带式输送机传动装置——展开式二级圆柱齿轮减速器--机械设计课程设计说明书.doc

机械设计课程设计说明书
带式输送机传动装置
——展开式二级圆柱齿轮减速器

目录
第一章 设计任务书 4
1.已知条件 4
2.设计要求 4
第二章 传动方案的选择 5
2.1.电动机的选择及传动比的分配 5
第三章 电机的选择及传动比的分配 6
3.1电动机功率的选择 6
3.2电动机转速的选择和传动比的分配 6
3.3计算各轴转速 7
3.4计算各轴转矩 7
第四章 V带的设计 8
4.1已知数据 8
4.2计算功率 8
4.3选择V带 8
4.4确定带的基准直径验算带速u 8
4.5确定V带的中心距a和基准长度 8
4.6验算小带轮的包角 9
4.7计算小带轮的根数 9
4.8计算单根V带的初拉力F 9
4.9计算压轴力 9
4.10主要设计结论 9
第五章 齿轮的的设计 10
5.1高速级齿轮的设计 10
5.2按齿面接触疲劳强度设计 10
5.3按照齿根弯曲疲劳强度校核 12
5.4 计算几何尺寸 14
5.5设计结论 14
5.6低速级齿轮的设计 15
第六章 轴的的设计 22
6.1.高速轴的设计 22
6.2 高速轴的校核 23
6.3.中间轴的设计 24
6.4 中间轴的校核 25
6.5 低速级轴设计 28
6.6 低速轴的校核 30
第六章 轴承和键的的校核 36
6.1高速级轴承和键的校核 33
6.2 中间轴轴承和键的校核 34
6.3低速级轴承和键的校核 35
第七章 减速器润滑，密封方式的选择 36
7.1 润滑方式的选择 36
7.2密封方式的选择 36
第九章 减速器铸体箱主要结构尺寸 40
9.1减速器箱体附件的设计 41
9.1紧固件的选择 45
第十章 参考文献 48
第十一章 设计感言 49

第一章 设计任务书

1.已知条件：
1).运输带工作拉力F=3.0KN.
2).运输带工作速度V=1.3m/s.
3).滚筒直径D=520mm.
4).滚筒效率η=0.96.
5).工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳.
6).使用折算期 8年.
7).工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35°C.
8).动力来源 电力，三相交流，电压380/220V.
9).检修间隔期 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修.
10).制造条件及生产批量，一般机械厂制造，小批量生产.

2.设计要求：设计用于带式运输机的动力及传动装置，完成减速器装配图（A0 图纸，手工绘制）1 张 ，轴和齿轮零件图2 张（A3 图纸，计算机绘图），下箱体零件图1张（A2图纸，计算机绘图），设计计算说明书1 份。
第二章 传动方案的选择

2.1.电动机的选择及传动比的分配
2.1.1传动装置总体方案的确定

（1）减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器
（2）该方案的优缺点：瞬时传动比恒定，工作平稳，传动准确可靠，镜像尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。二级展开式圆柱齿轮减速器具有传递功率大，轴具有较大刚性，制造简单，维修方便，使用寿命长等许多优点。但减速器轴向尺寸及重量大，高级齿轮的承载能力不能充分利用；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。

第三章 电机的选择及传动比的分配

3.1电动机功率的选择
选择Y系列和三相异步电动机，电压380V/280V
选择电动机的容量，运用公式
一对齿轮的传动效率：0.98；
一V带传动效率：0.95；
一对滚动轴承的效率：0.99；
联轴器效率：0.98；
工作机效率 ：0.96

电动机的输出功率为

根据求，，取

3.2电动机转速的选择和传动比的分配

查表10-78[1]
选择电动机Y132S-4型
电动机尺寸 H=132mm，D=38mm
转速Nm=1440r/min ,Pm=5.5kw

取=3，=3.75，=2.68

3.3计算各轴转速

3.4计算各轴转矩

参数
轴名
电动机轴
1轴
2轴
3轴
滚动轴
转速r/min
1440
480
128
47.76
47.76
功率p/kw
5.5
5.23
5.27
4.92
4.77
转矩N.mm
36.48
104.01
378.27
983.79
811.83
传动比
3
3.75
2.68
效率η
0.95
0.98
0.98

