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机械设计课程设计
设计计算说明书

设计题目：带式输送机减速器

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目 录

一、 设计任务书····································
二、 传动方案确定··································
三、 电机选择····································
四、 传动比分配····································
五、 传动系统运动及动力参数计算·······················
六、 减速器传动零件计算····························
七、 轴及轴承装置设计································
八、 减速器箱体及其附件设计·······················
九、 减速器润滑和密封方法选择··················
十、 设计小结····························一、设计任务书
1、 设计任务：
设计带式输送机传动系统，采取单级圆柱齿轮减速器和开式圆柱齿轮传动。
2、 原始数据
输送带有效拉力 F=5800 N
输送带工作速度 v=0.8 m/s
输送带滚筒直径 d=315mm
减速器设计寿命为5年
3、 已知条件
两班制工作，空载开启，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。
二、 传动方案确定

1. 电动机 2.联轴器 3.减速器 4.联轴器 5.开式齿轮 6.滚筒 7.输送带
传动方案如上图所表示，带式输送由电动机驱动。电动机1经过联轴器2将动力传入减速器3再经联轴器4及开式齿轮5将动力传送至输送机滚筒6带动输送带7工作。

计算和说明
结果
三、 电机选择
1. 电动机类型选择
由已知条件能够算出工作机所需有效功率

联轴器效率 η1=0.99
滚动轴承传动效率 η2=0.99
闭式齿轮传动效率 η3=0.97
开式齿轮传动效率 η4=0.95
输送机滚筒效率 η5=0.96
传动系统总效率η总=η14·η22·η3·η4·η5=0.994×0.992×0.97×0.95×0.96=0.83287
工作机所需电机功率 Pr=Pwη总=4.640.83287=5.57Kw
由附表B-11确定，满足Pm≥Pr条件电动机额定功率Pm = 7.5Kw
2.电动机转速选择
输送机滚筒轴工作转速
nw=60000vπd=60000×0.8π×315=48.50r/min
初选同时转速为nm=1440r/min电动机。
3.电动机型号选择
依据工作条件两班制连续工作，单向运转，工作机所需电动机功率计电动机同时转速等，选择Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y132M-4,其关键数据以下：

电动机额定功率Pe
7.5kw
电动机满载转速nm
1440r/min
电动机轴伸直径
38mm
电动机轴伸长度
80mm

四、 传动比分配
1、 带式传送机总传动比
ia=nmnw=144048.5=29.69
2、 各级传动比分配：
由传动系统方案知
i01=1 i23=1
按附表B-10查取开始齿轮传动传动比
i34=6
由计算可得单级圆柱齿轮减速器传动比为
i12=iai01i23i34=29.691×1×6=4.95
五、传动系统运动及动力参数计算
传动系统各轴转速、功率和转矩计算以下
0轴（电动机轴）：
n0=nm=1440r/min
P0=Pr=5.57Kw
T0=9550P0n0=9550×5.571440=36.94N∙m
1轴（减速器高速轴）：
n1=n0=1440r/min
P1=P0∙η1=5.57×0.99=5.5143Kw
T1=9550P1n1=9550×5.51431440=36.57N∙m
2轴（减速器低速轴）
n2=n1i12=14404.95=290.91r/min
P2=P1·η3·η2=5.5143×0.97×0.99=5.2954Kw
T2=9550P2n2=9550×5.2954290.91=173.84N·m
六、减速器传动零件设计计算
1、 选择齿轮材料、热处理方法
考虑减速器传输功率不大，所以齿轮采取软齿面。小齿轮选择45钢调质，齿面硬度为235~265HBS。大齿轮选择45钢，正火，齿面硬度180~215HBS；

