计计算及说明 结 果安全系数S=1H1

=K HN1

lim1

/S=552Mpa

=552MpaH1=H2

HN

lim

/S=528Mpa

=528MpaH2代入

中的较小者d

2.323

KTi12

1

2E

=66.3mmH 计算

i d 2 H

d66.3mm1t（1）计算圆周速度:

V=1.11m/sV=d n1t1

/60000=1.11m/s（2bmht

b=66.3mmb=d

d=166.3mm=66.3mm1tm=d/z=2.76mmt 1t 1

m=2.76mmth=2.25m=6.22mmtb/h=66.3/6.22=10.66、计算载荷系数

h=6.22mmb/h=10.66v=1.11,710-8KV

1.02

K1.02V由表10-3直齿轮可得K K 1.1H F

K K 1.1H F10-2KA

1.25

K1.25A由表10-4插值得K 1.42H由表10-13插值的K =1.28F故载荷系数KKKK K 1.251.021.11.421.99A V H H、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，

K 1.42HK =1.28FK1.99由式10—10a得 d=d1 、计算模数m

K3K=76.4mmt

d=76.4mm1m=d/Z1

=3.18mm-7-标准化得m3

设计计算及说明

结 果m3、按齿根弯曲强度校核2Y由 1FaSa2YKTY

进行校核F m3z Fd 1(1)、计算载荷系数:KKKK K 1.251.021.11.281.795A V F F

K1.795（210-5YFa

2.65，YSa

1.58

Y 2.6510-20C

FE1

=500MPa

FE

=380MPa

FaY 1.58Sa10-18

FN1

=0.90,

FN2

=0.95

=500MPaS=1.4,10-12

FE1F1

FN1

FE1

/S=321.4MPa

=380MPaFE2F2

FN2

FE

/S=257.86MPa

KFN1K

=0.90=0.95 1FaSa

= 21.7951.1461052.651.58

=93<

FN2F m3z 13.183242d 1F

F2

257.86MPa F93所以齿根弯曲强度满足要求、几何尺寸计算、分度圆直径d1d

Zm24372mm1Zm1133339mm

d72mm2 2、计算中心距

1d339mm2(mz(a1

z2

205.5mm2、计算齿轮宽度bdd

72mm

a205.5mmB72mmB2

77mm

B72mm2（略）配合后面轴的设计而定-8-

B77mm1设计计算及说明 结 果四、轴的设计及校核计算轴的设计1．高速轴Ⅰ设计40Cr，15-3，取A1100初算轴的最小直径 A0

110d

P 3.84311103 25.18mmmin 0 n1

320高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟V带轮轴孔直径。因为带轮轴6%，

min

=26.7mm。查得带轮轴孔有20，22，24，25，28高速轴工作简图如图(a)所示

min

=28mm

d =28mmmin首先确定个段直径Ad1Bd2

=28mm 由最小直径算出=35mm，35mm-9-

d=28mm1设计计算及说明 结 果Cd3

=40mm，与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径 d2

=35mmD段：d4

=44mm,设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mm，高速轴内

d=40mm344mm

d=44mm4Ed5Fd6

=56mm,设计定位轴肩高度h=6mm=40mm,与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径 d5

=56mm第二、确定各段轴的长度AL=1.828=50.4mm,L=50mm

d=40mm61BL2CL

1=58mm，考虑轴承盖与其螺栓长度然后圆整取58mm=65.5mm,与轴承（6008（两个）

L=50mm13上甩油环长度，以及内箱壁至轴承座端面距离

L=58mm2L=65.5mmDL4

3=73mmB=77mm4mm1定L=73mm4

L=73mm4EL5

=9.5mm由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内壁的距离确定 L5

=9.5mmFL6

45mm，由甩油环的宽度和深沟球轴承（两个）的长152mmL=298mm

L45mm62、低速轴Ⅱ的设计计算1P2=P123转速n=n=67.9r/min转速2 w

3.840.980.993.73kw

L=298mmP=3.73kw22转矩T=2

95.51053.7367.9

N/mm5.25105N/mm

n=67.9r/min24515-31，T2=取A1120初算轴的最小直径

5.25105N/mmA1120-10-d

设计计算及说明 结 果P 3.733 21123 42.58mmmin 0 n2

67.9

d 42.58mmmin因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，d

=45.13mm。根据min减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与联轴器配合部分，取K=1.3A

联轴器的计算转矩

K=1.3ATKTca A

1.35.25105N/mm6.83105N/mm

T6.83105N/mm按照计算转矩Tca

应小于联轴器公称转矩的条件查手册选用LX3 ca弹性柱销联轴器，其公称转矩为1.25106N/mm,选择联轴器的轴孔直径d48mm，轴孔长度Y型112mm轴Ⅱ的设计图如下：首先，确定各段的直径Ad1

=48mm,与弹性柱销联轴器配合

d=48mm1Bd2

=55mm，设定定位轴肩高度h=3.5mm,根据油封标准，选择轴径为55mm d=55mm2Cd3

=60mm，与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径D4

=66mm,设定非定位轴肩高度为3mm,低速轴内径为66mm d3

=60mm-11-Ed5

设计计算及说明=78mm,6mm

结 果d=66mm4Fd6

=60mm,与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径 d5d

=78mm=60mm然后确定各段距离： 6AL=112mm,根据弹性柱销联轴器XL3Y1

L=112mm1BL2CL

=58mm,考虑轴承端盖螺栓与联轴器不发生干涉=46mm,与轴承（深沟球轴承6012）配合,考虑甩油环长

L=58mm23度，以及内箱壁至轴承座端面距离

L=46mm3D

=68mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽B4

=72mm

L=68mm离4mm 4EL5

=12mm,由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内

L=12mm壁的距离确定 5FL6

=30mm，18mm

L=30mm轴的校核计算 6高速轴:求轴上载荷21.146105Ft1

1 3183.3N72

F=3183.3Nt11FF

tan3183.3tan2001158.6N

F1158.6Nt1 V带上的压轴力F=1489.4Np经分析该结构为超静定问题，为了便于分析，先取内侧的轴承对分析，如果其符合要求，则再加上外侧的轴承对，轴一定满足要求。受力如右图：-12-

