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一级圆柱齿轮减速器的设计本科毕业设计

带式输送机传动装置设计计算说明书设计课题：带式输送机传动装置中的

一级圆柱齿轮减速器的设计

机械设计课程设计计算说明书

一、机械课程设计任务书 (3)

二、传动方案的拟定 (5)

三、电动机的选择 (5)

四、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比 (7)

五、传动装置的运动和动力设计 (7)

六、普通V带的设计 (10)

七、齿轮传动的设计 (15)

八、传动轴的设计 (18)

九、箱体的设计 (26)

十、键连接的设计 (29)

十一、滚动轴承的设计 (30)

十二、润滑和密封的设计 (31)

十三、联轴器的设计 (32)

十四、主要参考资料 (32)

十五、设计小结 (33)

《机械设计》课程设计任务书

一、设计题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器

二、传动方案图：

三、原始数据：

输送带压力F（N）2700N

输送带速度v(m/s) 2.3

滚筒直径D（mm）320mm

四、工作条件：

1.工作条件: 两班制,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘(运输带与滚筒摩擦阻力影响已在工作拉力F中考虑)，环境最高温度350C。

2.使用期限:8年；检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。

3.生产批量:小批量生产。

4.生产条件:一般机械厂,可加工7-8级齿轮。

5.动力来源:电力，三相交流380/220伏。

五、设计工作量：

1、减速器装配图一张：1号图纸（手工绘图）

2、零件图：输出轴零件图一张，2号图纸

3、设计说明书：1份（不少于6000字）

六、主要参考文献：

[1] 龚桂义等.机械设计课程设计指导书. 北京：高等教育出

版社，2003

[2] 濮良贵、纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2004

[3] 吴宗泽.机械零件手册. 北京：机械工业出版社,2004

[4]吴宗泽、罗圣国. 机械设计课程设计手册.北京：高等教育

出版社，2006

计算过程及计算说明

二、传动方案的拟定

①．设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

a.工作条件：使用年限8年，工作为两班工作

制，载荷平稳，室内工作，有风尘。

b.原始数据：滚筒圆周力F=2.7kN；

带速V=2.3m/s；

滚筒直径D=320mm；

②. 方案拟定

采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

③传动方案图

三、电动机的选择

①.电动机类型和结构的选择

选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机为一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。其结构简单，工作可靠，价格低廉，具有防尘，防铁屑的特点，适用于无特殊要求的机械上。

②.计算电动机功率，转速

工作机/带式输送机功率：P w=FV/1000=2.7×2.3×1000/1000=6.21KW

传动装置的总功率：η总=η带×η轴承3×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.9933×0.97×0.99×0.96=0.859

电机所需的工作功率：P d=P w/η总

=6.21/0.859=7.229KW

计算滚筒工作转速：n w=60×1000V/πD

=60×1000×2.3/π×320

=137.3 r/min

根据机械设计手册P5表1推荐的传动比范围，取圆柱齿轮传动单级减速器传动比范围I’=2～4，取V 带传动比I1’=3～5。则总传动比理论范围为：I a’=6～20。

所以电动机转速的可选范围为n’d=I’×n w=（6~20）×137.3=823.8～2746r/min

符合这一范围的同步转速有1000r/min和1500r/min两种。根据容量和转速，由机械设计手册P167表12-1和P170表12-6可知有两种适用的电动机型号：因此有两种传支比方案：适用的电动机型号：（如下表）

