机械设计课程设计（变速箱）设计说明书

JIU JIANG UNIVERSITY

机械设计基础课程设计

设计计算说明书

题 目 设计带式输送机传动装置

院 系 机械与材料工程学院 专 业 机电一体化 姓 名 赖正毅，47号

年 级 B0921 指导教师 胡云堂

二零一一年四月

目录

1、设计任务书…………….………………………………2 2、传动方案拟定…………….………………………………4 3、电动机的选择…………………………………………….4 4、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….……6 5、齿轮传动的设计…………………………………………..7 6、传动装置的运动和动力设计…………………………….11 7、传动轴的设计………………………….………………….12 8、滚动轴承的设计……………………………………………19 9、键连接的设计………………………………………………21 10、联轴器的设计……………………………………………23 11、箱体的设计………..…………………….………………….24 12、润滑和密封的设计………………………………………26 13、设计小结……………………………………………….....27 14、参考资料目录………………………………………………28

设计题目：闭式直齿圆柱齿轮减速器

一，设计题目（设计带式输送机传动装置）

1——V带传动；2——电动机；3——圆柱齿轮减速器；4——联轴器 5——输送带； 6——滚筒 原始数据： 原始数据 题号 运输带拉力F （N） 运输带速度V （m/s） 卷筒直径D （mm） 设计人员 (对应学号) 题号1第42 2100 1.6 400 47号, 46号, 3号 注：传动不逆转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍，传送带速度允许误差为±5%。

设计工作量： 1. 设计说明书一份；

2. 减速器装配图1张（A0或A1） 3. 零件工作图1——3张。

一、传动方案拟定：

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。

二、电动机选择：

1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2，选择电动机功率。

工作机所需要的电动机输出功率为：Pd=Pw／η。

滚筒的工作效率为0.96. Pw=Fv／1000ηw ，以Pd= Fv／1000ηwη。 由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为 ηwη=η132η32η32η33η33η43η53η6

式中：η1、η2、η3、4η、η5、η6分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动，联轴器，卷筒轴的轴承及卷筒的效率。取η1=0.96、η2=0.99、η3=0.97、η4=0.97、η5=0.98、η6=0.96，则 ηwη=0.9630.9930.9930.9930.9730.9730.9730.9830.96=0.80

所以Pd= Fv／1000ηwη=4.04Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速为：

n卷筒＝60310002V/（π2D） =(603100031.6) /（４003π） =76.4 r/min

根据手册Ｐ6表2.2推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动比 I1’=２～４ ，取圆柱齿轮传动比范围I’=3～5。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝６～２0。 故电动机转速的可选范为 N’d =I’a3n卷筒

=(16～20)376.4 =458.4～1528 r/min

则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min。 确定电动机功率的原则是电动机的额定功率Ped稍大于Pd。 本题的Pd=4.04Kw。

根据容量和转速，由相关手册查出一适用的电动机型号：（如下表） 方 电 动 机 型 额定电动机转速 功 率 (r/min) 传动装置传动比 案 号 1 Y132M2-6 5.5 同步满载总传动V带传减速 转速 转速 比 1000 960 12.56 动 3 器 4.188 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见方案比较适合。

此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能： 电动机主要外形和安装尺寸：

中心高 外形尺寸 H 底角安装尺地脚螺栓孔轴 伸 尺 装键部直径 K 寸D3E 位尺寸 F3GD 2163178 12 38380 10341 Lx(AC/2+AD)寸 A3B 3HD 132 51533453315

