机械设计课程设计设计带式运输机的一级圆柱齿轮减速器.doc

单级圆柱斜齿轮
设计计算说明书

机械设计课程设计计算说明书

一、 设计的题目、数据及要求……………………………………3

二、 电动机的选择…………………………………………………4

三、 普通V带的设计……………………………………………………5

四、 齿轮传动的设计……………………………………………………6

五、 齿轮轴的设计……………………………………………………8

六、 输出轴的设计……………………………………………………11

七、 设计小结…………………………………………………………15

一、设计题目：设计带式运输机的一级圆柱齿轮减速器
1、传动方案图：

2、原始数据：

参数 题号
7
输送带工作拉力F/N
1400
输送带速度v（m·s-1）
1.55
卷筒直径/mm
250

3、工作条件：
连续单向运转，载荷平稳；空载启动；使用期8年，小批量生产，两班制工作，输送带允许误差为±5%

4、设计工作量：
（1）减速器装配图一张
（2）零件图若干
（3）设计说明书一份

二、电动机选择
计算内容
计算说明
结果

1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。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
Ｐ工作＝ＦV/1000=（1450×1.6）/1000=2.17KW因此，由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η带×η²轴×η齿×η联×η滚
式中η带、η轴、η齿、η联、η滚分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率
η总=0.95×0.98²×0.97×0.99×0.96=0.84
所以：电机所需的工作功率：
P额　= Ｐ工作÷ η总 =2.17÷0.84=2.58KW
查机械设计手册得，YL100-2符合

电动机选择YL100-2

2确定各个轴，齿轮，带轮的传动比i及转数n，扭矩T

n滚=60×1000V/（πD）
=(60×1000×1.55)/（250π）
　=118.41 r/min
i总=n电机÷n滚==24.32
计算==2.897
取i带=2.2 i齿=3.2 i轴=3.46
n带=n电机/i带=2280÷2.2=1309.09r/min
n齿=n电机/（i带×i齿）=2280÷（2.2×3.2）
=409.09r/min
n轴=n电机/（i带×i齿×i轴）
=2280÷（2.2×3.2×3.46）=118.23r/min
T带=9550（P额÷n带）=9550（3÷1309.09）
=21.89N·m
T齿=9550（P额×带÷n齿）
=9550（3×0.95÷409.09）=66.53N·m
T轴=9550（P额×带×齿÷n轴）
=9550（3×0.95×0.97÷118.23）=223.30N·m

i带=2.2
i齿=3.2
i轴=3.46

n带=1309.09r/min

n齿=409.09r/min
n轴=118.23r/min

T带=21.89N·m

T齿=66.53N·m

T轴=223.30N·m

三、V带的设计
计算内容
计算说明
结果
1.确定计算功率PC
根据表8-14取工作情况系数KA=1.1
所以PC=KAP=1.13=3.3KW
PC=3.3KW
2.确定带的型号
根据图8-14，与PC=3.3KW,n带=1309.09r/min
所以选用A型普通V带
带的型号选用A型普通V带
3.确定带轮的基准直径dd1、dd2
根据表8-2得V带主动带轮的最小直径dd1min=75m
从带轮的基准直径系列中，取dd1=90mm
dd2=idd1，得dd2=idd1=2.290=198mm
根据表8-2得基准直径系列要求取dd2=200mm

dd1=90mm
dd2=200mm
4.验算带的速度V
V=∏901252.17/60x1000≈6.17（m/s）
V=6.17m/s
5.确定普通V带的基准长度Ld和传动中心距a
a0=（0.7~2)(dd1+dD2)
=（0.7~2) (90+200)=203~580(mm)
根据结构要求取中心距a0=380(mm)，
初选长度：
L0=2a+∏/2（dd1+dd2）+（dd2-dd)²/(4a0)
=2380+∏/2 (90+200)
+(200-90)²/(4380)=1223.49(mm)
根据表8-5，选带的基准长度Ld=1250(mm)
带实际中心距a≈a0+(Ld-L0)/2=393.26 (mm)