方案电动

机型

号

额

定

功

率

电动机转速

(r/min) 电动

机质

量kg

参考

比价

传动装置传动比

同步

转速

满载

转速

总传动

比

V带传动

比

减速器传动

比

1 Y160M-6 7.5 1000 970 119 5.00 7.07 2.17 3．26

2 Y132M-4 7.5 1500 1440 81 3.52 10.51 2.65 3.97

综合考虑电动机和传动装置尺寸、质量、参考比价和带传动、减速器的传动比，可见第1方案比较适合，选定电动机型号为Y160M-6。

四、确定传动装置的总传动比和分配各级的传动比

由所选定的电动机满载转速n电动=970和工作机主动轴转速n卷筒=137.3可得：

总传动比：i a=n电动/n筒=970/137.3=7.064

通常i齿轮≈（1.4～1.6）i带，故取i齿轮=1.5 i带

i带=ia /1.5 =7.07/1.5 =2.17

i齿轮=i a/i带=7.07/2.176=3.26

五、传动装置的运动和动力设计

各轴功率，转速，转矩计算

0轴：

输出功率：P o=P d=7.229KW,

转速：n0= n m= 970 r/min ,

输出转矩：T o=9550 P0 / n0 =9550×7.229 / 970

= 71.18×103 N·mm

I轴：

输入功率：P I=P0×η带=7.229×0.96=6.94KW 转速：n I=n0/i带=970 / 2.17=447.0 r/min

输入转矩：T I=9550×P I/n I=9550×6.94 / 447.0

=148.27×103 N·mm

输出功率：P I’ =P I×η轴承=6.94×0.99=6.87ＫＷ输出转矩：T I’ = 9550×P I’/n I =9550×6.87/447.0

=146.775×103N·mm

II轴：

输入功率：P II=P I’×η齿轮=6.87×0.97=6.664KW 转速：n II=n I/i齿轮=447/3.26=137.1 r/min

输入转矩：T II=9550P II/n II=9550×6.664/137

=464.534×103N·mm

输出功率：P II’=P II×η轴承=6.664×0.99=6.597KW 输出转矩：T II’=9550P II’/n II =9550×6.597/137

=459.864×103N·mm

III轴：

输入功率：P III =P II ’×η

联轴器

=6.597×0.99=6.524KW

转速： n III =n w =137 .1r/min

输入转矩：T III =9550P III /n III =9550×6.524/137

=454.263×103N ·mm

综合以上数据，得表如下：

轴名

功率P （KW ）转矩T （N ·m ）转速n r/min 传动比 i 效率 η 输入输出

输入输出电动机轴 7.229 7.229

71.17

970

2.17

0.96

Ⅰ轴

6.94

6.87

148.27 146.775 447

3.26 0.96

Ⅱ轴

6.664 6.597 464.534 459.864 13

7.1

1.00 0.98

III 轴 6.531 6.269 455.263 450.737 137

六、 V带的设计

选择普通V带型号

由P C=K A·P d=1.1×7.5=8.25（KW）

根据课本P130图6-8得知其交点在A，B型带交界处，故有A，B型带两种方案可供选择。

方案一：取A型带

①．确定带轮的基准直径

取小带轮d d1=112 mm

带速验算：V=n1×d d1×π/ 1000×60)

=970×112×π/（1000×60）

=5.688 m/s

介于5~25m/s范围内，故合适。

大带轮基准直径d d2=d d1×n1/n2

=112×970/447=243.043mm 按课本P132表6—6，取d d2= 250 mm（i带略有增大，但其误差小于5%，故允许。）

实际从动轮转速：n2=n0×d d1/ d d2

=970×112/250=434.56 r/min 转速误差小于5%，所以可行。

②确定带长和中心距a：

0.7×（d d1+d d2）≤a0≤2×（d d1+d d2）

0.7×（112+250）≤a0≤2×（112+250）由课本P131表6-4查得K A=1.1

253.4≤a0≤724

初定中心距a0=500 mm，则带长为

Ld0=2×a0+π×（d d1+d d2）/2+（d d2-d d1）2/(4×a0)

=2×500+π×（112+250）/2+（250-112）2/(4×500) =1578.15mm

选用基准长度Ld=1600 mm

实际中心距：

a=a0+(L d-Ld0)/2=500+(1600-1578.15)/2=521.85mm

③验算小带轮上的包角α1

α1=180°-(d d2-d d1)×57.3°/ a

=180°-（250-112）×57.3°/a=164.8°﹥120°

所以小轮包角合适

④确定V带根数

Z=P C/（(P1+△P1)×K L×K

α）

=8.25/（（1.40+0.11）×0.99×0.95）

=5.809

故取6根A型V带

⑤计算轴上的压力

F0=500×P C×（2.5/K

α-1）/z×v+q×v

=500×8.25×(2.5/0.95-1)/(6×5.69)+0.10×5.692 =200.433 N

⑥计算作用在轴上的压力课本上

由P128表6-3查得

P1=1.40KW；

由P134表6-7查得△P

=0.11KW；

由P121表6-2查得

K L=0.99；

由P135表6-8查得

Kα=0.95

由课本P120表6-1得q=0.1kg/m

F Q=2·z·F0·sin(α/2)

=2×6×200.433×sin(164.85°/2)

=2384.206 N

方案二：取B型带

①．确定带轮的基准直径

取小带轮d d1=160 mm

带速验算：V=n1×d d1×π/ (1000×60)

