用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器.doc

结构设计(2)

计算说明书

设计题目:用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速箱设计

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完成日期

目录
一、设计任务书 3
二、传动方案的分析与拟定 3
三、电动机的选择计算...............................................................................................................................................................4
四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 6
五、传动零件的设计计算 8
六、V带设计 19
七、轴的设计计算及其强度校核 21
八、 键的校核计算 31
九、附件的结构设计 32
十、设计心得 37
参考文献 37

一、设计任务书
（一）、题目：设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器.
（二）、原始数据： 运输带工作拉力F:8000N
运输带工作速度v:1.10m/s
卷筒直径D:300mm
（三）、工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为10年,小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为±5%.

二、传动方案的分析与拟定
（1）为满足工作机的工作要求（如所传递的功率及转速），且综合考虑其在结构简单、尺寸紧凑、加工方便、高传动效率，使用维护方便等方面的要求，对本次设计采用展开式二级圆柱齿轮减速器。该设计更能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。传动方案简图如下所示

对传动简图中各标号零件的说明：
1—电动机 2---联轴器 3—二级圆柱齿轮减速器
4—运输带 5---带筒
三、 电动机的选择计算
（一）、选择电动机的类型和结构形式：
根据工作要求采用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，结构形式为卧式封闭型。
（二）、确定电动机的功率：
按照傅燕鸣主编《机械设计课程设计手册》（后文简称《机设》）中式（13-3，4），电动机所需工作功率为：

（r/min）
计算结果

计 算 结 果

工作机所需功率为：
kw

因为齿轮齿面选用硬齿面的且转速不高，所以选择7级精度齿轮，效率为η齿轮=0.98，V带效率为η带=0.95，
因为有震动，故选用弹性联轴器，效率为η联轴器=0.99 ,滚动轴承效率为η轴承=0.99，
卷筒轴滑动轴承效率为 η滚筒=0.96
传动装置的总效率为：

所需电动机功率为：
kw
因载荷平稳，电动机的额定功率Ped选略大于Pd即可。由表2-1，Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为11kw。
（三）、确定电动机的型号
由《机设》表5-5可知V带传动比i=2-4。
二级圆柱齿轮减速器为i2’=8-40.则总传动比的范围为I’=16-160,
故电动机转速的可选范围为

符合这一范围的同步转速有1500r/min, 3000r/min 二种。
方案对比：
电动机的转速越高，磁极对数越少，其尺寸和重量也就越小，价格越低。当选用转速高的电动机，由于电动机转速与工作机转速差别较大，会使传动比过大，致使结构尺寸和重量增加，价格反而也会有所提高，综合考虑选用1500r/min的转速的电动机，选择型号Y160M-4。
电动机数据及总传动比：

方案
电动机型号
额定 功 率Ped / KW
电机转速n/(r/min)
同步转速
满载转速
1
Y160M1-2
11
3000
2930
2
Y160M-4
11
1500
1460

四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算

（一）、传动装置总传动比的确定和分配
1、传动装置总传动比

其中，为选定的电动机的满载转速
2、分配传动装置各级传动比
减速器的传动比为i，取带传动比为3

两级展开式圆柱齿轮减速器，为高速级传动比，为低速级传动比。取
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比

则高速级的传动比

(二) 、传动装置运动及动力参数的计算
1、计算各轴转速：
n₀ = nm = 1460 r / min
n1 = n0/=1460/3=486.67r/min
n2 = n1 / i12 =486.67/3.01=161.68r/min
n₃ = n₂ / i₂₃ = 161.68/2.31=69.99r/min
2、计算各轴功率：
P₀ = Pd =10.6kw　
P1 = P0 *η带 = 10.6*0.95=10.07kw
P2 = P1 *η轴承η齿轮 = 10.07*0.99*0.98= 9.77kw
P3 = P2 *η轴承η齿轮 =9.77*0.99*0.98=9.48kw
P4 = P3*η轴承η联轴器=9.48*0.99*0.99=9.29kw