三、各轴运动参数和动力参数的计算

计算步骤 1)0轴（电动机轴） 设计计算与内容 P0=4.04KW n0=960r/min T0=9550P0/n0=955034.04/960=40.189N.m P1=P03η1 =4.0430.96=3.8784KW n1=n0/i1=960/3=320/min 2）1轴（高速轴） T1=9550P1/n1=955033.8784/320=115.74N.m T1=115.74N.m P2=3.5046KW 设计结果 P0=4.04KW n0=960r/min T0 =40.189N.m P1=3.8784KW n1=320r/min P2=P13η223η33η4 =3.878430.98230.9730.97=3.5046KW 3）2轴（低速轴） n2=n1/i2=320/4.188=76.4r/min T2=9550P2/n2=955033.5046/76.4=438.075N.m n2=76.4r/mi T2=438.075N.m 4）3轴（滚PW=P23η53η6=3.504630.983筒轴） 0.96=3.297KW nw=n2=76.4r/min TW=9550PW/nw=955033.297/76.4=412.125N.m 结果汇总

参 数 功P(KW) 转速0轴 4.04 轴 号 1轴 320 2轴 76.4 PW=3.297K nw=76.4r/min TW=412.125N.m W轴 76.4 n(r/min) 转矩T（N.m） 传动比i 效率

五、齿轮传动设计

设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率

40.189 3 0.96 115.746 438.075 412.125 1 0.96 4.188 0.904 P0=4.04KW电动机驱动，小齿轮转速n1=320r/min，大齿轮转速n2=76. 4r/min，传递比i=4.188，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年. 1、 选择齿轮材料及精度等级。

小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。因为是普通减速器，由表《机械设计基础》第二版中表选8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3um 2、 按齿面接触疲劳强度设计。

因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式Pag186(10.22)求出d1值，确定有关参数与系数。

1） 转矩T1 、T1=9.553106p/n=9.55310634.04/320=115746 N.mm 2） 载荷系数K、查表10.11取K=1.1 3） 齿轮Z1和齿宽系数ψ。

小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=4.188325=104.7。故取Z2=105因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20取ψd=1。

4） 许用接触应力【σH】由图《机械设计基础》中10.24查的

σ

Hlim1

=580MPa，σ

Hlim2

=550Mpa，由表10.10（Pag180）查得SH=1，

公式N1=60njLh（Pag180），N1=60njLh=603320313（36535324）=8.40963108 ，N2=N1/4.188=8.40963108/4.188=2.0083108 查图10.27得：ZNT1=1.02，ZNT2=1.1，由式（10.13）可得 【σH】1= ZNT1σ

Hlim1

/SH=513MPa，【σH】2=ZNT2σ

Hlim2

/SH=572.4 MPa

故d1≥76..433【（1.1311574635.2）/（134.235133513）】

1/3

=64.4272mm、m=d1/z1=64.633/25=2.57709mm，由表10.3（Pag165），

取标准模数m=2.75mm。 5） 计算主要尺寸。 d1=mz1=2.75325mm=68.75mm d2=mz2=2.753105=288.75mm b2= ψd3d1=1368.75mm=68.75mm 经圆整后取b2=70mm, b1=b2+5mm=75mm a=m/2（z1+z2）=0.532.753130=178.75mm. 按齿根弯曲疲劳强度校核

由式（10.24）得出σF,如σF≤【σF】则校核合格确定有关系与参数： （1）齿形系数YF

查表10.13得YF1=2.65，YF2=2.18 （2）应力修正系数YS

查表10.14得YS1=1.59，YS2=1.80 由图10.25查得σ

Flim1

=210MPa，σ

Flim2

=190MPa。

由表10.10查得SF=1.3 由图10.26查得YNT1=1、YNT2=1

由式（10.14）可得[σF1]=162MPa，[σF2]=146MPa

故σF1=2kT 1/(b 1m2z 1)YFYS=231.1311574632.6531.5931000/(6932.752325)=82＜[σF1]=162MPa、

σF2=8232.1831.8/(2.6531.59)=76.3659＜[σF2]=146MPa齿轮

齿轮弯曲强度校核合格。 （3）验算齿轮的圆周速度v

V 1=π68.753320/(6031000)=1.1519m/s。 V2 =π275376.4/(6031000)=1.155m/s。 由表10.22可知，选8级精度是合适的。

nw=960/3/（105325）=76.19r/min

γ2=(76.4-76.19)/76.19=0.275%<5%，输送带允许带速误差为±5%合格。

数据汇总

名称 分度圆直径d 齿顶高ha 齿根高df 齿全高h 齿顶圆直径da 齿根圆直径df 基圆直径db 中心距a 传动比i 齿宽 小齿轮 68.75 2.75 8.25 6.1875 74.25 61.875 64.6038 大齿轮 288.75 2.75 8.25 6.1875 294.25 281.875 271.33624 178.75 4.188 75 70

