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V带-一级圆柱齿轮减速器设计说明书Ⅰ

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2

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机械课程设计任务书

班级　　　　　　　姓名　　　　　　　　学号　　　　　

题目：皮带运输机的 级　　　齿圆柱齿轮减速器设计
一、传动简图
滚筒

输送带

联轴器

一级圆柱齿轮减速器
电动机

带传动

二、原始数据：输送带工作拉力F＝　　　　N，滚筒直径D＝　　　mm,
输送带速度V＝　　　　　m/s。
三、工作条件：单班制，连续单向运转，有轻度冲击，环境温度 °C。
四、使用年限：寿命 .
五、输送带速度：允许误差±5％.
六、设计工作量
1、减速器装配图1张（A1）。
2、零件图1－3张（A2）.
3、设计说明书1份。

目录
1、传动方案拟定……………。………………………………。2
2、电动机的选择………………………………………。……。2
3、计算总传动比及分配各级的传动比………………。……。4
4、运动参数及动力参数计算………………………….…….5
5、传动零件的设计计算…………………………………。….6
6、轴的设计计算…………………………………………。.。.。12
7、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19
8、键联接的选择及计算………..……………………………22
9、设计参考资料目录

10、结束语

计算过程及计算说明
结果
1、传动方案拟定
第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
1。1工作条件：使用年限8年,工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。
1.2原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2。0m/s；
滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。
1。3传动简图（图1）
2、电动机选择
2。1电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2。2电动机功率选择：
2.2.1传动装置的总功率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0。96×0。982×0.97×0.99×0.96
=0。85
2.2。2电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总
=1000×2/1000×0。8412
=2。4KW

图1
2。2.3确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.0/π×50
=76.43r/min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3～6。取V带传动比I'1=2～4，则总传动比理时范围为I’a=6~24.故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
n筒=（6~24）×76.43=459～1834r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min .

2.2.4确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S—6。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min,额定转矩2.0。质量63kg。

3计算总传动比及分配各级的伟动比
3.1总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57
3.2分配各级伟动比
据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=6(单级减速器i=3～6合理）
∵i总=i齿轮×I带
∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2。095

4运动参数及动力参数计算
4.1计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=960r/min
nII=nI/i带=960/2.095=458。2(r/min）
nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min）
4。2计算各轴的功率（KW)
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η带=2。4×0。96=2。304KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2。304×0。98×0。96
=2.168KW

4。3计算各轴扭矩（N·mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960
=23875N·mm
TII=9。55×106PII/nII
=9.55×106×2。304/458。2
=48020。9N·mm
TIII=9。55×106PIII/nIII=9。55×106×2.168/76.4
=271000N·mm

5传动零件的设计计算
5。1皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本P83表5-9得:kA=1。2
PC=KAP=1.2×3=3。9KW
由课本P82图5—10得:选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为
75～100mm
则取dd1=100mm〉dmin=75
dd2=n1/n2·dd1=960/458.2×100=209.5mm
由课本P74表5-4，取dd2=200mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200
=480r/min
转速误差为：n2-n2'/n2=458.2—480/458。2
=-0。048<0。05（允许）
带速V:V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5。03m/s
在5～25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心矩
根据课本P84式（5-14）得
0. 7（dd1+dd2）≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+200)≤a0≤2×（100+200)
所以有：210mm≤a0≤600mm
由课本P84式（5—15）得：
L0=2a0+1。57（dd1+dd2)+（dd2-dd1）/4a0
=2×500+1。57(100+200)+(200-100)2/4×500
=1476mm
根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm
根据课本P84式（5—16）得:
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400—1476/2
=500-38
=462mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2—dd1/a×57.30
=1800-200-100/462×57。30
=1800-12.40
=167。60〉1200（适用)
（5）确定带的根数
根据课本P78表(5-5)P1=0.95KW
根据课本P79表（5—6）△P1=0。11KW
根据课本P81表（5-7）Kα=0.96
根据课本P81表（5—8）KL=0.96
由课本P83式（5-12)得

Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL
=3.9/（0。95+0.11） ×0.96×0.96
=3.99
(6）计算轴上压力
由课本P70表5—1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV（2。5/Kα-1）+qV2
=[500×3。9/4×5。03×(2。5/0。96—1)+0。1×5。032］N
=158。01N
则作用在轴承的压力FQ,由课本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2
=1256。7N

