1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：用于帶式運輸機的一級圓柱齒輪減速器學院：機械工程與應用電子技術學院 目錄一、設計任務書 第3頁二、傳動系統方案的分析與擬定 第3頁三、電動機的選擇計算 第3頁四、傳動比的選擇 第5頁五、傳動系統運動的動力參數的計算 第5頁六、V帶設計 第6頁七、減速器外傳動零件的設計計算 第7頁八、 初步計算軸徑、選擇滾動軸承及聯軸器 第10頁九、 減速器高速軸的結構設計及強度校核 第11頁十、滾動軸承的選擇 第15頁十一、鍵的選擇及校核 第15頁十二、聯軸器的選擇 第16頁十三、減速器附件的選擇及簡要說明 第16頁十四、潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇 第16頁十五、箱體

2、主要結構、尺寸的計算 第18頁十六、設計總結 第18頁十七、參考資料 第18頁計算及說明結果一、設計任務書1、設計任務題目2：設計用于帶式輸送機的一級圓柱齒輪減速器.2、 原始數據（1）數據編號 A3（2）運輸帶工作拉力 F=1200N·m（3）運輸帶工作速度 V=1.7m/s3、工作條件 連續單向運轉，載荷平穩，空載起動，使用期限10年，小批量生產，兩班制工作，輸送機工作速度允許誤差為。二、 傳動系統方案的分析與擬定帶式運輸機傳動系統方案如下圖所示。 選用V帶傳動和閉式圓柱齒輪傳動。該方案傳動比不太大，效率較高，精度易于保證。閉式圓柱齒輪由電動機驅動，中間由V帶相連。電動機1將動力

3、傳到大帶輪2，再傳到減速器3，經聯軸器將動力傳至卷筒軸，帶動傳送帶工作。閉式齒輪傳動瞬時速比穩定，傳動效率高，工作可靠，壽命長，結構緊湊，外形尺寸小。其載荷平穩，空載起動，故輪齒可以做成直齒，用于的傳動。三、 電動機的選擇計算1、電動機類型的選擇 按工作要求選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機 ，電壓380V。因為此類型電動機應用廣泛、結構簡單、起動性能好、工作可靠、價格低廉、維護方便。2、電動機功率的選擇 工作機所需功率為：傳動裝置的總效率為：由設計書表2-3確定各部分效率:V帶傳動效率10.96 深溝球軸承效率（一對）20.99 一級閉式圓柱齒輪傳動效率（油潤滑）30.97； 聯軸器

4、效率40.99； 傳動滾筒效率50.96。 傳動裝置的總效率為：工作機所需功率為： 工作時載荷平穩，選擇電動機容量時應保證電動機額定功率等于或稍大于工作機所需的電動機功率，即。故由設計書表17-1選電動機額定功率。3、電動機轉速的選擇設i1為V帶傳動傳動比，設i2為一級閉式圓柱齒輪傳動比。滾筒軸工作轉速。由設計書表2-1得到i1在2到4之間，i2在1到5之間。則其總傳動比在4到20之間。由此可得，nd在481r/min到2405r/min之間。符合這一范圍的同步轉速有750r/min，1000r/min，1500r/min。現以三種轉速方案進行比較。方案電動機型號額定功率Ped/kW電動機轉速

5、n(r/min)電機質量(kg)總傳動比同步轉速滿載轉速1Y100L2-431500143038122Y132S-6310009606383Y132M-83750710796現選定電動機型號為132S6。電動機額定功率,滿載功率Ped=3kW轉速。轉速nm=960r/min。由表17-3可查得132S6主要外形及安裝尺寸如下：中心高H外形尺寸底腳安裝地腳螺栓直徑K軸伸尺寸裝鍵部位112216×1401238×8010×80四、 傳動比的選擇 運輸及傳動系統的總傳動比 =nd/nw=960/120.258i1為帶傳動傳動比，i2為一級閉式圓柱齒輪傳動比，取，則=i1