3、计算各轴转矩:
T0 = 9550 P0/ n0=9550×10.06/1460=69.34N.M
T1 = 9550 P1/ n1=9550×10.07/486.67=197.61N.M
T2 = 9550 P2/ n2 = 9550*9.77/161.68=577.09N.M
T3= 9550P₃ / n₃ = 9550*9.48/69.99=1690.17N
T4= 9550P4 / n4 = 9550*9.29/69.99=1267.60N.M
5、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如下所示
各轴运动和动力参数
参数
电动机轴
高速轴
中间轴
低速轴
转速(r/min)
1460
496.67
161.68
69.99
功率(kw)
10.6
10.07
9.77
9.48
转矩(n.m)
69.34
197.61
577.09
1293.53
传动比
3
3.01
2.31
效率
0.95
0.97
0.97

五、传动零件的设计计算
------------减速箱内传动零件设计
圆柱齿轮传动：
一、选择材料，确定许用应力
由《机械设计第八版》表10-1得，
小齿轮采用45钢，调质处理，硬度为250HBW；
大齿轮采用45钢，正火处理，硬度为200HBW；
两者硬度差为50HBW。
二、高速轴齿轮对计算
选1轴上小齿轮齿数为25，得到2轴上大齿轮齿数为z2=i齿z1=3.01×25=75.25，取z2=75，压力角为=13︒
1.按齿面接触疲劳强度设计
小齿轮分度圆直径：

确定公式中各参数：
① 取=1.6
② 小齿轮转矩为T2=197.61N/m
③ 由表5-26选齿宽系数=1
④ 由表5-25查得弹性影响系数
⑤ 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=500MPa，=310MPa
⑥ 力循环次数：
==60*486.67*1*(1*8*10*300)=7.008
=7.0088×108/(60/26)=2.336
⑦ 由图10-23查取接触疲劳寿命系数：
= 0.92
=0.97
⑧ 取失效概率为1%，安全系数S=1，得需用接触应力
=460MPa
=300.7MPa
则=438.35MPa
⑨ 由图5-12选取区域系数ZH=2.44。
⑩由图5-13查得=0.78，=0.84，=+=1.62
（2）计算：
①试算小齿轮分度圆直径

=92.39mm
②圆周速度 =2.35m/s
③计算齿宽b及模数mnt
b==192.39=92.39mm
mnt===3.6mm
h=2.25mnt=2.253.6=8.1mm
b/h=92.39/8.1=11.41mm
④计算纵向重合度
=0.318=0.318125tan13=1.84
⑤计算载荷系数K。
由5-1得KA=1.0;根据v=1.034m/s,齿轮7级精度查5-6得动载荷系数KV=1.09， =1.321，查图5-5得 =1.281;查5-22得==1.1故载荷系数为
K=KAKV=1.01.091.11.321=1.58
⑥按实际载荷系数校正所得的分度圆直径。
=
⑦计算模数mn
mn=
2)按齿根弯曲疲劳强度设计

（1） 确定计算参数。
① 计算载荷参数。
K=KAKV=11.091.11.281=1.536
②=1.84,从图5-11查得螺旋角影响系数=0.88
③计算当量齿数。

④查取齿形系数。由表5-24查得：YFa1=2.57 YFa2=2.22
⑤查取应力校正系数。由表5-24查得：YFs1=1.60 YFs2=1.77
⑥由图5-9c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,由5-9b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限。
⑦计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得

大齿轮的数值大。
（2） 设计计算
=2.312mm
取弯曲疲劳强度算得的模数2.5mm，取按接触强度算的分度圆直径d1=92.003mm,可得小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为：
Z1=
Z2=i齿z1=3.0136=108.36=108
4）几何尺寸计算
（1）计算中心距。
a=
为了便于制造和测量，中心距尽量圆整成尾数0和5，取a=185mm。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角。
=
因值改变不多，故等不必修复。
（3） 计算大小齿轮的分度圆直径。
d1==92.5mm
d2==277.5mm
(4)计算齿轮的宽度。
b=
圆整后取b1=90mm,b2=95mm。