电动机部分设计完毕。

=3
=3.75
=2.68

第四章 V带的设计
4.1已知数据
工作时间每天8h，两班制

4.2计算功率Pca
取 故

4.3选择V带
根据，，查表8-11[2]选用B型带

4.4确定带的基准直径验算带速u
4.4.1 初选小带轮直径
查表8-7[2]和8-9[2]，取小带轮基准直径=125mm

4.4.2验算带速
因为5m/s<u<30m/s,故带速合适

4.2.3计算大带轮的直径
，取，

4.5确定V带的中心距a和基准长度
4.5.1初定中心距
根据式（8-20），取=700mm。

4.5.2计算带的基准长度
由式（8-22）

由表8-2选带的基准长度Ld=2180mm

4.5.3计算实际中心距a

中心距的变化范围631-729mm

4.6验算小带轮的包角

4.7计算小带轮的根数
4.7.1计算单根V的额定功率
由查表8-4[2]的
根据n1=1440r/min,ib=3和B带，查表8-5[2]得
查表8-6[2]的，查表8-2[2]得
于是

4.7.2计算V带的根数
取3根
4.8计算单根V带的初拉力Fo
由表8-3[2]得A型带的单位长度质量q=0.18kg/m,所以

4.9计算压轴力

4.10主要设计结论
选用B型普通V带3根，带基准长度2180mm，带轮基准直径
，中心距控制在631-729mm.单根V带的初拉力为
，

V带设计完毕

第五章 齿轮的的设计

5.1高速级齿轮的设计
5.1.1已知条件
高速机齿轮轴输入功率，小齿轮转速，传动比，工作时间8年，每年300天，两班制，单向稳定转动。
5.1.2选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数
1：圆柱斜齿轮，压力角
2：齿轮等级选择7级精度
3：材料选择。由表10-1，选择大齿轮材料为45号钢，调制处理，齿面硬度 240HBS；小齿轮选择40Cr，调制处理，齿面硬度 280HBS，做相同处理。
4：初选小齿轮的齿数为z1=24，大齿轮为,取
5：初选螺旋角为14

5.2按齿面接触疲劳强度设计
5.2.1计算小齿轮分度圆直径

5.2.2确定公式中的各参数值
⑴初选载荷系数
⑵由图10-20查取区域系数
⑶由式10-21计算解除疲劳强度用重合度系数

5.2.4螺旋角系数 由式10-23可得

5.2.5计算接触疲劳许用应力[]
由图10-25d查的小齿轮和大齿轮解除疲劳极限为600Mpa、550Mpa
由式10-15计算应力循环次数

由图10-23查取解除疲劳寿命系数
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-14得

取较小值作为齿轮副的接触疲劳许用应力，即

5.2.6计算小齿轮分度圆直径

1.调整分度圆直径
计算实际载荷系数的数据准备
(1).圆周速度

(2).齿宽b

2.计算实际载荷系数
(1).由表10-2查得使用系数=1
(2).根据v=1.313m/s,7级精度，得Kv=1.09
(3).齿轮的圆周力

(4).查表10-3得齿间载荷分配系数
(5).由表10-4用差值法查的7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时候，

3.实际载荷系数

4.相应的模数

取模数Mn=2

5.3按照齿根弯曲疲劳强度校核
校核公式

5.3.1确定公式里面的参数值
1.初选载荷系数
2.由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数

3.由式10-19，可得到计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数

4.计算
由当量齿数
，
查图10-17，得齿轮系数
查表10-18查得应力修正系数
求许用应力
查表10-22查的弯曲疲劳寿命系数

求

因为小齿轮的大，所以取小齿轮的值

5.3.2校核弯曲疲劳强度

5.4 计算几何尺寸
5.4.1计算中心距

圆整中心距，取中心距为150mm
5.4.2修正螺旋角

5.4.3计算大小齿轮分度圆直径

5.4.4计算齿轮宽度

5.5设计结论

模数
齿数
压力角
螺旋角
中心距
旋向
齿顶圆
齿根圆
分度圆
齿宽
齿轮
mn
z
an
β
a

da
df
d
b
小
2
24

17.573
150
左
66.94
57.94
62.94
68
大
2
113

17.573
150
右
241.06
232.06
237.06
62
5.5.1修正传动比：;

5.6低速级齿轮的设计
5.6.1已知条件
高速机齿轮轴输入功率，小齿轮转速，传动比，工作时间8年，每年300天，两班制，单向稳定转动。

5.6.2选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数
1)圆柱斜齿轮，压力角
2).齿轮等级选择7级精度
3).材料选择。由表10-1，和高速级材料相同
4).初选小齿轮的齿数为，大齿轮为,取
5).初选螺旋角为14