6、i2=8。五、傳動系統運動的動力參數的計算 0軸（電動機軸）：P0=Pd=3kWn0=n=960r/minT0=9550P0n0=95503960=29.84N·m 1軸（高速軸）P1=P01=30.96=2.88kwn1=n0/i01=9602.5=384r/minT1=9550P0n0=95502.88384=71.63N·m 2軸（低速軸）P2=P112=2.880.990.97=2.77kwn2=n1i12=3843.2=120r/minT2=9550P2n2=95502.77120=220.45N·m 3軸（滾筒軸）P3=P223=2.770.990.9

7、9=2.71kwn3=n2=120r/minT3=9550P3n3=95502.71120=215.67N·m軸名功率轉矩轉速傳動比效率輸入輸出輸入輸出0軸329.84960 2.53.2 10.960.960.981軸2.882.8571.6370.913842軸2.772.74220.45218.251203軸2.712.68215.67213.53120六.設計V帶1、確定V帶型號電動機功率Ped=3kW，轉速nm=960r/min， =8查機械設計基礎課本表87得：=1.3，則，又=960r/min,根據圖確定選取B型普通V帶，查表86,88取小帶輪直=90mm帶速大帶輪基準

8、直徑、確定中心距：得245<<700初定中心距=550mm，由查表選取=1600mm3、確定實際中心距a中心距變換范圍為364到1040mm4、驗算小帶輪包角1=180-(D1-D2)57.3520=163°>90°于是取=100mm，=250mm，nm=960r/min5、計算V帶的根數Z：由表查得P0=0.95KW，由Pr=（P0+P0）KKl根據nm=960r/min，=2.5和A型V帶，查表得P0=0.11kW，K=0.956，Kl=0.93，所以Pr=0.11+0.95×0.956×0.93=0.95kWV帶根數z=PcaPr

9、=3.90.95=4.11因此取Z=5.6、計算作用在帶輪軸上的載荷由表得A型V帶單位長度質量q=0.1Kg/m,所以單根V帶張緊力（F0）min=5002.5-KK×Z×VPca+qv2=500×(2.5-0.956)×3.90.956×5×5+0.1×52=128.5N對于新安裝的v帶，初拉力應為1.5（F0）min，對于運轉后的v帶初拉力因為1.3（F0）min壓軸力最小值為（Fp）min=2z（F0）min×sin12=2×5×128.5×sin163°2=1271N

10、七、減速器外傳動零件的設計計算1、選定齒輪類型、精度等級、材料和齒數（1）選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）運輸機為一般工作機器，轉速不高，故可選用7級精度。（3）由表101選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度240HBS，二者硬度差為40HBS。（4）選取小齒輪齒數Z1=24，傳動比i=2.5，大齒輪齒數Z2=77。初選螺旋角=14°2、按齒面接觸強度設計d1t32KtT1da±1（ZHZEH）2(1) 確定公式內的各計算數值(2) 由圖查得H1min= 600MP, aH2min=550MP(3) 計算接觸疲勞許用應力（失效概

11、率1%，安全系數S=1）。H1KHN1Hmin1S=0.95×600=570MpaH2KHN2Hmin2S=0.93×550=512MpaH=H1+H22=570+5122=541MPa(4) 試選載荷系數Kt=1.6(5) 計算小齒輪傳遞的轉矩T1=95.5×105×P1n1=95.5×2.88×105384=7.163×104Nmm(6) 由表查得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa12(7) 計算應力循環次數N1=60n1jLh=60×384×1×2×8×300&#

12、215;10=1.106×109N2=1.106×1092.5=4.424×108（9）由圖可得接觸疲勞壽命系數KHN1=0.95，KNH2=0.93（10）選取區域系數ZH=2.433（11）由圖查得1=0.78，2=0.87，則=1+2=0.78+0.87=1.65(12)由表107得d=1（13）計算1）計算消除輪分度圓直徑d1t，由計算公式得d1t32×1.6×7.163×1041×1.65×4.23.2（189.8×2.433541）2=51.025mm2）計算圓周速度v=d1tn160