小齿轮 45钢 调质 HB1=235~265HBS
大齿轮 45钢 正火 HB2=185~215HBS
2、 齿轮传动设计（参考机械设计基础）
（1） 小齿轮转矩 T1=36.57N·m
（2） 初取载荷系数K'=1.8
（3） 选择齿宽系数Φa=0.35
（4） 初取重合度系数Zε'
直齿轮传动ε取在1.1~1.9之间，取ε=1.8
则Zε'=4-ε3=4-1.83=0.86
（5） 确定许用接触疲惫应力[σH]
接触应力改变总次数：
N1=60n1γLn=60×1440×1×24000=2.0736×109
N2=60n2γLn=60×290.91×1×24000=4.189104×108
寿命系数ZN1=0.9 ZN2=0.93
弹性系数ZE=189.8
接触疲惫极限应力
σHlim1=560MPa σHlim2=500MPa
最小安全系数，失效概率低于1100
SHmin=1
许用接触疲惫应力为：
σH1=σHlim1SHminZN1=5601×0.9=504MPa
σH2=σHlim2SHminZN2=5001×0.93=465MPa
（6） 按齿面接触疲惫应力初步计算中心距a
节点区域系数ZH=2.5
a=u+13500K'T1ΦauZHZEZε[σH]2=(4.95+1)×3500×1.8×36.570.35×4.95(189.8×2.5×0.86465)²=145.52mm
取a=160mm
（7） 初取齿宽 b=Φa=0.35×160=56mm
尾数取0、2、5、8，所以取齿宽为58mm
（8） 取标准模数m=2
（9） 确定齿数
由a=m2(Z1+Z2)有
Z1+Z2=2am=2×1602=160 和u=Z2Z1=4.95
解得Z1=27 Z2=133
实际齿数比u=Z2Z1=13327=4.926
传动比误差4.95-4.9264.95×100%=0.485%
（在±5％许可范围内）
（10） 确定载荷系数K
a) 使用系数KA,取KA=1
b) 动载系数KV
d1=mZ1=2×27=54mm
齿轮圆周速度
v=πd1n160000=π×54×=4.07m/s
齿轮精度取8级，按图8-21，取KV=1.18
c) 齿向载荷分布系数Kβ
按图8-24，软吃面，对称部署
Φd=bd1=5854=1.074 Kβ=1.11
d) 齿向载荷分配系数Kα
重合度ε=1.88-3.2×1Z1+1Z2=1.88-3.2×127+1133=1.737
按图8-25Kα=1.26
K=KAKVKβKα=1×1.18×1.11×1.26=1.65
K<K'所以偏安全
（11） 确定重合系数Zε
由式8-26，
Zε=4-ε3=4-1.73=0.87
（12） 确定齿宽
取b1=63mm b2=58mm
3.验算齿根弯曲疲惫强度
1) 查取齿形系数
由图8-28，查得
2) 查取应力校正系数
由图8-29查得
3) 重合度系数
按式8-23，Yε=0.25+0.75ε=0.25+0.751.7=0.69
4) 弯曲疲惫极限应力
按图8-32（c）
σFlim1=240MPa σFlim2=220MPa
5) 寿命系数
N1=2.0736×109 N2=4.189104×108
按图8-34取YN1=0.87 YN2=0.92
6) 试验齿轮应力修正系数 YST=2
7) 最小安全系数，按表8-8 SFmin=1.25
8) 许用弯曲应力，按式8-27
σF=σFlimYSTSFminYN
[σF1]=240×21.25×0.87=334.08MPa
[σF2]=220×21.25×0.93=327.36MPa
9) 齿根弯曲疲惫应力，按式8-32
σF=KT1dbmYFaYSaYε
σF1=×1.65×36.5754×63×2×2.58×1.62×0.69=51.15MPa<[σF1]
σF2=×1.65×36.5754×58×2×2.17×1.83×0.69=52.79MPa<[σF2]
齿根弯曲疲惫强度足够
4.大齿轮结构设计
齿宽b=58
齿顶高ha=m=2mm
齿根高hf=1.25m=2.5mm
齿高h=ha+hf=2.25m=4.5mm
分度圆直径d=mZ2=2×133=266mm
齿顶圆直径da1=d+2ha=266+4=270mm
齿根圆直径df=d-2hf=266-5=261mm
轴孔直径dh=62mm
轮毂直径D1=1.6dh=1.6×62=99.2mm
D1=100mm
轮毂长度L=b=58mm
轮缘厚度δ=2.5~4mn=6.25~10mm
取δ=10mm
轮缘直径
D2=da-2δ-2h=270-2×10-2×4.5=241mm
腹板厚度c=0.3b=0.3×58=17.4mm
取c=18mm
腹板中心直径
D0=0.5D2+D1=0.5×100+241=170.5mm
腹板孔直径
d0=14D2-D1=14241-100=35.25mm
取d0=35mm
齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1mm
齿轮结构以下图：