5.6.3按齿面接触疲劳强度设计
1).由式计算小齿轮分度圆直径

2).确定公式中的各参数值
(1).初选载荷系数
(2).由图10-20查取区域系数
(3).由式10-21计算解除疲劳强度用重合度系数

5.6.4螺旋角系数 由式10-23可得

5.6.5计算接触疲劳许用应力[]
1).由图10-25d查的小齿轮和大齿轮解除疲劳极限分别为600MPa、550MPa
由式10-15计算应力循环次数

2).由图10-23查取解除疲劳寿命系数
3).取失效概率为1%，安全系数S=1。
4).取较小值作为齿轮副的接触疲劳许用应力即：

5.6.6 计算小齿轮分度圆直径

5.6.7.调整分度圆直径
计算实际载荷系数的数据准备
1).圆周速度

2).齿宽b

5.6.8计算实际载荷系数
1).由表10-2查得使用系数=1
2).根据v=0.412m/s,7级精度，得Kv=1.05
3).齿轮的圆周力

4).查表10-3得齿间载荷分配系数
5).由表10-4用差值法查的7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时候，

实际载荷系数为

相应的模数

取模数=3
5.6.9按照齿根弯曲疲劳强度校核
校核公式

1.确定公式里面的参数值
1).初选载荷系数
2).由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数

3).由式10-19，可得到计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数

4).计算
由当量齿数:

查图10-17，得齿轮系数
查表10-18查得应力修正系数
求许用应力
查表10-22查的弯曲疲劳寿命系数

求

因为小齿轮的大，所以取小齿轮的值

2.校核弯曲疲劳强度
5.6.10.计算几何尺寸
1.计算中心距

圆整中心距，取中心距为175mm
2.修正螺旋角

3.计算大小齿轮分度圆直径

4.计算齿轮宽度

5.6.11设计结论

模数
齿数
压力角
螺旋角
中心距
旋向
齿顶圆
齿根圆
分度圆
齿宽
齿轮
mn
z
an
β
a

da
df
d
b
小
3
30

17.931
175
左
98.76
85.26
92.76
100
大
3
81

17.931
175
右
256.44
242.94
250.44
95
修正传动比：;
传动比相对误差：
齿轮部分设计完毕

第六章 轴的的设计
6.1.高速轴的设计

6.1.1 已知数据:
，小齿轮分度圆直径62.94mm，
b1=70mm
6.1.2 求作用在轴上的力

6.1.3 估计最小轴径
选轴45号钢，Ao=126

考虑到轴上键槽，取d=30mm
6.1.4.确定各段轴径
1.对于1段，，由于和带轮相连接，带轮长61mm，取L1=70mm
2.对于2段，为了减少精加工长度，做一段阶梯轴，取，L2=40mm，
R=1.6
3.对于3段，是安装轴承的轴段轴颈部分，为了区分加工表面，取
，初选深沟球轴承6308系列轴承，参数，
左端为凸缘式端盖定位，右端为挡油环，R=1.6

4.对于4段为过渡段，初选直径，L4=85mm，R=1.6
5.对于5段，安装齿轮轴头部分，齿轮宽70mm，轴头应该内缩，取L5为70mm，制作成齿轮轴，，R=1
6.，取L6=33mm，R=1

6.1.5 键槽的选取
1段键槽，查表6-1，取

上图为轴基本尺寸图
接下来为轴的校核部分

6.2 高速轴的校核
6.2.1.画出轴的受力弯矩图

计算结果如右边所示

6.2.2 按弯扭合成进行校核
高速轴的所受的力及弯扭矩可简化为上图的力学模型:其中,
L=217mm
水平面上受力分析：

竖直面上受力分析：

将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：

高速轴危险截面弯扭矩表

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

根据轴的弯扭合成条件
取α = 0.6 ,
轴的计算应力为

轴的材料为45钢，调质处理。查《机械设计》
教材第358页表15-1查得
因此 ，故安全。

6.3.中间轴的设计
6.3.1 已知数据
，小齿轮分度圆直径
d1=92.76mm，b1=100mm，大齿轮分度圆直径d2=237.06mm，宽度b2=65mm
6.3.2 求小齿轮作用在轴上的力
大齿轮与配合的齿轮受力大小相同，方向相反