六、传动装置的运动和动力设计

已知电动机额定功率P=4.04Kw，转速n=960r/min，从动轴（高速轴）n1=320r/min，每天工作24h，由表8.21知Ka=1.2 （1） Pc=Ka3P=1.234.04=4.848KW （2） 选取带型号。

Pc=4.848KW,n1=960r/min。由图8.21选取普通V带型号 （3） 确定带轮直径d1，d2。

按表8.3选取标准值 d1=106mm，d2=315mm。

误差（323.047-320）/320=0.00952，在±5%内为允许值。 验算带速

V=πd1n1/60000=5.328m/s，带速在5—25m/s范围内 （4） 确定带的基准直径长度Ld，和实际中心距a

0.7（d1+d2）≦d0≦2（d1+d2），L0=2a0=3.14（d1+d2）/2+（d1-d2）（d1-d2）/4a0=1879.505mm a≈a0+（Ld-L0）/2=640mm。 中心距的a的变化范围为

amin=a-0.015Ld=613mm，amax=a+0.03Ld=694mm。 验算小带轮包角a1

a1=180°-（d1-d2）357.5/a=161.2879°＞120° 确定V带根数z

Z≥Pc/【p0】’p0=0.954kw,由表8.11查得△P0=0.11908kw，由表8.11查得包角系数Ka=0.96得普通V带根数Z=4.848/0.96/1.01/（0.954+0.11908）=4.65948 圆整得Z=5根

设计结果：选用5根，中心距a=640mm，小带轮直径d1=106mm，大带轮直径d2=315mm，轴上压力Fq=1468.2389N

七，齿轮轴的设计

1.1轴，高速轴的设计

(1) 确定输入轴上各部位的尺寸（如图）

1..选择轴的材料，确定许用应力。

由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料五特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查书1(见备注)273页表14.2得强度极限σB=650MPa，在查书1，272页表1402得许用弯曲应力【σ-1b】=60MPa。

2. 按钮转强度估算轴径。

根据书265页表14.1得C=107～118.又由式（14.2）得d≥

3C·P4.32?(107~118)?3?(26.12~28.81)mm nⅠ342.86(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3%～5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度B=（Z-1）2e+22f=（5-1）315+239=78mm，则第一段长度L1=80mm

2右起第二段直径取D2=Φ38mm ○

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30mm，则取第二段的长度L2=70mm

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d3D3B=40380318，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6） 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D4=Φ48mm，长度取L4= 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d5=74.25

径为Φ68.75mm轮的宽度为70mm，则，此段的直径为D5=Φ74.25mm，长度为L5=70mm

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D6=48mmL6=10mm，用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6）

7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长○

度L7=18mm

(4)求齿轮上作用力的大小、方向：

1小齿轮分度圆直径：d1=68.75mm ○

2作用在齿轮上的转矩为：T= 9.553102P/n=115746N2mm ○

3求圆周力：Ft, Ft=2T2/d2=23115746/68.75=3367.1563N ○

6

4求径向力Fr, Fr=Ft2tanα=3367.15633tan200=1254.1006N ○

Ft，Fr的方向如下图所示

FHA=FHB=Ft/2=3367.1563/2=1683.578N

Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为: MHC1=1683.578357.5=96805.7436N2mm Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：MHC2=1683.578320=3367.156 N2mm （3）、作垂直平面内的弯矩图:支点反力。 FVA=650.8787、FVB=603.2218