5.2齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面.小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240～260HBS。大齿轮选用45钢,调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra≤1。6～3。2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76。43(kT1(u+1)/φdu[σH]2）1/3
由式（6—15）
确定有关参数如下:传动比i齿=6
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=6×20=120
实际传动比I0=120/2=60
传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0％〈2.5％ 可用
齿数比：u=i0=6
由课本P138表6—10取φd=0。9
（3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9。55×106×2.4/458.2
=50021。8N·mm
（4)载荷系数k
由课本P128表6—7取k=1
（5)许用接触应力［σH]
［σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图6—33查得：
σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×458.2×1×（16×365×8）
=1。28×109
NL2=NL1/i=1。28×109/6=2。14×108
由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=0.92 ZNT2=0。98
通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
［σH］1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1。0Mpa
=524。4Mpa
[σH］2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得：
d1≥76。43(kT1(u+1）/φdu［σH］2）1/3
=76。43［1×50021。8×（6+1)/0.9×6×3432］1/3mm
=48。97mm
模数：m=d1/Z1=48.97/20=2。45mm
根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm
（6）校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P132(6-48)式
σF=(2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径:d1=mZ1=2。5×20mm=50mm
d2=mZ2=2。5×120mm=300mm
齿宽：b=φdd1=0。9×50mm=45mm
取b=45mm b1=50mm
（7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表6—9相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2。14 YSa2=1.83
（8）许用弯曲应力［σF]
根据课本P136（6-53）式：
[σF］= σFlim YSTYNT/SF
由课本图6-35C查得：
σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa
由图6-36查得：YNT1=0。88 YNT2=0。9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
［σF］1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0。88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0。9/1。25Mpa
=302.4Mpa
将求得的各参数代入式（6-49)
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2。52×20) ×2.80×1。55Mpa
=77。2Mpa< ［σF］1
σF2=（2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2。14×1.83Mpa
=11.6Mpa< ［σF］2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9）计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2（Z1+Z2)=2。5/2（20+120)=175mm
(10）计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3。14×50×458.2/60×1000
=1。2m/s

6轴的设计计算
6.1 输入轴的设计计算
6。1。1按扭矩初算轴径
选用45#调质,硬度217～255HBS
根据课本P235（10-2)式，并查表10-2，取c=115
d≥115 （2。304/458。2)1/3mm=19.7mm
考虑有键槽，将直径增大5％，则
d=19.7×（1+5％)mm=20。69
∴选d=22mm

6.1.2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，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，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
工段：d1=22mm 长度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段：d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初选用7206c型角接触球轴承,其内径为30mm，
宽度为16mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通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有一定矩离而定,为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，故II段长:
L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直径d3=35mm
L3=L1-L=50—2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得:c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2)=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
（3)绘制轴结构图
6.1.3按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=50mm
②求转矩：已知T2=50021。8N·mm
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6—34）式得
Ft=2T2/d2=50021。8/50=1000.436N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=364.1N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm

（1)绘制轴受力简图（如图a)
(2)绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=182。05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=182。05×50=9.1N·m
（3)绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·m
(4）绘制合弯矩图(如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(9。12+252)1/2=26.6N·m
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩:T=9.55×(P2/n2）×106=48N·m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+（αT）2］1/2
=［26.62+（1×48）2］1/2=54.88N·m
（7）校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0。1d33=99。6/0.1×413
=14。5MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够.

6。2 输出轴的设计计算
6。2.1按扭矩初算轴径
选用45#调质钢,硬度（217～255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表(10-2）取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115（2.168/76。4)1/3=35。08mm
取d=35mm

6.2。2轴的结构设计
（1)轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状,左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入.
（2)确定轴的各段直径和长度
初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=300mm
②求转矩：已知T3=271N·m
③求圆周力Ft:根据课本P127(6—34）式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806。7N
④求径向力Fr根据课本P127（6—35）式得
Fr=Ft·tanα=1806.7×0.36379=657。2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657。2/2=328。6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903。35N
（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=328。6×49=16。1N·m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903。35×49=44.26N·m
(4）计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=(16。12+44.262)1/2
=47.1N·m
（5）计算当量弯矩：根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2］1/2=[47。12+（1×271)2]1/2
=275.06N·m
（6）校核危险截面C的强度
由式（10—3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/（0。1×453)
=1.36Mpa〈［σ—1］b=60Mpa
∴此轴强度足够

7滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×365×8=48720小时
7。1计算输入轴承
(1）已知nⅡ=458.2r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0。63FR1=315.1N
(2） ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=315。1N FA2=FS2=315。1N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=315。1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315。1N/500。2N=0。63
根据课本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4）计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表(11-9）取f P=1。5
根据课本P262（11—6）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1）=1.5×(1×500.2+0）=750。3N
P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1。5×(1×500.2+0）=750.3N
（5）轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=750。3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本P264（11—10c)式得
LH=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
=1047500h〉48720h
∴预期寿命足够

