课程设计说明书.docx
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课程设计说明书
目录
1设计任务2
1.1原始数据2
1.2传动装置参考方案2
1.3工作条件2
2传动装置的总体设计3
2.1电动机的选择3
2.1.1初步确定传动系统总体方案。
3
2.1.2选择V带传动和二级圆柱齿轮减速器。
3
2.1.3选择电动机类型3
2.2确定传动装置的总传动比和分配传动4
2.3计算传动装置的运动和动力参数5
2.3.1各轴转速5
2.3.2各轴输入功率5
2.3.3各轴输入转矩5
3传动零件的设计计算6
3.1V带传动设计6
3.1.1确定计算功率6
3.1.2选择带型号6
3.1.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v6
3.2齿轮传动设计8
3.2.1高速级齿轮传动的设计计算8
3.2.2、低速级齿轮传动的设计计算11
4具体二级齿轮减速器轴的方案设计13
4.1各轴的最小直径计算13
4.2轴的结构设计14
5键的校核16
5.1根据轴的直径选择键16
5.2校核键的承载能力16
6轴承的润滑及密封17
7设计结果18
7.1最终实际传动比i18
7.2各轴转速n18
7.3各轴输入功率P18
7.4各轴输入转矩T18
7.5高、低速级齿轮参数（单位mm）19
7.6键的尺寸参数19
8参考文献20
1设计任务
传动装置中广泛采用减速器，它具有固定传动比、结构紧凑、机体封闭并有较大刚度、传动可靠等特点。
设计带式输送机传动系统。
采用V带传动及两级圆柱齿轮减速器。
1.1原始数据
运输带的有效拉力F=6200N，运输带速度v=0.48m/s（允许误差5%）,卷筒直径D=375mm。
减速器设计寿命为8年。
1.2传动装置参考方案
带式输送机由电动机驱动。
电动机1通过V带传动将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。
1.3工作条件
两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为380/220伏。
2传动装置的总体设计
2.1电动机的选择
2.1.1初步确定传动系统总体方案。
2.1.2选择V带传动和二级圆柱齿轮减速器。
2.1.3选择电动机类型
（a）按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。
（b）选择电动机的容量
电动机所需工作功率按式P
＝P
/η
KW
由式P
=Fv/1000KW
因此P
=Fv/1000η
KW
由电动机至运输带的传动总效率为η
=η1·η24·η32·η4·η5
式中：
η
、η
、η
、η
、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取η
=0.96、η
=0.98（滚子轴承）、η
=0.97（齿轮精度为8级，不包括轴承效率）、η
=0.99（齿轮联轴器）、η5=0.96，则η
=0.96·0.984·0.97
·0.99·0.96=0.79
所以Pd=Fv/1000η
=（6200·0.48）/（1000·0.79）=3.76KW
（c）确定电动机转速
卷筒轴工作转速为n=60·1000v/πD=60·1000·0.48/（π·375）=24.46r/min
按课程设计指导书的表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i
＝2～4，二级圆柱齿轮减速器传动比i
＝8～40，则总传动比合理范围为i
＝16～160，电动机转速的可选范围为n
＝i
×n＝（16～160）×24.46＝391～3913r/min
符合这一范围的同步转速有750，1000，1500，3000r/min
根据容量和转速，由有关手册查出有二种传动比方案：
方案
电动机型号
额定功率
电动机转速r/min
电动机重量N
同步转速
满载转速
1
Y132S1-2
5.5
3000
2880
670
2
Y132S2-2
7.5
3000
2880
720
3
Y132S-4
5.5
1500
1440
680
其主要性能如下：
型号
额定功率
KW
满载时
转速
r/min
电流（380v时）A
效率
%
功率因数
%
Y132S-4
5.5
1440
14.4
85.5
84
11.6
2.2
2.3
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为的型号Y132S-4：
额定功率5.5KW，同步转速1500r/min，满载转速1440r/min。
2.2确定传动装置的总传动比和分配传动
电动机型号为Y132S-4，满载转速nm=1440r/min。
（1）总传动比
由式ia=nm/n=1440/24.46=58.87
（2）由式ia=i0·i
式中ia、i分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为：
i=ia/i0=58.87/3=19.62
（3）分配减速器的各级传动比
按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由课程设计指导书图12展开式曲线查得i1=5.88,则i2=i/i1=19.69/5.88=3.35。
2.3计算传动装置的运动和动力参数
2.3.1各轴转速
由课程设计指导书上公式（9）~（11）
І轴n1=nm/i0=1440/3=480r/min
И轴n2=n1/i1=480/5.88=81.63r/min
Ш轴n3=n2/i2=81.63/3.35=24.36r/min
卷筒轴n4=n3=24.36r/min
2.3.2各轴输入功率
由课程设计指导书上公式（12）~（15）
І轴P1=Pd·η01=Pd·η1=4.4·0.96=4.22KW
И轴P2=P1·η12=P1·η2·η3=4.22·0.98·0.97=4.01KW
Ш轴P3=P2·η23=P2·η2·η3=4.01·0.98·0.97=3.81KW
卷筒轴P4=P3·η34=P3·η2·η4=3.81·0.98·0.99=3.70KW
І轴~Ш轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，例如1轴输出功率为P1·=P1·0.98=4.22·0.98=4.14KW，其余类推。