6.3.3 估计最小轴径
选轴45号钢，Ao=126

取d=45mm
6.3.4 确定各段轴径
1.对于1段，，初选深沟球轴承6309，暂取

L1=40mm，R=1.6
2.对于2段，放大齿轮的轴头，做一段定位轴肩，取，L2=61mm,
便于齿轮的定位，R=1.6

高速级校核合格

3.对于3段，是定位轴环，定位齿轮，取，R=2
4.对于4段，安装小齿轮的轴头部分，取，轴头内
缩便于轴向定位，R=2
5.对于5段安装轴承，
6.做出结构图

6.3.5 选择键槽
1.大齿轮键槽：查表6-1，
2.齿轮键槽：查表6-1，

6.4 中间轴的校核
6.4.1做出受力图

6.4.2.按弯扭合成进行校核
中间轴轴的所受的力及弯扭矩可简化为上图的力学模型:其中,

水平面上受力分析：

竖直面上受力分析：

将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：

中间轴轴危险截面弯扭矩表

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

根据轴的弯扭合成条件
取α = 0.6 ,
轴的计算应力为

轴的材料为45钢，调质处理。查《机械设计》
教材第358页表15-1查得
因此 ，故安全。

6.5 低速级轴设计
6.5.1.已知数据
，齿轮分度圆直径250.44mm，
齿轮宽度b1=95mm
6.5.2.求作用在轴上的力
与配合的小齿轮受力大小相同，方向相反

6.5.3.估计最小轴径
选轴45号钢，Ao=126

6.5.4 求各段轴径和长度
1.对于1段，选取凸缘联轴器，查表，选用YLD11型凸缘联轴器，,
长度L=107mm，取L1=104mm，需要内缩一部分R=1.6
2.对于2段，为满足轴肩定位要求，取，L2=50mm，R=2
3.对于3段，选择深沟球轴承6215型，规格尺寸
，L3=25mm，R=2
4.此段为过渡段，右边为齿轮定位轴肩，取，R=2
5.5段为轴头部分，取轴孔为75mm，，齿宽为95，为了更好的定位齿轮，轴头应该内缩，取L5=92mm，R=1.6，6段为轴承段，，取 L6=41mm。
6.5.5画出结构图

中间轴校核合格

6.5.6轴的校核
1.画出轴的受力图

低速轴的所受的力及弯扭矩可简化为上图的力学模型: 其中,
L=219mm
水平面上受力分析：

竖直面上受力分析：

将危险截面的水平弯矩、垂直弯矩、总弯矩及扭矩列表：

低速轴危险截面弯扭矩表

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

根据轴的弯扭合成条件
取α = 0.6 ,
轴的计算应力为

轴的材料为45钢，调质处理。查《机械设计》
教材第358页表15-1查得
因此 ，故安全。

低速级校核合格

第六章 轴承和键的的校核
6.1高速级轴承和键的校核
6.1.1轴承的校核
1.高速级轴承为6308系列深沟球轴承，
2.基本额定静载荷
3.基本额定动载荷
4.轴承的受力
5.右端轴承受力更大，校核右端即可，轴承所受径向力
，
6.求当量动载荷

，X=1，Y=0

7.校核轴承寿命，轴承许用寿命为两年，两班制，故

轴承校核通过
6.1.2键的校核
键的材料为钢，许用应力为
键1：

校核通过

6.2 中间轴轴承和键的校核
6.2.1 轴承的校核
1.中间轴轴承为6309系列深沟球轴承，
2.基本额定静载荷
3.基本额定静载荷
4.轴承的受力
5.右端轴承受力更大，校核右端即可，轴承所受径向力
，
6.求当量动载荷

，X=1，Y=0

7：校核轴承寿命，轴承许用寿命为两年，两班制，故

轴承校核通过
6.2.2键的校核
键的材料为钢，许用应力为
键1：
键2：

校核通过

6.3低速级轴承和键的校核
6.3.1 轴承的校核
1.低速级轴承为6215系列深沟球轴承，
2.基本额定静载荷
3.基本额定静载荷
4.轴承的受力
5.左端轴承受力更大，校核左端即可，轴承所受径向力
，
6.求当量动载荷

，X=1，Y=0

7.校核轴承寿命，轴承许用寿命为两年，两班制，故

轴承校核通过
6.3.2键的校核
键的材料为钢，许用应力为
键1：
键2：

校核通过

第七章 减速器润滑，密封方式的选择
7.1 润滑方式的选择
7.1.1求各齿轮的速度
1.高速轴大齿轮
2.中间大齿轮
中间小齿轮
3.低速轴齿轮
齿轮采用浸油润滑，选用种负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号150润
滑油
7.1.2轴承的润滑
1.高速轴，
2.中间轴，
3.低速轴，
全部小于，采用润滑脂润滑，采用（SH/T0386-1992型润
滑脂
7.2密封方式的选择
7.2.1滚动轴承用毛毡垫圈密封
1.高速轴，垫圈参数尺寸
直径
毛毡圈

