二级减速器课程设计说明书

机械设计课程设计计算说明书

设计题目：设计带式输送机中的传动装置专业年级：机械

学号：60510

学生姓名：

指导教师：

机械工程系

完成时间2019 年 1 月 4 日

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机械设计课程设计任务书

学生姓名：学号：专业：机械设计制造及其自动化任务起止时间：2018年12 月17 日至2019年 1 月 4 日设计题目：设计带式输送机中的传动装置

一、传动方案如图1所示：

图1 带式输送机减速装置方案

二、原始数据

滚筒直径d /mm 800

传送带运行速度v /(m/s) 1.6

运输带上牵引力F /N 2100

每日工作时数T /h24

传动工作年限5年单向连续平稳转动，常温空载启动。三、设计任务：

1.减速器装配图1张（A0图纸）

2.低速轴零件图1张（A3图纸）

3.低速轴齿轮零件图1张（A3图纸）

4.设计说明书1份

在三周内完成并通过答辩

参考资料：

《机械设计》《机械设计基础》《课程设计指导书》《机械设计手册》《工程力学》《机械制图》

指导教师签字：

年月日

1轴

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目录

一、电机的选择 (1)

二、传动装置的运动和动力参数计算 (1)

三、V带传动设计 (3)

四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮） (4)

五、轴的结构设计计算 (15)

六、轴的强度校核 (20)

七、校核轴承寿命 (27)

八、键连接的选择和计算 (28)

九、箱体的设计 (29)

十、心得体会 (30)

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1 / 33 一、电机的选择

1.1 选择电机的类型和结构形式：

依工作条件的要求，选择三相异步电机：

封闭式结构

U=380 V

Y 型

1.2 电机容量的选择

工作机所需的功率P W =Fv /1000= 3.36 kW

V 带效率1： 0.96 滚动轴承效率（一对）2： 0.99

闭式齿轮传动效率（一对）3: 0.97

联轴器效率4： 0.99

工作机（滚筒）效率5(w )： 0.96

传输总效率= 0.825

则，电动机所需的输出功率P d =P W /= 4.1 kW

1.3 电机转速确定

卷筒轴的工作转速W 601000πv n D

?== 38.2 r/min V 带传动比的合理范围为2~4，两级圆柱齿轮减速器传动比的合理范围为8~40，则总传动比的合理范围为'i =16~160，故电动机转速的可选范围为：

d W 'n i n =?= 611.2 ~ 6112 r/min

在此范围的电机的同步转速有：750r/min 1000r/min 1500r/min 3000r/min 依课程设计指导书表18-1：Y 系列三相异步电机技术参数（JB/T9616-1999）选择电动机

型 号： Y112M-4 额定功率P ed ： 4kW 同步转速n ： 1500r/min 满载转速n m ： 144r/min

二、传动装置的运动和动力参数计算

总传动比：m W

n i n == 37.7

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3 2.1 分配传动比及计算各轴转速

取V 带传动的传动比i 0= 3 则减速器传动比i =i /i 0= 12.57

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比1i == 4.2 则低速级传动比21i i == 3

2.2 传动装置的运动和动力参数计算

0轴（电动机轴）0d P P == 4.1 kW

0m n n == 1440 r/min

000

9550P T n == 27.2 N ?m 1轴（高速轴） 101P P η=?= 4 kW

010

n n i == 480 r/min 1119550

P T n == 79.6 N ?m 2轴（中间轴） 2123P P ηη=??= 3.84 kW

121

n n i == 144.29 r/min 2229550

P T n == 320.87 N ?m 3轴（低速轴） 3223P P ηη=??= 3.69 kW

232

n n i == 38.5 r/min 3339550

P T n == 924.92 N ?m 4轴（滚筒轴） 4324P P ηη=??= 3.62 kW

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43W n n n === 38.5 r/min

4

44

9550

P T n == 905 N ?m 以上功率和转矩为各轴的输入值，1~3轴的输出功率或输出转矩为各自输入值与轴承效率的乘积。各轴运动和动力参数如下表：

表2-1 各轴运动和动力参数

轴名

功率P /kW

转矩T /N

m

转速 n/(r/min) 传动比i 效率

输入

输出 输入 输出 0轴 4.1 27.2 1440 1轴 4 3.96 79.6 78.8 480 3 0.96 2轴 3.84 3.8 320.87 317.66 114.29 4.2 0.96 3轴 3.69 3.65 924.92 915.67 38.2 3 0.96 4轴 3.62

3.58

905

895.95

38.2

1

0.98

三、V 带传动设计

3.1 确定计算功率

根据已知条件结合教材《 机械设计》由表 8-8 得到工作情况系数 K A = 1.3 ，故P ca =K A P d = 5.33 kW 。

3.2 选择普通V 带型号

已知P ca ，n m ，结合教材《机械设计》由图 8-11确定所使用的V 带为 型。

3.3 确定带轮基准直径并验算带速

(1) 结合教材《机械设计》由表 8-7，8-9 ，初选小带轮直径d d1=90 mm 。

(2) 验算带速：d1m

π601000

d n v ==? 6.78 m/s ，满足5m/s

(3) 计算大齿轮的基准直径d20d1d i d =?= 270 mm 。

3.4 确定V 带中心距和基础长度

(1) 根据d1d20d1d20.7()2()d d a d d +≤≤+，初定中心距a 0= 500 mm 。

4 / 33 (2) 计算所需的带长 ()2d1d2d00d1d20π2()24d d L a d d a -≈+++= 1599 mm 。 由表 8-2 ，对 A 型带进行基准长度L d = 1640 mm 。