七．轴及轴承装置设计
1. 初定跨距
参考课程设计P51 图5-1
为确保滚动轴承完全放入箱体轴承孔内，计入尺寸c
采取油润滑c=3~5mm，取c=5mm
考虑齿轮和内壁沿轴向不发生干涉，k≥8mm，取k＝10mm
轴承宽度，高速轴取n1=20mm，低速轴n2=25mm
齿宽b=63mm
轴支撑跨距
高速轴
L1=2c+k+b+5~10+n1=25+10+63+10+20=123mm
低速轴
L2=2c+k+b+5~10+n2=25+10+63+10+25=128mm
2. 选择轴材料
初选45钢，调质处理，硬度246~270HB
σb=647MPa σ-1=59.7MPa
3. 轴结构设计和轴承、联轴器选择
1. 高速轴
轴转矩T1=36.57N·m
圆周力Ft1=T1d1=×36.5754=1354.44N
径向力Fr1=Ft1tanα=1354.44×tan20=492.98N
轴截面上弯矩M1=Fr1L12=492.98×0.1232=30.32N·m
轴材料许用弯曲应力σ=σ-1=59.7MPa
将转矩折合成当量弯矩折算系数α=0.6
d1≥310M12+αT12[σ-1]=18.4mm

低速轴
轴转矩T2=173.84N·m
圆周力Ft2=T2d2=173.84266=1307.07N
径向力Fr2=Ft2tanα=1307.07×tan20º=475.73N
轴截面上弯矩M2=Fr2L22=475.73×0.1282=30.45N·m
d2≥310M22+αT22[σ-1]=26.3mm
因为开有键槽
d2'=d21+5%=27.6mm
2. 高速轴结构设计
电动机伸出端直径dm=38mm
公称转矩Tn=1.2T0=41.38×1.2=49.66N·m
许用转速[n] ≥n1=1440r/min
查附表C-16，选择LT6型弹性套柱销联轴器
轴孔直径可选32、35、38、40、42
取de=32mm 长度lde=55mm
轴承选择：
Lh=5×300×16×12=1h

RAx=RBx=Ft12=677.22N
RAy=RBy=Fr12=246.49N
RA=RB=677.222+246.492=720.68N
取fP=1.2 对于球轴承ε=3
P=RAfP=720.68×1.2=864.82N
基础额定动载荷
Cr=P(60n106Lh）1ε=8753.01N
由附录D1选择6307轴承
B=21mm d=35mm D=80mm
高速轴部分尺寸以下图

3. 低速轴结构设计
转速n2=290.91r/min
转矩T2=173.84N·m
联轴器公称转矩
Tn=1.2T2=173.84×1.2=208.61N·m
查附表C-15,选择LX4弹性柱销联轴器

RCx=RDx=Ft22=653.54N
RCy=RDy=Fr22=237.87N
RC=RD=653.542+237.872=695.48N
取fP=1.2 对于球轴承ε=3
P=RCfP=695.48×1.2=834.576N
基础额定动载荷
Cr=P(60n106Lh）1ε=4956.36N
由附录D1选择6311轴承
B=29mm d=55mm D=120mm
低速轴部分尺寸以下图

4. 键设计
a) 高速轴联轴器处键设计
轴径为32mm 宽b×高h=10×8
键长l=45mm
材料选择45钢 σp=110MPa
强度校核：
σp=4Tdh(L-b)=4×36.57×10332×8×(45-10)=16.32MPa<[σp]
所以强度足够
b) 低速轴联轴器处键设计
轴径d=50mm,宽b×高h=14×9
键长l=100mm
材料选择45钢 σp=110MPa
强度校核：
σp=4Tdh(L-b)=4×173.84×10350×9×(100-14)=17.97MPa<[σp]
所以强度足够
c) 低速轴齿轮处键设计
轴径d=62mm，宽b×高h=18×11
键长l=50mm
材料选择45钢 σp=110MPa
强度校核：
σp=4Tdh(L-b)=4×173.84×10362×11×(50-18)=31.86MPa<[σp]
所以强度足够