Ld=1250mm
a=393.26mm
6.验算主动轮上的包角α1
α1≈180°-[（dd2-dd1）/a ] 57.5°
=180-[（200-90）/393.255] 57.3°
≈163.58°＞120°

带传动包角合适
7.计算V带的根数Z
根据A型V带，n带=1309.09r/min和、dd1=90mm、i带=2.3、α1=164°、Ld=1400mm
查表8-8，得P0=0.988KW；查表8-10得△P0=0.158；查表8-12的Ka=0.958：查表8-13，得 Kl=0.93；
Z=P/[(P0+△P0)KaKL]
= =3.23,取Z=4

Z=4

8.计算初拉力F0
根据表8-1得V带每米长度质量q=0.1（kg/m）
F0=500
=500=111.42(N)

F0=111.42N
9.计算作用在带轮轴的压力FQ
FQ=2ZFOsin==903.76(N)
FQ=903.76N

10.设计结构图，并画出工作图

小带轮的基准直径dd1=90﹤350mm，
且电动机轴端直径mm故采用辐板式结构；
大带轮的基准直径dd2=200﹤350mm，
带轮轮毂直径dh=(1.8~2)d=(1.8~2)14.25=28mm，
因dd2-dh=200-28=172mm>100mm,故采用板孔式结构

小带轮采用辐板式结构
大带轮采用板孔式结构
工作图如下：

四、齿轮传动的设计
计算内容
计算说明
结果

1选择齿轮材料，并确定许用应力
大丶小齿轮都采用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC60.由图10-38和图10-39查出齿轮的疲劳极限强度，确定许用应力。
σHlim 1=σHlim 2=1500MPa
σFlim 1=σFlim=460MPa
[σH]=0.9σHlim 1=0.91500=1350MPa
[σF]=1.4σFlim 1=1.4460=644MPa
大、小齿轮都采用20CrMnTi，渗碳淬火。
σHlim1=1500MPa
=1500MPa σFlim1=460MPa
σFlim2=460MPa
[σH]=1350MPa
[σF]=644MPa
2选择齿轮传动精度等级和设计参数
选择8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.2~6.3um,磨齿
取8级精度
Ra3.2~6.3um,磨齿
3确定齿数z1、z2
取最小齿轮齿数Z1=17，
则Z2=i齿Z1=3.217=54.4，取大齿轮齿数Z2=55
Z1=17
Z2=55
4计算齿数比u
U= ==3.24
U=3.24
5计算相对误差是否合理
传动比误差为
| |100%=1.25%<3%~5%
所以齿轮数选择合理

合理
6选齿宽系数Φd
参考表10—11选齿宽系数
Φd =0.6（齿轮相对于轴承为对称布置）
Φd =0.6
7计算系数Am、Ad
初选螺旋角β=10°
根据表10-8，系数Am=12.4，Ad=756
Am=12.4
Ad=756
8计算小齿轮的转矩T1
T1=9550=9550=66.53(N·m)
T1=66.53N·m
9计算当量齿数ZV1、ZV2
按式（10-32）计算齿轮当量齿数
ZV1=Z1/cos3β=17/cos310°=17.8
ZV2=Z2/cos3β=55/cos310°=57.58
ZV1=17.8
ZV2=57.58
10计算模数mn
根据表10-10查出复合齿形系数YSF1=4.49,YSF2=3.945
取载荷系数K=1.1
mn≥AmFS1/Φd Z12[σF]
=12.4=1.77mm
按表10-1取标准值mn=2mm

mn=2mm
11计算中心距a
a=[mn(z1+z2)]/2cosβ
=[2 (17+55)]/2cos10°=73.11mm
取a=74mm

a=74mm
12计算螺旋角β
β=arccos[mn(z1+z2）]/2a
=[4(17+52)]/(271)=13.35°
β在8°~15°的范围内，故所选的计算系数Am和Ad合理