13、5;1000=3.14×384×51.02560×1000=1.03m/s3)計算齒寬b及模數mnb=d×d1t=1×51.02=51.02mmmnt=d1tcosZ1=51.02×cos14°24=2.06h=2.25mnt=2.25×2.06=4.64mmb/h=51.024.64=114）計算縱向重合度=0.318dZ1tan=0.318×1×24×tan14°=1.9035)計算載荷系數k已知使用系數KA=1，根據v=1.03m/s，7級精度，由圖可得動載荷系數KV=

14、1.05，KH=1.419，KF=1.4，KH=KF=1.2故動載荷系數k=KAKVKHKH=1×1.05×1.2×1.419=1.646）按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑d1=d1t3KKt=51.02×31.641.6=51.44mm計算模數mn=d1cosZ1=51.44×cos14°24=2.08mm3、按齒根彎曲強度設計mn32KT1Ycos2dZ12YFaYSaF（1）計算載荷系數k=KAKVKFKF=1×1.05×1.2×1.4=1.76（2）很據縱向重合度=1.903，從圖1028中查

15、得螺旋角影響系數Y=0.88（3）計算當量齒數ZV1=Z1cos3=24cos3=26.27ZV2=Z2cos3=49cos3=84.29（4）查取齒形系數由表105查得YF1=2.592，YF2=2.211（5）查取應力校正系數YS1=1.596，YF2=1.774（6)由表查得小齒輪的彎曲疲勞極限FE1=500MPa，大齒輪的彎曲強度極限FE2=380M Pa（7）由圖查取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85，KFN2=0.88（8）計算彎曲疲勞需用應力取彎曲疲勞安全系數s=1.4，由式得F1=KFN1E1s=0.85×5001.4=303.57MPaF2=KFN2E2s=0.88

16、×3801.4=238.86MPa（9）計算大、小齒輪的YFa1Ysa1F1并加以比較YFa1Ysa1F1=2.592×1.596303.57=0.01363YFa2Ysa2F2=2.211×1.774238.86=0.01642大齒輪的大（10）設計計算mn32×1.47×0.88×7.946×104×cos14°20.8×242×1.54×0.01259=1.55對比計算結果，有齒面接觸疲勞計算的法面模數等于由齒根彎曲疲勞強度計算的發面模數，取mn=1.5mm。已可以滿足

17、彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度得到的分度圓直徑d1=51.44mm來計算應有的齒數。于是有Z1=d1cosmn=51.44×cos14°1.5=33.27取Z1=33，則Z2=iZ1=3.2×33=105.6，取Z2=106（11）幾何尺寸計算計算中心距a=（Z1+Z2）mn2cos=33+106×1.52×cos14°=107.44mm將中心距圓整為107mm1） 按中心距修正螺旋角=arccos（Z1+Z2）mn2a=arccos33+106×1.52×107=13.02° 因

18、值改變不多，故參數，K，ZH做修正。2） 計算大小齒輪的分度圓直徑d1=Z1mncos=33×1.5cos13.02=50.81mmd2=Z2mncos=106×1.5cos13.02=163.20mm3） 計算齒輪寬度 b=dd1=1×50.81=50.81mm圓整為B2=50mm，B1=55mm八、 初步計算軸徑、選擇滾動軸承及聯軸器1、軸 45號鋼 C=112d 按扭矩初步計算軸的直徑軸1：高速軸最小軸徑d1A13P1n1=112×32.88384=21.92mm 有鍵槽增大5%d123.02低速軸最小軸徑d2A23P2n2=112×32