八、减速器箱体及其附件设计
1.箱体结构尺寸
箱座壁厚δ：
δ=0.025a+1=0.025×160+1=5mm，取δ=10mm
箱盖壁厚δ1：
δ1=0.02a+1=0.02×160+1=4.2mm 取δ1=8mm
箱座凸缘壁厚b：
b=1.5δ=1.5×10=15mm；
箱盖凸缘壁厚b1：
b1=1.5δ1=12mm；
箱座底凸缘壁厚P：
P=2.5δ=25mm；
箱座上肋厚m
m≥0.85δ=8.5，取m=9
箱盖上肋厚m1
m1≥0.85δ1=6.8mm 取7mm
地脚螺钉直径及数目dΦ，n：
dΦ=0.036a+12=17.76mm 取M20; n=4；
轴承旁连接螺栓直径d1：
d1=0.75dΦ=15mm；取M16
上下箱座联接螺栓直径d2：
d2=0.5 dΦ=10mm；取M10
大齿轮顶圆和箱体内壁距离Δ1：
Δ1≥1.2δ=12mm；取15mm
列表以下：
名称
结果(mm)
箱座壁厚δ
10
箱盖壁厚δ1
8
箱座凸缘壁厚b
15
箱盖凸缘壁厚b1
12
箱座底凸缘壁厚P
25
箱座上肋厚m
9
箱盖上肋厚m1
7
地脚螺栓数目n
4
地
脚
螺
栓
螺栓直径dΦ
20
螺栓通孔直径dΦ'
25
螺栓沉头座直径d0
48
地脚凸缘尺寸
L1
32
L2
30
轴
承
旁
螺
栓
螺栓直径d1
16
螺栓通孔直径d1'
17.5
螺栓沉头座直径D0
33
部分凸缘尺寸
C1
24
C2
20
上
下
箱
螺
栓
螺栓直径d2
10
螺栓通孔直径d2'
11
螺栓沉头座直径D0'
22
部分凸缘尺寸
C1'
18
C2'
14
定位销孔直径d3‘
8
轴承旁连接螺栓距离S
120
轴承旁凸台半径Rδ
20
轴承旁凸台高度h
48
大齿轮顶圆和箱体内壁距离Δ1
15
箱外壁至轴承座端面距离K
52
部分面至底面高度H
363

2.减速器附件及其结构尺寸
1) 窥视孔及其孔盖
窥视孔用于检验传动零件啮合，润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，设置在减速器箱盖上合适位置。
窥视孔盖常见螺钉将其固定在箱体上，连接面上应加防渗漏垫片。
2) 通气器
在箱体顶部或直接在窥视孔盖上设置通气器。
3) 轴承盖
轴承盖用来封闭减速器箱体上轴承座孔和固定轴系部件轴向位置并承受轴向载荷。
4) 定位销
箱盖和箱座连接凸缘上设置两个定位销。
5) 启盖螺钉
在箱盖凸缘合适位置加工出1~2个螺孔，装入启盖用圆柱端螺钉或平端螺钉。
6) 油标
油标通常设置在箱体便于观察且油面比较稳定部位，油标有很多个类及规格，常见有压配式圆型油标、长形油标、管状油标和杆式油标等。
7) 放油孔及放油螺塞
在箱座油池最低处设置放油孔，平时用放油螺塞将放油孔堵住，在放油螺塞头和箱体凸面间应加防漏用封油垫。
8) 起吊装置
可采取吊环螺钉，也可直接在箱体上住处吊耳或吊钩
结构尺寸参考俘虏C和附录F
九、减速器润滑和密封方法选择
1.润滑方法选择
采取油浴法润滑，以浸入大齿轮一个齿全高为宜，但浸油深度不应小于10mm，为避免因为齿轮旋转搅起沉积在箱底油污，大齿轮顶圆和油池底面距离应为30~50mm。
2.密封形式
密封关键目标是预防灰尘、水分等进入轴承，并阻止滑剂流失。因为此减速器工作条件无特殊要求，所以选择密封圈密封即可。在轴承透盖和外伸轴之间装有密封件。
十、设计小结
经过机械设计基础课程设计学习，初步体验了机械设计基础方法、基础原理、基础步骤，对机械设计有了一个较为直观感受，而且对部分机械设计常见零件有了一定了解和掌握。在此次课程设计中，自学CAD软件制图给课程学习带来了较大便利，体会到软件制图优越性，同时也感受到机械设计基础课程设计这门课是一门实践性很强课程，兼具理论和工程特点，在完成作业过程中要注意很多细节，锻炼了自己完成学习任务能力。

电动机额定功率选为7.5Kw

初选1440r/min电动机

单级圆柱齿轮减速器传动传动比为i12=4.95

n0=1440r/min
P0=5.57Kw
T0=36.94N·m

n1=1440r/min
P1=5.5143Kw
T1=36.57N·m

n2=290.91r/min
P2=5.2954Kw
T2=173.84N·m

N1=2.0736×109

N2=4.189104×108

σH1=504MPa

σH2=465MPa

a=160mm

b=58mm

Z1=27
Z2=133

K=1.65<K'
偏安全

b1=63mm
b2=58mm

齿根弯曲疲惫强度足够

L1=123mm

L2=128mm

d1≥18.4mm

d2≥26.3mm

d2'=27.6mm

选择LT6型弹性套柱销联轴器

选择6307轴承

选择LX4弹性柱销联轴器

选择6311轴承

键强度足够