=970×160×π/（1000×60）

=8.12 m/s

介于5~25m/s范围内，故合适。

大带轮基准直径d d2=d d1×n1/n2

=160×970/447=347.203mm 按课本P132表6—6，取d d2= 355 mm（i带略有增大，但其误差小于5%，故允许）

实际从动轮转速：n2=n0×d d1/ d d2

=970×160/355=437.18 r/min 转速误差小于5%，所以可行。

②确定带长和中心距a：

0.7×（d d1+d d2）≤a0≤2×（d d1+d d2）

0.7×（160+355）≤a0≤2×（160+355）

360.5≤a0≤1030

初定中心距a0=700 mm，则带长为

Ld 0=2×a 0+π×（d d1+d d2）/2+（d d2-d d1）2/(4×a 0)

=2×700+π×（160+355）/2+（355-160）2

/(4×700) =2222.54mm 选用基准长度Ld=2240 mm 实际中心距： a=a 0+(L d -Ld 0)/2=700+(2240-2222.54)/2=708.73mm ③验算小带轮上的包角α1 α1=180°-(d d2-d d1)×57.3°/ a =180°-（355-160）×57.3°/a=164.23 α1﹥120°，所以小轮包角合适 ④确定V 带根数

Z=P C /（(P 1+△P 1)×K L ×K α）

=8.25/（（2.72+0.3）×1.00×0.95） =2.87

故取3根B 型V 带 ⑤计算轴上的压力

F 0=500×P C ×（2.5/K α-1）/z ×v+q ×v 2

=500×8.25×(2.5/0.95-1)/(3×8.12) +0.17×8.122 =287.492N

⑥计算作用在轴上的压力 F Q =2·z ·F 0·sin(α/2)

课本上

由P 128表6-3查得

P 1=2.72KW ；由P 134

表6-7查得

△P 1=0.3KW ；由P 121

表6-2查得K L =1.00；

由P 135表6-8查得

K α

=0.95

由课本P120表6-1得

q=0.17kg/m

=2×3×287.492×sin(164.23°/2) =1708.644 N

综合V 带根数和轴上压力，方案二更合适。即选用B 型带，小带轮d d1=160mm,大带轮d d2=355mm ；带宽B 2=（Z-1）×e+2×f=2×19+2×12.5=63。 ⑦V 带轮设计

V 带轮选用选用腹板式。带轮示意图如下：

斜度1:25

S2 dr

dh d

H L

七、齿轮传动的设计：

①选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。

小齿轮选软齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为40Cr 调质处理，齿面硬度为250HBS ，大齿轮选用45号钢调质处理，齿面硬度为220HBS ，选8级精度。

②选择齿数和齿宽系数 Z 1=25

Z 2=Z 1×i 齿轮=25×3.26=81.5≈82

查书知齿宽系数ψd=0.8～1.4，所以取ψd=1 ③确定轮齿的许用应力

根据两轮轮齿的齿面硬度，由课本P 185，P 187图7-21，图7-22查得两轮的齿跟弯曲疲劳极限和齿面接触疲劳极限分别为：

ζFlim 1=580Mpa ζFlim 2=450M pa

MPa H 7001lim =］［ζ

MPa H 5702lim =］［ζ 查表知安全系数分别取取SF=1.25，SH=1

则 a F F F MP S 46425.15801lim 1===

ζ］［ζ a F F F MP S 36025

.1450

2lim 2===

ζ］［ζ

MPa S H

H H 7001

lim 1==

ζ］［ζ MPa S H

H H 5702

lim 2==

ζ］［ζ

④按齿面接触强度条件计算小齿轮直径计算小齿轮传递的转矩

T 1 =9.55×106×P/n 1=9.55×106×6.87/447 =146.775×103 N ·mm

载荷基本平稳且为软齿面齿轮，取载荷系数K=1.4

d1≥76.6

1113

????

??+］［ζΨH u u d kT

=76.6 2

570126.3126.311027.1484.13??