二、低速轴齿轮对计算
选2轴上小齿轮齿数为z1=26，得到2轴上大齿轮齿数为z2=i齿z1=2.31×26=60.06，取z2=60,压力角为=13︒
1).按齿面接触疲劳设计:

(1)确定公式中各参数：
①取=1.6
②小齿轮转矩为T2=577.09N/m
③由表5-26选齿宽系数=1
④由表5-25查得弹性影响系数
⑤由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为= 600MPa，=310MPa
⑥应力循环次数：
==60*161.8*1*(1*8*10*300)=2.328×108
=2.328×108/(60/26)=1.009
⑦由图10-23查取接触疲劳寿命系数：
= 0.96
=0.97
⑧取失效概率为1%，安全系数S=1，得需用接触应力
=576MPa
=300.7MPa
则=438.35MPa
⑨由图5-12选取区域系数ZH=2.44。
⑩由图5-13查得=0.78，=0.84，=+=1.62
（2）计算：
①试算小齿轮分度圆直径

=122.16mm
②圆周速度 =1.034m/s
③计算齿宽b及模数mnt
b==1122.16=122.16mm
mnt===4.603mm
h=2.25mnt=2.254.578=10.301mm
b/h=122.16/10.301=11.86mm
④计算纵向重合度
=0.318=0.318126tan13=1.909
⑤计算载荷系数K。
由5-1得KA=1.0;根据v=1.034m/s,齿轮7级精度查5-6得动载荷系数KV=1.03， =1.436，查图5-5得 =1.375;查5-22得==1.1故载荷系数为
K=KAKV=1.01.031.11.436=1.627
⑥按实际载荷系数校正所得的分度圆直径。
=
⑦计算模数mn
mn=
2)按齿根弯曲疲劳强度设计

（4） 确定计算参数。
①计算载荷参数。
K=KAKV=11.031.11.375=1.558
②=1.909,从图5-11查得螺旋角影响系数=0.89
③计算当量齿数。

④查取齿形系数。由表5-24查得：YFa1=2.55 YFa2=2.26
⑤查取应力校正系数。由表5-24查得：YFs1=1.61 YFs2=1.74
⑥由图5-9c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,由5-9b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限。
⑦计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得

大齿轮的数值大。
（5） 设计计算
=2.95
取弯曲疲劳强度算得的模数2.95mm并就近圆整为标准值mn=3mm，取按接触强度算的分度圆直径d1=122.84mm,可得小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为：
Z1=
Z2=i齿z1=2.3140=92.4=93
4）几何尺寸计算
（1）计算中心距。
a=
为了便于制造和测量，中心距尽量圆整成尾数0和5，取a=205mm。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角。
=
因值改变不多，故等不必修复。
（6） 计算大小齿轮的分度圆直径。
d1==123.31mm
d2==286.69mm
(4)计算齿轮的宽度。
b=
圆整后取b1=120mm,b2=125mm。

两组齿轮参数

高速级
低速级
齿数z
25
75
26
60
中心距a(mm)
185
205
模数m(mm)
2.5
3
齿宽b(mm)
95
90
125
120
分度圆直径d(mm)
92.50
277.5
123.31
286.69
三、齿轮结构设计
1）高速轴齿轮对设计
小齿轮直径采用实心齿轮结构，大齿轮直径小于500采用腹板式齿轮结构。

代号
结构尺寸计算公式
结果（mm）
轮毂处直径

104
轮毂轴向长度L
L=B-4
6 52
倒角尺寸n

1.25
腹板最大直径

190
板孔分布圆直

147
板孔直径

2

腹板厚度C

16

由于小齿轮结构尺寸较为简单不做详细介绍。
2）低速轴齿轮结构设计
小齿轮直径采用实心齿轮结构，大齿轮直径小于500采用腹板式齿轮结构。
代号
结构尺寸计算公式
结果（mm）
轮毂处直径