β=13.35°
13计算主要几何尺寸
d1= ==34.94(mm)
d2= ==113.06(mm)
齿宽为b=Φdd1=0.634.94 =20.96（mm）
圆整后取b2=21mm,b1=28mm
d1=34.98mm

d2=113.06mm

b1=21mm，b2=28mm
14校核齿面接触强度
d1≥Ad
=756=33.57mm
小于设计结果d1=34.94mm，故齿面接触强度足够。

齿面接触强度足够
15选择齿轮传动精度
齿轮圆周速度：
v===0.74(m/s)
对照表10-12，选择齿轮传动为8级精度合适。

选择8级精度
16绘制工作图
小齿轮的齿顶圆为
dd1=mn(z1/cosβ+2ha*n)
=[2(17/cos13.35°）+21]=38.94mm
取dd1=39mm
大齿轮的齿顶圆为
dd2=mn(z2/cosβ+2ha*n)
=[2（52/cos13.6°）+21]=117mm

dd1=39mm
dd2=117mm

17齿轮传动的润滑方式
齿轮圆周速度v12m/s，采用浸油润滑。
浸油润滑

18齿轮结构的选择
小齿轮e＜2.5mm，故采用齿轮轴
大齿轮的dd2≤200mm，故采用实心式
小齿轮采用齿轮轴；大齿轮采用实心式

五、齿轮轴的设计
计算内容
计算说明
计算结果
1.选择轴的材料及外伸段直径d
确定轴的外伸段直径轴的材料选用45#钢，正火处理（200HBS），按照表14-2取C=110.按照（14-2）齿轮轴的外伸段直径：d===14.25mm
考虑到轴的外伸段上开有键槽（安装联轴器）， 将计算轴径加大3%到5%后，参照表14-3取标准直径d=15mm
45号钢，正火处理（200HBS）

d=15mm
2.轴的结构设（1）轴上零件布置
（2）外伸段

（3）密封段

（4）轴头段

（5）左、右两段轴颈。

（6）计算长度。
为了方便轴上零件的拆装，采用阶梯轴结构

外伸段采用A型平键连接作周向固定。考虑箱体厚度和大带轮厚度及其之间有一定的间隔，取外伸段长度为52mm。
直径为18mm，符合密封件采用毡圈18FZ/T-92010-1991要求的轴径规范，用用A型平键连接作周向固定。考虑轴承透盖的轴向尺寸和透盖右端面，取该长度为20mm
由于小齿轮采用阶梯轴，则轴头段的直径为39mm,采用A型平键连接作周向固定。左侧使用轴环做轴向定位和固定,右侧采用套筒实现与右轴承的轴向定位和固定。取轴头段长度为19mm.
安装圆锥滚子轴承30204（d=20mm,=26mm,T15mm,a11.2mm），根据轴承孔径20mm，右轴颈长度为2,9mm，左轴颈长度为15mm，轴承内圈与轴颈采用稍过盈的过度配合K6，实现周向定位和固定。
轴的支撑跨度为=44mm，同理求出右轴承点到外伸段终点距离为=61mm。
采用阶梯轴

外伸段长52mm

密封段长度为20mm

轴头段长度为19mm

左轴颈长度15mm
右轴颈长度29mm

=44mm
=61mm
3.计算从动斜齿轮传递的转矩、圆周力、径向力、轴向力
=9.5510=9.55*10=20791（N·mm）
===1068（N）
===399.5（N）
==99tan13.35°=253.5（N）
=20791N·mm