7.2计算输出轴承
（1)已知nⅢ=76。4r/min
Fa=0 FR=FAZ=903.35N
试选7207AC型角接触球轴承
根据课本P265表(11-12）得FS=0.063FR，则
FS1=FS2=0。63FR=0.63×903。35=569。1N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端为压紧端,1为压紧端，2为放松端
两轴承轴向载荷:FA1=FA2=FS1=569.1N
(3）求系数x、y
FA1/FR1=569。1/903.35=0。63
FA2/FR2=569.1/930。35=0.63
根据课本P263表（11—8）得:e=0.68
∵FA1/FR1〈e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2〈e ∴x2=1
y2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
根据表（11—9）取fP=1.5
根据式（11-6）得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1。5×（1×903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×903.35)=1355N
(5）计算轴承寿命LH
∵P1=P2 故P=1355 ε=3
根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N
根据课本P264 表（11—10）得:ft=1
根据课本P264 （11—10c)式得
Lh=16670/n(ftCr/P） ε
=16670/76。4×(1×30500/1355）3
=2488378。6h〉48720h
∴此轴承合格
8键联接的选择及校核计算
8。1输入轴与带轮联接采用平键联接
轴径d1=22mm,L1=50mm
查手册得，选用A型平键,得：
键A 8×7 GB1096—79 l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N·m h=7mm
根据课本P243（10—5）式得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa〈[σR］(110Mpa）

8。2输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mm L3=48mm T=271N·m
查手册P51 选A型平键
键10×8 GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38
=101。87Mpa<[σp］（110Mpa）

8.3输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm
查手册P51 选用A型平键
键16×10 GB1096-79
l=L2-b=50—16=34mm h=10mm
据课本P243式（10-5）得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp］
9设计参考资料目录
所用到的参考资料都可以列出，如：
[1]机械设计基础课程设计：张建中主编，徐州：中国矿业大学出版社，1999。6
［2]………
10结束语
说明自己在课程设计中的心得体会，分析设计的优缺点及改进意见等。

F=1000N
V=2.0m/s
D=500mm
L=500mm

n滚筒=76。4r/min
η总=0.8412
P工作=2.4KW

电动机型号
Y132S-6

i总=12.57
据手册得
i齿轮=6
i带=2。095

nI =960r/min
nII=458。2r/min
nIII=76。4r/min

PI=2.4KW
PII=2。304KW
PIII=2.168KW

TI=23875N·mm
TII=48020N·mm
TIII=271000N·mm

dd2=209。5mm
取标准值
dd2=200mm

n2’=480r/min
V=5。03m/s

210mm≤a0≤600mm
取a0=500

Ld=1400mm

a0=462mm

Z=4根

F0=158.01N

FQ =1256。7N

i齿=6
Z1=20
Z2=120

u=6

T1=50021.8N·mm

αHlimZ1=570Mpa
αHlimZ2=350Mpa

NL1=1。28×109
NL2=2.14×108
ZNT1=0。92
ZNT2=0.98

［σH]1=524。4Mpa
[σH］2=343Mpa

d1=48.97mm

m=2。5mm

d1=50mm
d2=300mm
b=45mm
b1=50mm
YFa1=2.80
YSa1=1.55
YFa2=2.14
YSa2=1.83

σFlim1=290Mpa
σFlim2 =210Mpa
YNT1=0。88
YNT2=0。9
YST=2
SF=1.25

σF1=77。2Mpa
σF2=11。6Mpa

a =175mm
V =1.2m/s

d=22mm

d1=22mm
L1=50mm

d2=28mm

L2=93mm
d3=35mm
L3=48mm

d4=41mm
L4=20mm

d5=30mm

L=100mm

Ft =1000.436N
Fr=364。1N

FAY =182。05N
FBY =182.05N
FAZ =500.2N

MC1=9。1N·m

MC2=25N·m

MC =26。6N·m

T=48N·m

Mec =99.6N·m

σe =14。5MPa
〈［σ-1]b

d=35mm

Ft =1806.7N

FAX=FBY =328.6N
FAZ=FBZ =903。35N

MC1=16。1N·m

MC2=44。26N·m

MC =47。1N·m

Mec =275。06N·m

σe =1.36Mpa
<[σ—1]b

轴承预计寿命48720h

FS1=FS2=315。1N

x1=1
y1=0
x2=1
y2=0

P1=750。3N
P2=750.3N

LH=1047500h
∴预期寿命足够

FR =903.35N
FS1=569.1N

x1=1
y1=0
x2=1
y2=0

P1=1355N
P2=1355N

Lh =2488378。6h
故轴承合格

A型平键8×7

σp=29.68Mpa

A型平键
10×8

σp=101.87Mpa

A型平键

16×10
σp =60。3Mpa

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