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机械设计课程设计减速器设计计算说明书

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机械设计课程设计计算说明书

一． 传动方案拟定…………………………………………………………………………..2

二． 电动机的选择…………………………………………………………………………..2

三． 计算总传动比及分配各级的传动比…………………………………………………..4

四． 运动参数及动力参数计算……………………………………………………………..5

五． 传动零件的设计计算…………………………………………………………………..6

六． 轴的设计计算…………………………………………………………………………..12

七． 滚动轴承的选择及校核计算…………………………………………………………..19

八． 键连接的选择及计算…………………………………………………………………..22

设计题目: V带——双级圆柱减速器

机电工程学院08机工A 班

设计者:

学号:

指导老师:

9月15日

一．设计数据和要求

传动方案拟定
第七组: 设计单机圆柱齿轮减速器和一级带传动

I.原始数据: 输送带工作拉力F=4kN
输送带速度v=2.0 m/s
卷筒直径D=450 mm
II.工作条件: 1. 工作情况: 两班制工作( 每班按8h计算) , 连续单向运转, 载荷变化不大, 空载启动; 输送带速度允许误差5%; 滚筒效率=0.96。
2. 工作环境: 室内, 灰尘较大, 环境温度30C左右。
3. 使用期限: 折旧期8年, 4年一次大修。
4．制造条件及批量: 普通中、 小制造厂, 小批量。
III． 参考传动方案( 如下图)

IV．设计工作量
1. 设计说明书一张。
2. 减速器装配图一张( 1号图) 。
3. 减速器主要零件的工作图( 3号图纸3~4张) 。

二．电动机的选择

电动机( 1) Y系列( 转动惯量, 启动力矩小)
（2） 输出
（3）

(4) 查14页表16-1可选电动机参数
中心距
方案
型号
P额
转速
满载转速
传动比
轴径
额外伸长度
160
1
Y160L-6
11
1000
970
11.41
42
110
160
2
Y160M-4
11
1500
1460
17.18
42
110
由上表数据, 初选Y160M-4电动机, 即总传动比i=17.18

三．计算总传动比及各轴的运动及动力参数
传动比分配: 取带传动比
则减速器总传动比
双级圆柱齿轮高速级:
低速级:
3动力装置的运动和动力参数计算
（1） 各轴转速计算:

= 符合
因此
（2） 各轴的输入功率计算:

（3） 各轴的输入转矩:

各轴的运动及动力参数
轴号
转速( r/min)
功率( kw)
转矩( NM)
传动比i
1
730
9.700
126.897

1

2
218.43
9.221
403.152
3
84.99
9.765
984.889
4
84.99
8.504
955.562
2.57

四．V带的选择及参数计算
V带
（1） 由表8-7查得工作情况系数=1.1

=P=1.1*11=12.1 kw

（2） 选择V带类型

据 由图8-11选 B型

确定带轮的基准直径由表8-6和8-8取小带轮的基准直径=200mm

( 75)

验算带速V。
V==m/s=15.28m/s

5m/s<V<30m/s 合格

（3） 计算大带轮基准直径

=i=2*200=400mm由表8-8圆整dd2=400mm

（4） 确定V带中心距和基准长度

0.7=4 00

取=600mm

（5） 带所需基准长度

=1200=942+16.67
=2158.67mm

由表8-2选带基准长度=2240mm

（6） 计算实际中心局

640.665mm

中心距变化范围420~1200mm

（7） 验算小带轮上的包角

（8） 计算带的根数

由=200mm =1460r/min 查表得8-4a 得=5.13kw( 差值法求出)