重量
槽
d
D
d1
B
KG
D0
d0
b
δ
40
53
89
7
0.0026
52
41
6
12

齿轮采用浸油润滑

2.中间轴，垫圈参数尺寸

直径
毛毡圈

重量
槽
d
D
d1
B
KG
D0
d0
b
δ
40
53
89
7
0.0026
52
41
6
12

3.低速轴，垫圈参数尺寸

直径
毛毡圈

重量
槽
d
D
d1
B
KG
D0
d0
b
δ
75
80
58
8
0.0069
78
61
7
12

4.结构示意图

7.2.2轴承端盖的设计
1.高速轴的透盖，闷盖，调整垫片
闷盖
参数
D
M
e
l
d2
d
l1
b

140
6
10
37
81
90
5
6

透盖
参数
D
M
e
l
d2
d
l1
b
d1

140
6
10
37
81
90
5
6
35
调整垫片
参数
b1
d0

0.5
90

2.中间轴闷盖，调整垫片
按上图示意图所示
闷盖
参数
D
M
e
l
d2
d
l1
b

150
8
10
35
91
100
5
6

调整垫片
参数
b1
d0

0.5
100

3.低速轴透盖，闷盖，调整垫片
闷盖
参数
D
M
e
l
d2
d
l1
b

180
12
10
35
120
130
5
8

透盖
参数
D
M
e
l
d2
d
l1
b
d1

180
12
10
35
120
130
5
8
70
调整垫片
参数
b1
d0

0.5
130

设计完毕

第九章 减速器铸体箱主要结构尺寸
单位/mm
机座壁厚
δ
10
机盖壁厚
δ1
10
机座凸缘厚度
b
15
机盖凸缘厚度
b1
15
机座底凸缘厚度
b2
25
地脚螺钉直径
df
15
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁连接螺栓
d1
12
机盖机座连接螺栓
d2
9
连接螺栓d2间距
l
160
轴承端盖螺钉直径
d3
8,10,12
窥视孔盖螺钉直径
d4
8
定位销直径
d
6
轴承凸台半径
R1
20
凸台高度
h
50
大齿轮齿顶圆与内壁距离
Δ1
12
小齿轮齿顶圆与内壁距离
Δ2
12
机盖，机座肋厚
m,m1
12，12
轴承端盖外径
D2
140,150,180
轴承端凸缘厚度
t
10
轴承旁连接螺栓
s
140,150,180
内壁至轴承座距离
L
30

9.1减速器箱体附件的设计

9.1.1窥视孔盖，通气孔,封油垫片的结构设计
（1）孔盖（厚度为4）

（2）螺钉的选择
查机械手册，选取内六角圆柱头螺钉（GB/T 70.1-2000），螺纹部分b=10，总长L=15
（3）封油垫片的设计（石棉橡胶纸），厚度为0.5

9.1.2排油口和油塞的设计
（1）油塞

（2）封油垫片（厚度0.5）

3：结构

9.1.3油标尺设计
（1）油标尺子

（2）结构设计

9.1.4吊耳环合吊耳设计
（1）箱坐（厚度为10mm）

（2）箱体（厚度为10mm）

9.2 紧固件的选择

9.2.1轴承旁连接螺栓d1
（1）选取六角头螺栓（GB/T5782-2000)A级M12号螺栓

（2）选择弹簧垫圈(GB/T93-1987)

b=3.1;s=3.1;d=12.2
（3）选择螺母（GB/T6170，41-2000）
K=10;e=20.3;s=18

9.2.2箱盖底座连接螺栓d10
（1）选择内六角螺栓（GB/T70.1-2000）

d
K
dk
t
ds
b
L
S
e
M10
10
16
5
10
20
35
8
9.15

（2）螺母（GB/T6170，41-2000）

K=8.4，S=16,e=17,。77
（3）选择弹簧垫圈(GB/T93-1987)

b=2.6;s=2.6;d=10.2

第十章 参考文献

1. 濮良贵，陈国定，吴立言主编.机械设计.[M].9 版.北京:高等教育出版社,2013.5