??+?? =72.128mm ⑤确定模数和齿宽

m=d 1/Z 1≥72.128/25=2.885 mm 取标准模数值 m=3 d 1=mZ 1=3×25=75 mm

齿宽b=Ψd ·d1= d1 ,所以取b=75mm ⑥验算齿根的弯曲强度

查课本P 182表7-4得两齿轮的齿形系数与应力修正系数:Y Fa1=2.63, Y Sa1=1.59, Y Fa2=2.226 , Y Sa2=1.7775

由课本P 182式7-18计算小齿轮齿跟弯曲应力

59.163.29

257510775.1464.1212^213

111???????=

=εζYsa Y m bz KT F Fa =101.84MPa

MPa YSa YFa YSa YFa F F 36.9659

.163.27775

.1226.284.10111221

2=???==σζ

⑦几何尺寸计算

分度圆直径：d 1=mZ 1=3×25=75mm d 2=mZ2=3×93=279mm 中心距： a=m （Z 1+Z 2）=3×（25+93）/2=177mm 齿顶高： ha=ha *×m=3 mm 齿根高： hf=m(ha *+c *)=3.75mm 齿高： h=ha+hf=6.75mm

齿顶圆直径： d a1=d 1+2ha=81mm d a2=d 2+2ha=252mm 齿根圆直径： d f1=d 1-2hf=67.5mm d f2=d 2-2hf=238.5mm 基圆直径： d b1=d 1cos α=70.168mm d b2=230.15mm 分度圆齿距： p=πm=9.42mm 分度圆齿厚： s=0.5πm=4.71mm

⑧验算初选精度等级是否合适

齿轮圆周速度 v=π×d 1×n 1/(60×1000) =3.14×75×447/(60×1000) =1.754 m/s

查机械设计手册P129表10-4可知，精度等级为8级合适。

八、轴的设计

① .齿轮轴的设计

(1) 确定轴上零件的定位和固定方式（如图）

1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮轴的轮齿段 4—套筒 6—密封盖 7—轴端挡圈 8—轴承端盖 9—带轮 10—键

(2)按扭转强度估算轴的直径选用45钢调质，硬度217～255HBS 轴的输入功率为P Ⅰ=6.94KW 转速为n Ⅰ=447r/min

根据课本P 248（9-1）式，并查表9-2，取A=110

d ≥mm n P A 44.273

.39494

.6110·

33=?=Ⅰ (3)确定轴各段直径和长度

○1从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D 1=Φ30mm ，又带轮的宽

在前面带轮的计算中已经得到Z=3

度 B=（Z-1）×e+2×f =（3-1）×19+2×12.5=63 mm 则第一段长度L 1=61mm

○2右起第二段直径取D 2=Φ35mm

根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为15mm ，则取第二段的长度L 2=50mm

○3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d ×D ×B=40×80×18，那么该段的直径为D 3=Φ40mm ，长度为L 3=34mm

○4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D 4=Φ45mm ，长度取L 4= 10mm

○5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ81 mm ，分度圆直径为Φ75 mm ，齿轮的宽度为75 mm ，则，此段的直径为D 5=Φ75 mm ，长度

为 L 5=75 mm

○6右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D 6=Φ45 mm 长度取L 6= 10 mm

○7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D 7=Φ40mm ，长度L 7=36mm.

其余的数据手册

得到 D1=Φ30mm

L1=61mm

D2=Φ35mm L2=50mm

D3=Φ40mm L3=34mm

D4=Φ45mm L4=10mm

D 5=Φ75 mm L 5=75 mm

D 6=Φ45mm L 6= 10 mm

D 7=Φ40 mm L 7= 36 mm

⑷受力分析：

转矩T 1=9550×P/n=9550×6.94/447=148.27N ·m 齿轮轴上圆周力：F t1=2T/d 1=395N

F r1=F t2·tan ɑ=1439N

水平面上为：R AH =-Q(L 1+L 2+L 3)+F r3(L 2+L 3)=-1965.8N R BH =-Q-R AH +F H =-1653.4+1965.8+1439=1751.4N R AV =R BV =-F t1·L 3/(L 2+L 3)=-3954×72.5/(72.5+72.5) =-1977N ⑸弯矩计算：

M AH =Q ·L 1=1653.4×90.5=149632.7N ·mm M 1H=R BH ·L 3=1751.4×72.5=126976.5N ·mm 垂直面上：

M 1v =R AN ·L 2=-1977× 72.5=-143332.5N ·mm 合成弯矩M A =M AH =149.632kN ·mm

∴M 1=2

21N

H M M +=)5.1433325.126976(22+=191486N ·mm

W=πd 33/32= π×403 /32 =6280mm 3 抗扭截面系数为

W T =πd 33/16 = π×403 / 16=12560mm 3

弯曲应力为ζa=M A /W=149632.7/12560=23.8268MPa 扭剪应力为η=T 1/W T =14800/12560=11.78MPa

Ft1=395Nm

Fr1=144Nm