=1068N
=399.5N
=253.5N

4.计算轴的支座反力和弯矩。
（1）斜齿轮圆周力 作用在水平面面上，其支座反力和

（2）计算c处的垂直弯矩及弯矩图。

(3)计算轴的弯矩合成Mc
（图a）为轴的空间受力简图，输出轴支撑跨度=44mm，左右支座分别为A与B，斜齿轮对称分布在输出轴支撑跨度的中心点C，输出轴右侧悬臂梁计算长度=61mm。圆周力作用在水平面上的支座反力为===99/2=534N
如（图b）所示。画出水平弯矩图，C处的水平弯矩为==534=11748N.mm（如图C）。

斜齿轮径向力和作用在垂直面上（使轴在V面上产生弯曲变形）根据轴系力矩平衡条件，有：
=--+=0
得到垂直面上A支座的反力，（见图b）为：
===84.5N·mm
由轴系力的平衡条件：
=+-=0. 得到垂直面上B支座的反力为：
=-=399.5-84.5=315（N·mm）
画出垂直弯矩图（见图e），得c处左侧的垂直弯矩为：
===1859（N·mm）
c处右侧的垂直弯矩为：
===6930（N·mm）
注：图集中力偶作用的c处，弯矩图发生突变，弯矩突变值为：
-=6930-1859=5071（N·mm）
集中力偶为：
==5070（N·mm）
可见，轴c处弯矩突变值等于集中力偶大小,说明垂直面的外力和内力计算结果是正确的。
===11894N·mm
===13639.6N·mm
可见c处右侧合成弯矩较大，合成弯矩图（见图f）。
=44mm
=61mm
受力分析图a
=534N
=534N =11748N·mm

=84.5N·mm

=315N·mm

=1859N·mm

=6930N·mm

垂直面的外力和内力计算结果正确。
=11894N·mm
=13639.6
N·mm
合成弯矩图见f
5.CD段的扭矩图。
CD段承受的扭矩等于它传递的转矩：=20791N·mm,扭矩图见图g。
CD段扭矩图见图g。
6．计算危险截面的当量弯矩
由当量弯矩图h，可见，c处是危险截面：
=
==18483.9（N·mm)
=18493.9N·mm

7.计算C处所需轴颈
参照表14-1和表14-4得到45钢正火（200HBS）的轴在对称玄幻状态下的许用弯曲应力=54MPa，则：===15.68mm，
由于c处开1个键槽，故直径增大5%得=16.5mm＜24mm，故强度足够。

=16.5mm
轴的弯扭组合强度足够。

六、输出轴的设计
计算内容
计算说明
计算结果
1.选择轴的材料及外伸段直径。
确定轴的外伸段直径轴的材料选用45#钢，正火处理（200HBS），按照表14-2取C=110.按照（14-2）计算轴的外伸段直径：d==110=31.44mm
考虑到轴的外伸段上开有键槽（安装联轴器），将计算轴径加大3%到5%后，参照表14-3取标准直径d=32mm。

45号钢，正火处（200HBS）

d=32mm

2.轴的结构设
（1）轴上零件布置
（2）外伸段

（3）密封段

（4）轴头段

（5）左、右两段轴颈。

（6）计算长度。
为了方便轴上零件的拆装，采用阶梯轴结构。

选用弹性柱销联轴器HL3GB5014-1985，因此外伸段长度为82mm，外伸段采用A型平键连接作周向固定。联轴器的左侧采用轴有坐轴向定位。
直径为40mm，符合密封件采用毡圈42FZ/T-92010-1991要求的轴径规范，而且满足对右侧联轴器的轴向定位轴肩高度h=（0.07~0.10）d=（0.07~0.10）32=2.24~3.2mm的要求。考虑轴承透盖的轴向尺寸和透盖右端面与联轴器左端面有一定的间隔，取密封段长度46mm。
直径48mm，斜齿轮与轴头采用过盈配合作径向定位，采用A型平键连接作周向固定。左侧使用轴环做轴向定位和固定，右侧采用套筒时间与右轴承的轴向定位和固定。为保证斜齿轮的轴向定位可靠，取轴头段长度为26mm。
安装圆锥滚子轴承32209（d=45mm,=52mm,T25mm,a20mm）, 根据32209轴承安装尺寸要求取轴环直径45mm，左轴颈长度为25mm，右轴颈长度48mm，同时满足斜齿轮左侧的轴向定位轴高度要求，轴承内圈与轴颈采用稍过盈的过度配合K6，实现周向定位和固定。
轴承与箱体内壁之间间隔5mm，轴的支撑跨度为=68mm。同理求出右轴承点到外伸段终点距离为=108mm。
采用阶梯轴