(3) 实际中心距d d00-2L L a a ≈+= 520.5 mm 中心距的变化范围min d max d

0.0150.03a a L a a L =-???=+? 475~549 mm 。 3.5 验算小带轮包角

o o d2d1118057.3d d a

α-≈-?≈ 159°>120°合格。 3.6 计算V 带根数Z

由n m ，d d1结合教材《 机械设计 》查表 8-4得P 0= 1.064 kW 。 由n m ，i 0， A 型带，查表 8-5 得P 0= 0.17 kW 。

已知α1查表 8-6 得K = 0.95 ，已知L d 查表 8-2 得K L = 0.99 则V 带根数ca 00αL

()P z P P K K ==+? 4.6 ，取z= 5 。 3.7 计算压轴力

由教材《 机械设计》表 8-3 ，可知 A 型带单位长度质量q = 0.105 kg/m 。 单根V 带的初拉力最小值：

()αca 20min α2.5()500K P F qv K zv

-=+= 133.1 N 。 压轴力的最小值：

1

P min 0min ()2()sin 2F z F α== 1308.71 N 。

四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮）

4.1 高速级齿轮传动设计计算

1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

(1) 根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20°。

(2) 参考教材《 机械设计》表 10-6 ，选用 7 级精度。

(3) 材料选择。由教材《 机械设计》表 10-1 ，选择小齿轮材料为 40Cr （调质），齿面硬度 280 HBS ，大齿轮材料为 45钢（调质） ，齿面硬度240 HBS 。

5 / 33 (4) 选小齿轮齿数Z 1= 24 ，大齿轮齿数Z 2=i 1Z 1= 100.8 ，取Z 2= 101 。

2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即

1t d ≥

1)确定公式中的各参数值 ①试选Ht K = 1.3 ②计算小齿轮传递的转矩

6119.5510/=?=T P n 79580 N ·mm

③由教材《机械设计》表 10-7 选取齿宽系数φd = 1

④由教材《机械设计》图 10-20 查得区域系数Z H = 2.5

⑤由教材《机械设计》表 10-5 查得材料的弹性影响系数Z E = 189.8 MPa 1/2 ⑥由教材《机械设计》式 10.9 计算接触疲劳强度用重合度系数Z ?

()()*111*222/2/2[][]αααα=+=

=+=a a a a arccos z cos z h arccos z cos z h

1122[()()]′′/2αεααααπ=-+-=a a Z tan tan Z tan tan 1.73

所以：ε==Z 0.87 ⑦计算接触疲劳许用应力

[]H σ。 由《 机械设计》图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为1Hlim σ= 600 MPa 、2Hlim σ= 550 MPa 。

由教材《 机械设计 》式（10-15） 计算应力循环次数：

1121160/====

N n jLh N N i 由教材《 机械设计 》图 10-23 查取接触疲劳寿命系数K HN1= 0.95 、K HN2=1 。

取失效概率为 1 %、安全系数S = 1 ，得

1lim112lim 22[][]σσσσ=

===HN H H HN H H K S K S 取1[]H σ和2[]H σ中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

][1[]σσ==H H 550MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

1.04×109

2.48×108 570MPa

550MPa

6 /

33 1≥=

=

t d

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备。

①圆周速度v

11601000

π==?t d n v 1.4m/s ②齿宽b

1φ==d t b d 55.984mm 2）计算实际载荷系数K H

①由表 10-2 查得使用系数K A = 1

②根据v = 1.4 m /s 、 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数K V = 1.05 ③齿轮的圆周力。

1112/==t t F T d 2.848×103N

t1/=A K F b 50.953N/mm<100N/mm

查表 10-3 得齿间载荷分配系数H K α= 1.2

④由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数H K β= 1.4205 。由此，得到实际载荷系数

αβ==H A V H H K K K K K 1.79

3）由式 10-12 按实际载荷系数算的分度圆直径

11==t d d 62.183mm 及相应的齿轮模数 11/==m d z 2.951mm

3.按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）由式 10-7 试算模数，即

t m ≥ 1）确定公式中的各参数值

①试选K Ft = 1.3

②由式 10-5 计算弯曲疲劳强度用重合度系数

55.894mm

7 / 33 0.750.25εαε=+

=Y 0.684 ③计算

a []F sa F Y Y σ 由图 10-17 查得齿形系数Y Fa1= 2.65 、Y Fa2= 2.21 由图 10-18 查得应力修正系数Y sa1= 1.58 、Y sa2= 1.82 由图 10-24C 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为lim1a σ=F MP 与lim2σ=F MPa 。

由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数K FN1= 0.85 ，K FN2= 0.89 取弯曲疲劳安全系数S = 1.4 ，由式 (10-14) 得

1lim112lim

22[][]σσσσ=

===FN F F FN F F K S K S a1sa11

a2sa 2

2[][]σσ==F F F F Y Y Y Y 因为大齿轮的a []

F sa F Y Y σ大于小齿轮，所以取 a 222

[][]σσ==F sa Fa sa F F Y Y Y Y 0.0167 2）试算模数

≥=

t m 1.601mm （2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度v 111==d m z 38.424mm

11

601000π==?d n v

②齿宽b

1φ==d b d 500 380 303.57MPa 241.57MPa 0.0138 0.0167

0.97m/s 38.424mm

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/76me.html