19、.77120=31.89mm有鍵槽增大5%d234查聯軸器型號T2=71.63Nm，Tca2=1.5T2=107.45Nm查標準，得d2=35mm，軸長L=60mm，聯軸器型號為LT5（1）大齒輪攪油速度v=n60d=12060×1000×3.14×163.20=1.02m/s<2m/s所以采用脂潤滑（2）v理=1.70m/s，實際傳動比i=2.5×163.2050.81=8.03滾筒軸速n4=ni=119.6rmin滾筒實際轉速v=n460D=119.660×1000×3.14×270=1.69m/sv=v理-vv理

20、=1.69-1.71.7=0.6%<5%滿足設計要求。2由上知聯軸器選用為：低速軸聯軸器型號為LT53、滾動軸承（1）軸承的選擇高速軸和低速軸和滾動軸都選用角接觸軸承，因為角接觸軸承能夠同時承受軸向和徑向載荷，比較保險，比較穩定，故選擇角接觸軸承。（2）軸承組合的設計因支撐跨距不大，采用兩端固定式軸承組合方式。（3） 具體選擇高速軸選用7007AC軸承，低速軸選用7009AC軸承。軸承選用脂潤滑。九、 減速器高速軸的結構設計及強度校核1、高速軸結構設計（1）輸入軸上的功率P1轉速下和轉矩n1為： p1=2.88kw T1=71.63kw n1=384r/min2）求作用在齒輪上的力：高速

21、軸分度圓直徑為d1=50mm3）確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑，選軸材料為45鋼，調制處理，齒面淬火。由表15-3，取A0=120，得到： d1min=21.92mm 輸入軸的最小直徑是與皮帶輪相連接的直徑，其上有一鍵槽： d1min=24mm4） 軸的結構設計： （1）擬定軸上零件的裝配方案裝配的方案如圖所示：（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。（a） 輸入軸端要接皮帶輪，右端需制出一定位軸肩，故取段的直徑d=30mm，上要裝軸承需要一非定位軸肩，故取d=35mm，軸肩為軸承定位，故d=42mm，為齒輪，d=42mm，兩端軸承一樣，d=35mm。（b）間

22、要與皮帶輪結合，根據B型v帶寬度，取L =70mm，由公式t=l1+l2+（58）得到箱體內壁至軸承座端面長度為L=48mm。齒輪軸兩端均用7007AC軸承，且軸承端面距箱體內壁取11mm，則端蓋總厚度為18mm，取段長度L=25mm。齒輪軸齒輪端面距箱體內壁距離大于，取之為1.5=12mm，則L=10mm，齒輪軸另一端與之對稱取，L=10mm，與間要放軸承，取其寬度等于軸承寬度。即L=L=30mm（c）軸上零件的周向定位。皮帶輪的周向定位用平鍵連接，按d由表6-1得平鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽用鍵槽鐵刀加工，長63，帶輪與軸的配合為H6。（d）確定軸上圓角和倒角尺

23、寸參考表15-2，取軸端倒角為1*45，各軸肩處的圓角見零件圖。（5）.求軸上的載荷由圖1可得軸計算簡圖，其中l1=103.5mm l2=59mm l3=59mm從軸的結構圖以及彎矩和扭矩，圖中可以看出截面c是軸的危險截面，將c處的MH，Mv及M列下表。載荷 水平面H 垂直面vFt=2Td=2×71.6350=2.87kNFr=Fttan1cos=2.87×tan20°cos13.02°=1.07KNFa=Fttan=2.87×tan13.02°=0.664KN支承反力FNV1=FNV2=12Fr=12×1.07=0.535

24、KNFNH1=FNH2=12Ft=12×2.87=1.435KN 彎矩 MH=75923 Nmm MV=27640N*mm 總彎矩 M=MH2+MV2=88524N*mm（6）按彎矩合成應力校核軸的強度扭矩切應力為脈動循環切應力取=0.6軸的計算應力=MH2+MV2W=9.44Mpa材料為45鋼，調質處理。由表15-1查的-1=60Mpacap故安全。低速軸設計. 已知低速軸傳遞功率及轉速P2=2.77KN n2=120r/min. 確定軸的最小直徑d2min=A03P2n2=31.89mm其上有鍵槽，故d2min=34mm軸端需聯軸器，查表得軸孔為35mm，故d2min=35mm處