214
轮毂轴向长度L
L=B-4
6 79
倒角尺寸n

2
腹板最大直径

230
板孔分布圆直

179
板孔直径

31
腹板厚度C

23

由于小齿轮结构尺寸较为简单在此也不做详细介绍。
五、 V带设计
1. 确定计算功率
由载荷变动较小，每天单班制，查表5-1，取带传动工作情况系数=1.1，则

2. 选择V带带型
根据求得的=11.66kW以及n0=1460r/min，查图5-1，选用B型V带。
3. 确定带轮的基准直径及验算带速v
查表5-2并参考图5-1，取小带轮的基准直径=130mm
验算带速v

因为5m/s<v<30m/s，故带速合适。
计算大带轮的基准直径

根据表5-2注2，取=400mm。
4.确定V带的中心距a和基准长度
根据，得371<<1060。初定中心距=700mm
计算所需的基准长度

由表5-3选带的基准长度=2240mm。
计算实际中心距a

因此中心距的变化范围为670.14~770.94mm。
5. 验算小带轮的包角

因为小带轮包角大于90°，故合适。
6. 计算带的根数z
计算单根V带的额定功率
由表5-4，=2.40kW，查表5-5，=0.17kW
查表5-6得=0.94，查表5-3得=1.00，于是
=（2.40+0.17）×0.94×1.00=2.416kW
计算V带的根数z

取5根。
7. 计算单根V带初拉力的最小值
由表5-7查得B型V带的单位长度质量q=0.18kg/m，所以
=
应使带的实际初拉力。
8. 计算压轴力
压轴力的最小值为
=2×5×212.46×sin79.01=2085.64N
六、轴的设计计算及其强度校核
6.1 轴的选材及其许用应力的确定
因传递的功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，所以初选轴的材料为45钢，调质处理。查表16-1得：轴材料的硬度为217~255HBW，抗拉强度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。
6.2轴的最小值估算
1）高速轴最小直径
高速轴为转轴，输入端与大带轮相连接，所以输入端轴径应最小。查表16-2，取，则高速轴最小直径为

考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴段截面上应设有一个键槽，故将此轴径增大5%~7%，则

查表1-19取标准尺寸
（2）中间轴最小直径
查表16-2，取，则中间轴最小直径为

同理，轴径增大15%

查表1-19取标准尺寸

（2）低速轴最小直径
查表16-2，取，则低速轴最小直径为

同理，轴径增大15%

查表1-19取标准尺寸
6.3减速器装配工作底图的设计
根据轴上零件的结构、定位、装配关系、轴向宽度、零件间的相对位置及轴承润滑方式等要求，参考表15-1、图15-3及图16-3，装配工作底图20-7，其中箱座壁厚查表15-1 取箱盖壁厚 由取=12mm
取故箱体内宽mm
6.4高速轴的结构设计及强度校验
，， ， ，，，

地脚螺钉mm取M20
轴承旁连接螺钉mm
取M16

取M12轴承端盖螺钉直径取M10
由表4-13螺栓GB/T5782-2000 M10 30由表8-1查得轴承端盖凸缘厚度轴承座宽度取
取端盖与轴承座间的调整垫片厚度
总长mm
强度校核

两支点支反力

由
(方向相反)

处的弯矩

处的弯矩

A截面小为危险截面
取
当量弯矩

安全
选用轴承7311AC

N
N

2被压紧1被放松

X=1 Y=0
X=0.41 Y=0.87

6.5中间轴的结构设计及强度校验

处的弯矩

处为齿轮轴，D2处为危险截面

安全
选用轴承7414AC

取

2被压紧，1被放松

X=1 Y=0
X=0.41 Y=0.87

轴承符合要求
6.6低速轴的结构设计及强度校验

选用轴承7318AC
联轴器的选择
由于载荷较平稳，速度不高，无特殊要求，故选用弹性套柱销联轴器。查表7-9

查表7-6选用LT10型，公称转矩故。采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径d=75mm轴孔长度L=142mm，取弹性套柱销的装配距离
选用毡圈85JB/ZQ 4606—1997.