F=1489.4Np设计计算及说明 结 果L105.5mm1L67.5mm2L67.5mm3由材料力学知识得在水平方向上H：

L105.5mm1L67.5mm2由FH

0得，FNH1

FNH2

FFp

L67.5mm3对C点求矩FL

LF

L0p 1 2

NH12

NH23弯矩

FL，M F LH1 P1 H2 NH23在垂直方向上V：由FV

得，F

F FNV2 t1C

F LNV12

F L0NV23弯矩M MV1 解得

F LNV13水平支反力:FNH1

3227.6N，FNH2

589.6NM 1.57105N/mm，MH1

3.98104N/mm

F 3227.6N垂直支反力:

NH1F 589.6NFNV1

1591.7N,FNV2

1591.7N

NH2M MV1

1.07105N/mm

F 1591.7N合成弯矩M1.57105N/mm,MB

M 2H2

21.14105NmmV2

NV1F 1591.7NNV2B

MM1.0710N/mm-13-

M1.57105N/mmB设计计算及说明 结 果按弯矩合成应力校核轴的强度，取=0.6 M CM ca

2T21W

1.5710520.61.1461050.1403

26.78MPa1.14105Nmm高速轴的材料为40Cr，由表15-1查得70MPa，由 <1 ca1综合可知该轴符合强度条件!低速轴求轴上载荷齿轮上的分力：

26.78MPaca70MPa12TdF 2dt22

25.25105339

3.097103NF F2 t

tan2006.928103N受力如右图：

F3.097103Nt2F 6.928103N2L69mm，1L69mm2-14-由材料力学知识可得在水平方向上H

设计计算及说明

结 果L69mm，169mm2由FH

0得，FNH3

F FNH4 2对C点求矩F LNH31

F L0NH42弯矩 M MH3

F LNH31在垂直方向上V：由FV

0得，FNV3

F FNV4 t2对C点求矩弯矩 M MV3

F LNV31F LNV31

F LNV42解得水平支反力:FNHFNH

3464N3464NMH3 H

2.39105Nmm

FNH3

3464N垂直支反力:

FNH

3464NFNVFNV

1548.5N1548.5N

M MH3 H

2.39105NmmM MV3 合成弯矩

1.068105Nmm, NVFFFNV4

1548.5N1548.5NM M 1.068105NmmM= C

2+MV1

22.62105Nmm,V3

V3 V4由图可知,C

2 2

M=2.62105NmmM

2T22

2.62

0.65.25105

C14.25MPaca W

0.1663轴的材料为45钢，由表15-1查得60MPa，由 < 14.25MPa1 ca 1 ca故符合强度条件!-15-设计计算及说明五、滚动轴承的选择及计算1.高速轴轴承两对 型号6008深沟球轴承V

结 果60MPa1把F，F 均等作用在靠近V带的两个轴承上H1 V1计算靠近V带的两个轴承上的近似径向载荷：F 2 F 2 3227.62 1591.72F NH1NV1 1799.3Nr 2 2 2 2 计算轴承当量载荷,取载荷系数fp

1.2，轴向载荷理论上为0，F故ae13-5X1,Y0FFrPfp

XFr

YF2159.16Na查参考书可知6008深沟球轴承的基本额定负载Cr

17kN（动载荷）C 11.8kN(静载荷)0r

P2159.16N所以取C=Cr

1.7104N校核轴承寿命106 C 106 1.7104L ( )h ( )3h25420.9h5.3

C=C

1.7104Nh 60n1

P 603202159.16 r300242低速轴轴承 型号6012深沟球轴承计算轴承的径向载荷：

L25420.9hhFr3F2rNH3F2rNV3 346421548.523794.7NF r4F2rNH4F2rNV4 346421548.523794.7N34fpF

1.2

F3794.7Nr3F 3794.7Nr40，

ae13-5XF 1r

1,Y1

0 X2

1,Y02PfXFY

4553.64N

f1.2p3 p 3r3 3a3-16-设计计算及说明 结 果Pf

X

Y

4553.64N

X1,Y04 p 4r4 4a4 1 1PP3

P=4553.64N4

X1,Y02 2校核轴承寿命( )hL10( )h

106

3.15104( )3h1.404105h29.25h 60n2

P 6067.9 3794.7按一年300个工作日,每天2班制.寿命4年.故所选轴承适用。六、键联接的选择及校核计算高速轴上与带轮相联处键的校核键b×h×L=8740[圆头普通平键]（A型） 单键键联接的组成零件均为钢，由表6-2查得许用挤压力p =100 120MPa,取平均值，p lLb40-8mm=32mm,k=0.5h=3.5mm由式（6-1）可得

L1.404105hh2T10 1

2114.610373.1

<110MPap kld 3.53228满足设计要求高速轴上与小齿轮相连处键的校核键b×h×L=14965（A型） 单=110MPaP

73.1MPap

1032114.610322.7

<110MPap kld 4.55144满足设计要求低速轴上与联轴器相联处键的校核采用键A，b×h×L=14×9×100 单

22.