据=1460r/min i=2 和 B型带查表8-46的=1 于是

( 5.13+0.46) *0.954*1kw=5.333kw

计算V带根数

=2.2689

五．齿轮的设计计算
1.减速器高速级齿轮设计:
已知轴输入功率 小齿轮转速730r/min 齿数
由电动机工作寿命8年( 设每年工作300天) 两班制, 传动机连续单向运转载荷变化不大
（1） 选定齿轮类型, 精度等级, 材料及齿数
a． 选用直齿圆柱传动
b． 运输机为一般工作机器, 速度不高 故选择8级精度( GB10095-88)
c． 材料选择由表10-1( 机械设计P191) 选择小齿轮材料为40( 调制) 硬度为280HBS
大齿轮45钢( 调制) 硬度240HBS二者材料硬度差为40HBS
d． 选小齿轮齿数=24, 则大齿数=80.208 取80
（2） 按齿面接触强度设计:
由设计计算公式( 10-9a; P203机械设计)
a． 试选择载荷系数
b． 计算小齿轮传递转矩
c． 由表10-7( 机械设计P205) 选取齿宽系数( 两支承相对小齿轮不对称布置)
d． 由表10-6查得材料的弹性影响系数( 机械设计P201)
e． 由图10-21d( 机械设计P209) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

由图10-21d( 机械设计P209) 按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限

f． 由式N=60nj( 机械设计P206) 计算应力循环次数
=60*730*1*( 2*8*300*8) =1.682x
==0.503 x
g． 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.91 0.95( 机械设计P207)
h． 计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式( 10-12) 得: ( 机械设计P205)
==0.9X600=540
=0.95X500=522.5

计算:
(1) 试计算小齿轮分度圆直径, 代人中较小的值。

=2.23
(2) 计算圆周速度V
V=
（3） 计算齿宽b。

（4） 计算齿宽与齿高之比
模数: =10.67
齿高: h=2.25=2.252.945=6.626
（5） 计算载荷系数
根据V=2.7m/s 8级精度, 由图10-8查得动载系数( 机械设计P197)
直齿轮; 由表10-3( 机械设计P195)
由表10-2查得使用系数( 机械设计P193)
由表10-4用插值法查得8级精度, 小齿轮相对支承非对称布置时,
( 机械设计P197)
由=10.67 查图10-13得故载荷系数
K=
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式( 10-10a) 得: ( 机械设计P204)

（7） 计算模数m。

按齿根弯曲强度设计
由式( 10-5) 得弯曲强度的设计公式为:

（1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
（2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数;
（3） 计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4, 由式( 10-12) 得( 机械设计P205)

（4） 计算载荷系数

（5） 查取出齿形系数。
由表10-5查得: =2.65; =2.22( 机械设计P200)
（6） 查取应力校正系数
由表10-5查得: =1.58; =1.77
（7） 计算大小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大
( 2) 设计计算:
圆整为标准值m=2.5 =76.788
小齿轮齿数
大齿轮齿数
参考P213

4集合尺寸计算
（1） 计算分度圆直径:

（2） 计算中心距
（3） 计算齿轮宽度

2.减速器低速级齿轮设计:
已知轴输入功率, 小齿轮转速218.43r/min, 齿数。
由电动机工作寿命8年( 设每年工作300天) 两班制, 传动机连续单向运转载荷变化不大
（1） 选定齿轮类型, 精度等级, 材料及齿数:
a． 选用直齿圆柱传动。
b． 运输机为一般工作机器, 速度不高, 故选择8级精度( GB10095-88)
c． 材料选择由表10-1( 机械设计P191) 选择小齿轮材料为40Cr( 调制) 硬度为280HBS。
大齿轮45钢( 调制) , 硬度240HBS, 二者材料硬度差为40HBS。
d． 选小齿轮齿数=24, 则大齿数=242.57=61.68 取62。
（2） 按齿面接触强度设计:
由设计计算公式( 10-9a; P203机械设计)
a． 试选择载荷系数
b． 计算小齿轮传递转矩

c． 由表10-7( 机械设计P205) 选取齿宽系数( 两支承相对小齿轮不对称布置) 。
d． 由表10-6查得材料的弹性影响系数( 机械设计P201)
e． 由图10-21d( 机械设计P209) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。
由图10-21d( 机械设计P209) 按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限 。
f． 由式N=60nj( 机械设计P206) 计算应力循环次数
=60218.431( 283008) =5.033
=
g． 由图10-19取接触疲劳寿命系数=1.14 =1.19( 机械设计P207)
h． 计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式( 10-12) 得: ( 机械设计P205)
==1.4600=684
=1.19500=595