处的弯矩
水平
垂直

是危险截面

取

轴安全
选用7318AC

X=0.41 Y=0.87
X=1 Y=0

齿轮符合要求
八、 键的校核计算
（1）高速轴上的键
选择键连接的种类和尺寸。主动周外伸端，
考虑到键在轴中部安装，查表4-27，选键，，
。选材料为45钢查表4-28，键静连接时的许用挤压应力，取。工作长度，键与轮毂键槽的接触高度
校核键连接的强度

故键的强度足够，选择键合适
（2）中间轴上的键
选择键连接的种类和尺寸。主动周外伸端，
考虑到键在轴中部安装，查表4-27，选键，，
。选材料为45钢查表4-28，键静连接时的许用挤压应力，取。工作长度，键与轮毂键槽的接触高度
校核键连接的强度

故键的强度足够，选择键合适
(3) 低速轴上的键
选择键连接的种类和尺寸。主动周外伸端，
考虑到键在轴中部安装，查表4-27，选键，，
。选材料为45钢查表4-28，键静连接时的许用挤压应力，取。工作长度，键与轮毂键槽的接触高度
校核键连接的强度

故键的强度足够，选择键合适
九、附件的结构设计
1、检查孔和视孔盖
检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。

2、放油螺塞
放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。

3、油标
油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。

4、通气器
通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。

5、起吊装置
起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。
吊耳
：

吊钩

6、起盖螺钉
为便于起盖，在箱盖凸缘上装设1个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。

7、定位销
在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。

8、确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸
由于需要大批量生产，需要考虑工作性能以及成本问题，机体采用剖分式，制造工艺选择为铸造。其机体结构尺寸初选如下表：
名称
符号
尺寸 mm
机座壁厚

10
机盖壁厚

8
机座凸缘厚度

15
机盖凸缘厚度

12
机座底凸缘厚度

20
地脚螺栓直径

20
地脚螺栓数目

4
轴承旁连接螺栓直径

16
机盖与机座连接螺栓直径

10
连接螺栓的间距

150
轴承端盖螺钉直径

10、12
窥视孔盖螺钉直径

8
定位销直径

8
、、至外机壁距离

26、22、16
、至凸缘边缘距离

20、14
凸台高度

结构确定
内机壁至轴承座端面距离

60
大齿轮顶圆与内机壁距离

10
齿轮端面与内机壁距离

12
机盖、机座肋厚
、
6.8、8.5
轴承端盖外径

具体设计
轴承端盖凸缘厚度

8
轴承旁连接螺栓距离

结构确定

十一、设计心得
整整2个礼拜的机械设计课程设计，还真是不够用。开始几天有些放松，有些同学设计过程中出了错，自己不以为然，认为自己就是一帆风顺，结果自己还是会出错，从齿轮强度不够到齿轮干涉，再到齿轮浸油不够，这些问题还真像晴天霹雳般，算了重选，选了再算。也是自己没有早点画草图引起的，早点画草图干涉一看就知道了，早点画草图浸油一算就明了了。这也要怪自己设计过程中没有这个意识，“侥幸心理”一直主导着我，认为自己不会出错的吧！仔细想想这些天来，计算时间花了一大半，画图时间也是浪费了不少，不过看着自己的设计逐步成形，还算是给了自己些许安慰。回想起老师其中布置的作业还真是用心良苦，可惜那时我不知道齿轮的设计计算才是最废时间的，所以才做了V带设计。总之做个设计还真是不简单，通过这次的课程设计我体会到怎么将课本的理论知识和实际设计相结合，书本上的理论设计往往拿着成功的案例来讲解，事实上实际设计都需要反复推敲才能算出一个较为合理的值来。通过这次设计我相信我下次再设计时能注意到更多的细节，也能做得更好了。

参考文献
[1]濮良贵，陈国定，吴立言《机械设计》(第九版).北京：高等教育出版社，2013
[2]傅燕鸣，《机械设计课程设计手册》上海科学技术出版社，2013

（范文素材和资料部分来自网络，供参考。可复制、编制，期待你的好评与关注）

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