25、需要聯軸器定位，故d=42mm上要求安裝軸承，需要一非定位軸肩，以便安裝，故d=45mm上要安裝大齒輪，需要一非定位軸肩，以便安裝，故d=48mm大齒輪左端要用套筒定位，右端用定位軸肩定位， 故d=55mmd同d故d=45mm. 確定各段長度查手冊可知處聯軸器軸孔長60mm，故L =60mm軸承距離箱體內壁為14mm，軸承厚16mm，故透蓋總厚度為18mm，取L=25mm， 大齒輪端面距箱體內壁為14.5mm，故取L=45mm段裝大齒輪，為防止套筒與軸肩和齒輪端面同時接觸，取L=48mm。處軸肩定位，取長度L=10mm處與相似，取L=35mm. 軸上零件的周向定位齒輪，半聯軸器與軸的周向定位均

26、采用平鍵連接，按L由表6-1查得平鍵截面b×h=14mm×9mm。鍵槽由鍵槽銑刀加工，長為40 mm，為保證良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6，同樣半聯軸器與軸的連接，選用平鍵10mm×8mm×56mm，半聯軸器與軸的配合為H7/r6。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的公差為 k6。. 確定軸上圓角與倒角尺寸參考表15-2，取軸倒角為1.2×45°，各軸肩圓角半徑見裝配圖。十滾動軸承的選擇考慮軸受力較小且主要為徑向力，故選用深溝球軸承。主動軸承根據軸頸值查手冊選擇7007AC，從動軸承選7009AC

27、兩軸承受徑向載荷Fr=Fr2+Ft2=2.822+1.0532=3.01KNFa=0.651KNFaFr=0.6513.01=0.216<e=0.68取x=1.y=0P=fpXFr+YFa=1.1×1×3.01=3.311KNLh=10660ncp=10660×384×19.53.3113=88.8×103>10×103h壽命符合要求，即選擇7007AC軸承同理從動軸軸承壽命，角接觸球軸承7009AC，基本額定動載荷為Cr =25.8KNfp=1，=3，Lh=10660ncp=10660×120×25.

28、83.3113=65.84×103>10×103h壽命軸承合格十一 鍵的選擇及校核(1)主動軸外伸端d=24mm，考慮到鍵在中部安裝，故選8×63GB1096-1990，b=8mm，L=63mm，h=7mm。選擇45鋼，其許用擠壓應力為100Mpa2×t×1000÷kld=4000Thld=4000×71.63÷(7×63×24)=27.07Mpap=100Mpa則強度合格(2)與齒輪連接處d=48mm，考慮鍵在中部安裝，14×40GB1096-1900故同一方向母線上選鍵，b=

29、14mm，L=40mm，h=9mm，選 45鋼，其許用應力為p=100Mpap2=2T2×103K2L2d2=4000×218.258×50×35=62.35MPap=100Mpa則強度足夠，合格。(3)從動軸外伸端d=35mm，考慮鍵在中部安裝，故選鍵10×50，B=10mm，L=50mm，h=8mm。選擇45鋼，其許用擠壓應力為p=100Mpa，p3=2T3×103K3L3d3=4000×220.459×40×48=51.03MPap=100Mpa十二、聯軸器的選擇 由于減速器載荷平穩，速度不高，考慮

30、拆裝方便及經濟問題，選用LT6型聯軸器。 由表14-1得Ka=1.3，Tca=Ka×T=283.476（Nm）選用TL6型（ GB/T4323-2003）凸緣聯軸器公稱尺寸轉矩Tn=400（ Nm ）Tca<Tn。 選用J型軸孔A型鍵，軸孔直徑d=35mm，軸孔長度L=60mm。 LT6彈性套筒柱銷聯軸器有關參數：型號公稱轉矩T /Nm 許用轉數nr/min軸孔直徑d/mm軸孔長度L/mm外徑D/mm材料軸孔類型鍵槽類型LT625038003.560160HTJ1A十三、 減速器附件的選擇及簡要說明名稱功用數量材料規格螺栓M12連接上下箱體6Q235M12×90GB/