计算:
(1) 试计算小齿轮分度圆直径, 代人中较小的值。

=2.23
(2) 计算圆周速度V
V=
（3） 计算齿宽b。

（4） 计算齿宽与齿高之比:
模数: ; =
齿高: h=2.25=2.253.985=8.966
（5） 计算载荷系数
根据V=1.1m/s , 8级精度, 由图10-8查得动载系数( 机械设计P197)
直齿轮; 由表10-3( 机械设计P195)
由表10-2查得使用系数( 机械设计P193) ;
由表10-4用插值法查得8级精度, 小齿轮相对支承非对称布置时, ( 机械设计P197)
由=10.67 查图10-13得故载荷系数
K=
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式( 10-10a) 得: ( 机械设计P204)

（7） 计算模数m。

按齿根弯曲强度设计
由式( 10-5) 得弯曲强度的设计公式为:

（1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
（2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数;
（3） 计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4, 由式( 10-12) 得( 机械设计P205)

（4） 计算载荷系数

（5） 查取出齿形系数。
由表10-5查得: =2.65; =2.212( 机械设计P200)
（6） 查取应力校正系数
由表10-5查得: =1.58; =1.734
（7） 计算大小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大
( 2) 设计计算:
圆整为标准值m=4 =103.43
小齿轮齿数
大齿轮齿数
参考P213

4集合尺寸计算
（1） 计算分度圆直径:

（2） 计算中心距 =186mm
（3） 计算齿轮宽度

六．轴的设计计算

1.输入轴的设计计算
e． 按扭矩初算轴径
选用45号调质, 硬度
根据课本P13公式, 取c=115 d
考虑有键槽, 疆直径增大5%则:
d=28.5630mm
f． 轴的结构设计
( 1) 轴上零件的定位, 固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央, 相对两轴承对称分布, 齿轮左面由轴肩定位, 右边用套筒轴向固定, 联接以平键作为过渡配合固定, 两轴承分别以轴肩和大筒定位, 则采用过渡配合固定。
( 2) 确定轴各段直径和长度
I段: 长度取
因为h=2c c=1.5
II段:
因此
初选用6208深沟球轴承, 其内径为40, 宽为18
考虑齿轮断面和箱体内壁, 轴承断面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为22, 经过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度, 并考虑联轴器和箱体外壁应该有一定距离而定, 为此, 取该段长为83, 宽装齿轮段长度应比轮毂宽度小2故II段长:

III段直径

IV段直径

由手册得: c=1.5 h=2c=3mm

长度与右面的套筒相同, 即:
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑, 应该便于轴承的拆卸, 应按标准查取由手册得安装尺寸h=3 该段直径应取: ( 40+3*2) =46mm
因此, 将IV段设计成阶梯型, 左段直径为36mm, V段直径 长度
由上述轴各段长度可得轴支承跨距L=204mm

高速级轴强度校核
（4） 按弯矩复合强度计算
已知: ( 1) 分度圆直径. ( 2) 转矩
则: ( 3)圆周力(参照P198)
（8） 径向力
（9） 因为该轴两轴承不对称, 且跨距L=2+120+6+76=204mm
因此
2.绘制轴受力简图( 如图a)

3. 绘制垂直面弯矩图( 图b)
截面C弯矩
4. 绘制水平弯矩图( 图c)
截面C弯矩
5. 绘制合弯矩图( 图d)
截面C弯矩
6. 绘制扭矩图( 图e)
转矩
7. 绘制当量弯矩图( 图f)
转矩产生的扭剪合力按脉动循环变化, 取截面C处的当量弯矩为
8.校核危险截面C的强度

( 表15-1机械设计)

因此该轴强度足够
2.中间轴的设计
1. 材料钢, 调质处理 取C=115

d1段要装配轴承, 由上式取d1=40.0mm 查手册( 课程设计P117)