外伸段长度82mm

密封段长度46mm

轴头段长度26mm

左轴颈长度25mm
右轴颈长度48mm

=68mm
=108mm
3.输出轴上斜齿轮的受力分析。
（1）计算从动斜齿轮传递的转矩和。
=9.5510
==222938.34(N·mm)
===3810.9(N)
===1425.58(N)
===904.37(N)

=222938.34
N·mm

=3810.9N
=1425.58N
=904.37N
4.计算输出轴的支座反力和弯矩。
（1）斜齿轮圆周力 作用在水平面面上，其支座反力

（2）计算c处的垂直弯矩及弯矩图。

(3)计算轴的弯矩合成Mc

（图a）为轴的空间受力简图，输出轴支撑跨度=68mm，左右支座分别为A与B，斜齿轮对称分布在输出轴支撑跨度的中心点C，输出轴右侧悬臂梁计算长度=108mm。
====1905.45 (N)（图b）所示。
画出水平弯矩图，C处的水平弯矩为===60974.4N.mm（如图C）
斜齿轮径向力和作用在垂直面上（使轴在V面上产生弯曲变形）根据轴系力矩平衡条件，有：
=--+=0
得到垂直面上A支座的反力，（见图b）为：
=
==-65.2N.mm
由轴系力的平衡条件：
=+-=0.
得到垂直面上B支座的反力为：
=-=1425.58+65.2=1490.78（N·mm）
画出垂直弯矩图（见图e），
c处左侧的垂直弯矩为：
===-2216.8（N·mm）
c处右侧的垂直弯矩为：
===50686.52（N·mm）

注：图集中力偶作用的c处，弯矩图发生突变，弯矩突变值为：
-=50686.52+2216.8=52903.32（N·mm）
集中力偶为：
==52905.65（N·mm）
可见，轴c处弯矩突变值等于集中力偶大小,说明垂直面的外力和内力计算结果是正确的。

=
==61014.68 (N·mm)

=
==79290.6 (N·mm)
可见c处右侧合成弯矩较大，合成弯矩图（见图f）。
=68mm
=108mm。
受力分析图a
=1905.45N
=1905.45N
=121387.5
N·mm

=-65.2N·mm

=1490.78
N·mm

=-2216.8
N·mm
=50686.52
N·mm

垂直面的外力内力计算结果正确。

=61014.68
N·mm
=79290.6
N·mm

5.CD段的扭矩图。

CD段承受的扭矩等于它传递的转矩=222014（N·mm）,扭矩图见图g。

CD段扭矩图见图g
6计算危险截面的当量弯矩。
由当量弯矩图h，可见，c处是危险截面：
=
==155497.72 (N·mm)
=155497.72
N·mm

7.计算C处所需轴颈
参照表14-1和表14-4得到45钢正火（200HBS）的轴在对称玄幻状态下的许用弯曲应力=54MPa，则：===30.65mm，
由于c处开1个键槽，故直径增大5%，得=32mm＜48mm，故强度足够。

=32mm

轴的弯扭组合强度足够。
参考资料
《机械设计基础》第3版郭仁生主编清华大学出版社
《机械制图》杨老记 马英主编机械工业出版社
《机械课程设计简明手册》罗素君 朱诗顺主编化学工业出版社

七、设计小结：
在设计过程中培养了自己的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。面对机械设计课程设计当中遇到的困难，在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计是对自己所学的知识的一次系统总结与应用。