31、T5782-2000螺栓M10連接上下箱體4Q235M10×45GB/T5782-2000銷定位235A6×30GB117-2000墊圈調整安裝665MnM12GB/T859-1987螺母安裝4Q235AM10GB6170-2000游標測量油面高度1組合體JB/T7941L-1995通氣孔透氣1Q235十四、潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇1、確定齒輪的潤滑方法。閉式齒輪傳動的潤滑方法取決于其圓周速度。當V12m/s時,采用浸油潤滑。當V>12m/s時,采用噴油潤滑。齒輪的圓周速度v=nd260=0.99m/s<12m/s故采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪，通常取浸油

32、深度為一個齒高，浸油深度不超過其分度圓半徑的1/3。為避免傳動零件傳動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應使大齒輪齒頂圓距油齒底面的距離不小于30-50mm，取50 mm。為保證潤滑及散熱的需要，減速器內應有足夠的油量。單級減速器每傳遞1kW的功率，需油量為。因為最大功率是2.08kW,所以取油量是0.7到1.4L,應使油池容積，油池容積越大則潤滑油的性能維持越久。箱體內壁到大齒輪齒根圓的尺寸是：72×220×50 mm,所以裝油量是V=0.792L，滿足要求。2、確定軸承的潤滑方法大齒輪攪油速度v=n60d=12060×3.14×163.2=

33、1.02m/s<2m/s故采用脂潤滑。3、箱體為保證密封，箱體剖分面處的聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接螺栓的間距亦不應過大，以保證足夠的壓緊力。為保證軸承座孔的精度，剖分面間不能加墊片，可以選擇在剖分面上制處回油溝，使滲出的油可沿回油溝的斜槽流回箱內。但這種方法比較麻煩，為提高密封性能，選擇在剖分面間涂密封膠。4、通氣器減速器運轉時，由于摩擦發熱，箱內溫度升高、氣體膨脹，壓力增大，對減速器的密封極為不利，因此在箱蓋頂部的窺視孔蓋上設置通氣器，使箱體內的熱脹氣體自由排出，以保證箱體內外壓力相等，提高箱體油縫隙處的密封性能。使用簡易的通氣器，注意通氣孔不能直通頂端，以避免灰塵進入。這種通氣器結

34、構簡單適用于比較清潔的場合。其它場合可選用較完善的其它類型通氣器。選M12x1.25。5、防油孔及螺栓為將污油排放干凈，應在油池的最低位置處設置防油孔。平時放油孔用螺塞及封油墊圈密封。選用圓柱螺塞，配置密封墊圈，采用紙封油圈，材料為工業用革。選用M14x1.5。設計放油螺塞在箱體底面的最低處，并在其附近做出一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放。6、油面指示器 箱體設計中，考慮到齒輪需要一定量的潤滑油，為了指示減速器內油面的高度，以保持向內正常的油量，應在便有觀察和油面比較穩定的部位設置油面指示器。選用帶有螺紋的桿式油標。注意使箱座油標的傾斜位置便于加工和使用。最低油面為傳動零件正常運轉時所需的油面，最高油面為油面靜止時高度。且游標位置不能太低，油標內桿與箱體內壁的交點應高于油面。油標插座的位置及角度既要避免箱體內的潤滑油溢出，又要便于油標的插取及插座上沉頭座孔的加工。2、密封方式 （1）箱蓋與箱蓋凸緣接合面的密封 選用在接合面涂水玻璃的方法。（2）觀察孔和油孔處接合面的密封在觀察孔或螺栓與機體見加入石棉橡膠紙、墊片進行密封。 （1） 軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的外伸端與透蓋鍵的間隙，由于v<3（m/s）故選用羊毛氈加以密封。（2）