Ⅰ-Ⅰ截面左侧的弯矩为：Mvi左=34685.2535 N2mm Ⅱ-Ⅱ截面右侧的弯矩为：Mvi右=13017.574 N2mm

做合成弯矩图：

Ⅰ-Ⅰ截面：Mi左=90378.56、Mi右=34848.307 （5） 求当量弯矩，修正系数a=0.6

Ⅰ-Ⅰ截面：Mei=77700.5 N2mm，Ⅱ-Ⅱ截面：Meii=70576.817 N2mm 由图14.21可以看出截面Ⅰ-Ⅰ，Ⅱ-Ⅱ所受弯矩相同，但弯矩Mei＞Meii，且轴上还有键槽，但由于轴径d4＞d3，故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。

Ⅰ-Ⅰ截面：σeⅠ= MDⅠ/W=2.3911mpa Ⅱ-Ⅱ截面：σeⅡ= MDⅡ/W=11.027mpa

查教材272页表14.2得【σ-1b】=60MPa，满足σe≤【σ-1b】的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。受力图如下

3、 输出轴的设计计算。

确定轴上零件的定位和固定方式（如图）

(2)按扭转强度估算轴的直径

由前面计算得，传动功率P2=3.5046kw, n2=76.4r/min工作单向，采用深沟球轴承支撑。由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理，硬度217~255HBS 根据课本（14.2）式，并查表14.1，得d≥（38.3~42.24）

(3)确定轴各段直径和长度

1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应○

该增加5%，取Φ（40.215~44.352），根据计算转矩T=9.5531062P/n=438075 N2mm，Tc=RA3T=1.33438075=569497.5 N2mm，查标准GB/T 5014—2003，选用HL4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=112mm,轴段长L1=84mm

2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,○

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm 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6011型轴承，其尺寸为d3D3B=55390318，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=32

4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要○

增加5%，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=70mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=65mm

5右起第五段，○考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm ,长度取L5=11.5mm

6右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长○

度L6=18mm

(4) 按弯扭合成强度校核轴径 按设计结果画出轴的结构草图（图a） 1） 画出轴的受力图（图b）

作水平面内的弯矩图（图c支点反力为）

Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为MHI=2003.3397/2=97160N2mm Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为MHII=2003.3323=46076N2mm 2） 作垂直面内的弯矩图（图d）支点反力为 FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145

Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为

MrI左=FVA2L/2=729.145397/2=35363.5N2mm Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为

MrII =FVB223=729.145323=16770.3N2mm 4)合成弯矩图（图e）

MI=（35363.52+971602）1/2=103396 N2mm

MII=（16770.32+460762）1/2=49033 N2mm

5） 求转矩图（图f） T=9.5531063P/n=9.5531063

3.504/76.4=438000 N2mm 求当量弯矩

6） 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数

α为0.6

Ⅰ—Ⅰ截面: MeI=( 609252+(0.634380002）1/2=308156.9 N2mm

Ⅱ—Ⅱ截面：MeII=( 490332+(0.634380002）1/2=267335.13 N2mm 8)确定危险截面及校核强度

由图可以看出，截面Ⅰ—Ⅰ可能是危险截面。但轴径d3> d2，故也应对截面Ⅱ—Ⅱ进行校核。

Ⅰ—Ⅰ截面：σeI=MeI/W=322200/(0.13603)=14.9Mpa

Ⅱ—Ⅱ截面：σeII=MeII/W=320181/(0.13553)=19.2Mpa

查表得［σ-1b］=60Mpa,满足σe≤［σ-1b］的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。 其受力图如下

八．滚动轴承设计

根据条件，轴承预计寿命 Lh=53365324=43800小时 1.输入轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P

因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1254N

P=fp Fr=1.131254=1379.4n

（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

P60·nε176060?320εC'?（·6Lh）??（?43800）6 ft10110?16612N11 （3）选择轴承型号

查课本P154页，选择6208 轴承 Cr=29.5KN 由课本式11-3有

106ftCε1061?295003Lh?()??（）?245260?43800

60nfdP60?3201760∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 其草图如下：

2.输出轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/1bmf.html