选用6208轴承,

d2段装配低速级小齿轮, 且, 取d2=45mm, L2=76mm

因为要比小齿轮孔长2~3mm
d3段主要是定位高速级大齿轮, 因此取d3=50mm L3=10mm
d4装配高速级大齿轮
L4=110-2=108mm
d5\段要装配轴承, 取d5=40mm,选用6208轴承, L5=18+20+2=40mm
校核该轴和轴承
分度圆直径d2=104mm,d3=260mm,转矩T2=403152N.m
则圆周力 Ft2=N
Ft3=N
Fr2=Ft2*tan=7752.923*tan20=2821.883
Fr3=Ft2*tan=3101.169*tan20=1128.733
因为该轴两轴承不对称, 且跨距L=86.5mm
因此LA=78mm LB=L=86.5mm
Lc=104mm
2). 2.绘制轴受力简图( 如图a)

3. 绘制垂直面弯矩图( 图b)
截面B弯矩
截面C弯矩
4. 绘制水平弯矩图( 图c)
截面B弯矩
截面C弯矩
5. 绘制合弯矩图( 图d)
截面B弯矩
截面C弯矩
6. 绘制扭矩图( 图e)
转矩
7. 绘制当量弯矩图( 图f)
⑤绘制当量弯矩图( 图f)
转矩产生的扭剪合力按脉冲循环变化, 取, 截面B.C的当量弯矩为: ( )
=462.21N*M
=432.92N*M
⑥校核危险截面B的强度.

搅和危险截面C的强度.

因此该轴强度足够.

3.输出轴的设计

一. 确定各轴段直径.
1． 计算最小直径 d1 圆整成标准值d1=63mm
2． 设计d2, 采用挡油环给轴承定位, 选轴承6215: D=130mm,B=25mm,d=75mm
3． 设计轴段d3。考虑到挡油环轴向定位, 取d3=80mm。
4． 设计另一端轴颈d6, 取d6=d2=75mm, 轴承由挡油环定位。挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。
5． 设计轴头d5取d5>d6, 查手册取d5=80mm
6． 设计轴环d2及宽度b。为使齿轮轴向定位, 故取d2=d5+2h=80+(0.07*80+3)=97.2mm, 取d4=100mm,b=1.4h=12mm
二．确定各轴段长度

1. 取L1=100mm, 由各齿轮宽度和轴承宽度取L2=35mm,L3=85mm,L4=12mm,L5=101mm,L6=50mm

三．按弯扭复合强度计算
已知: 1.分度圆直径d3=268mm
2. 转矩T3=983889N.M
则: 3.圆周力Ft3=2T3/d3=2*984889/268=7349.92N
4.径向力Fr3=Ft3*tanα=2675.15N
5.固为该轴两轴承不对称且跨距L=240.5mm
因此:
3.绘制轴向受力简图( 图a)

1).绘制垂直面弯矩图( 图b)
截面C弯矩
2) .绘制水平弯矩图( 图c)
截面C弯矩
3) .绘制合弯矩图( 图d)
截面C弯矩
4) .绘制扭矩图( 图e)
转矩
5) .绘制当量弯矩图( 图f)
转矩产生的扭剪合力按脉动循环变化, 取截面C处的当量弯矩为
6) .校核危险截面C的强度

因此该轴强度足够

七．滚动轴承的选择及校核计算
九． 轴承预计寿命:

十． 计算输入轴承:
4. 已知
①两轴承经相反力:

② ③查课程设计,机械设计得到, , ,

故符合寿命要求。
（4） 对中间轴滚动轴承.
①取6208轴承; ②轴向力较小, 轴承主要承受径向载荷.
③ 查机械设计 表13-4.
④
因此符合。
（5） 从动轴轴承, 6215.
同上,

因此符合。

八．键连接的选择及计算
1， 轴齿轮处键
轴颈d=46mm, 由机械设计P106查得键的b*h=14*9
由机械设计P106表格6-2得, 【ð1】=100~120MPa
初选长度L=80mm
校核ð= 【ð】
2轴
d2因此b*h=14*9,取L=63
ð=
‚处 。

3轴

因此
符合条件
润滑方式的确定
因为力传动的方式属于轻型, 转速较低, 速度远小于, 宜采用脂润滑。

F=4000N

V=2.0m/s

D=450mm