2.3.3各轴输入转矩
由课程设计指导书公式
电动机轴输出转矩
Td=9550Pd/nm=9550·4.4/1440=29.18N·m
І~Ш轴输入转矩
І轴T1=Td·i0η01=Td·i0·η1
=29.18·3·0.96=84.04N·m
И轴T2=T1·i1·η12=T1·i1·η2·η3
=84.04·5.88·0.98·0.97
=469.74N·m
Ш轴T3=T2·i2·η23=T2·i2·η2·η3
=469.74·3.35·0.98·0.97
=1495.89N·m
卷筒轴输入转矩
T4=T3·η2·η4=1495.89·0.98·0.99
=1451.31N·m
І~Ш轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98，例如І轴的输出转矩为T1，=T1·0.98=84.04·0.98=82.36N·m，其余类推。
运动和动力参数计算结果整理于下表：
轴名
功率PKW
转矩TN·m
转速vr/min
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电动机轴
4.40
29.18
1440
І轴
4.22
4.14
84.04
82.36
480
i013.00
η010.96
И轴
4.01
3.93
469.74
460.35
81.63
i125.88
η120.95
Ш轴
3.81
3.73
1495.89
1465.97
24.36
i233.35
η230.95
卷筒轴
3.70
3.63
1451.31
1422.28
24.36
i341.00
η340.97
3传动零件的设计计算
3.1V带传动设计
3.1.1确定计算功率
Pca=KA·P=1.2·5.5=6.6KW式中KA为工作情况系数，P为电机输出功率。
3.1.2选择带型号
根据计算功率Pca为6.6KW和小带轮转速1440r/min,从机械设计课本图8-11选取普通V带的带型号。
查图初步选用A型带。
3.1.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1.初选小带轮的基准直径dd1
根据V带的带型，参考机械设计课本表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径dd1,应使dd1》（dd）min。
（dd）min=75mm,所以选取dd1=90mm。
2.验算带速v
根据式v=πdd1nm/（60·1000）=π·90·1440/60000=6.78m/s.
3.计算大带轮的基准直径
由dd2=idd1=3.0·90=270mm，并根据机械设计课本表8-8加以适当圆整。
取dd2=280mm
4.确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld
（1）根据带传动总体的尺寸的限制条件或要求的中心距，结合式（8-20）初定中心距初在
范围内，初定中心距a0=500mm
（2）计算相应的带长Ld0
Ld0≈2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0=2·500+π（90+280）/2+（280-90）2/（4·500）=1438.35m
带的基准长度Ld根据Ld0表8-2选取，得Ld=1400mm
（3）计算中心距a及其变动范围。
传动的实际中心距近似为
a≈a0+（Ld-Ld0）/2≈500+（1400-1438.35）/2=480.83mm取a=481mm。
考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变动范围
amin=a-0.015Ld=481-0.015·1400=460～amax=a+0.03Ld=481+0.03·1400=523.
（5）验算小带轮上的包角а1
由机械设计课本（8-7）可知，小带轮上的包角小于大带轮上的包角。
又由机械设计课本（8-6）可知，小带轮上的总摩擦力小于大带轮上的总摩擦力。
因此，打滑只可能发生才小带轮上。
为了提高带传动的工作能力，应使
a1≈1800-（dd2-dd1）·57.30/a≥1200
a1≈1800-（dd2-dd1）·57.30/a=1800-（280-90）·57.30/481=159.750≥1200
（6）确定带的根数z
查机械设计课本表8-4a,8-4b得出P0=1.07，△P0=0.17，查表8-5得Ka=0.95,查表8-2得KL=0.96
z=Pca/Pr=KAP/（P0+△P0）KaKL=1.2·5.5/（1.07+0.17）0.95·0.96=5.84取5跟。
7）确定带的初拉力F0
（F0）min=500·（2.5-Ka）Pca/Kazv+qv2
=500·（2.5-0.95）·6.6/0.95·5·6.78+0.10·6.782
=163.42N
新安装的V带，初拉力为1.5（F0）min；对于运转后的V带，初拉力应为1.3（F0）min
（8）计算带传动的压轴力Fp
为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力Fp
Fp=2zF0sina1/2=2·5·163.42·sin159.750/2=1608.75N
3.2齿轮传动设计
3.2.1高速级齿轮传动的设计计算
3.2.1.1．齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用标准直齿圆柱齿轮。
（1）齿轮材料及热处理
大小齿轮材料为20CrMnTi。
齿面渗碳淬火，齿面硬度为58～62HRC，有效硬化层深0.5～0.9mm。
（2） 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择6级，齿根喷丸强化。
（3）确定齿数
因为是硬齿面，故取z1=20,z2=z1·i1=20·5.88=118
传动比误差 i＝u＝z2/z1＝118/20=5.9
Δi＝∣（5.9-5.88）/5.88∣=0.3%＜5%，符合
3.2.2.2．初步设计齿轮传动的主要尺寸
一．按照齿面接触强度设计
1.由设计计算公式进行试算，即
d1t≥2.32【KtT1/Φd·（u+1）/u·（ZE/[σH]）2】1/3
（1）确定公式内的各计算值
（2）试选载荷系数Kt=1.3
（3）计算小齿轮传递的转矩
T1=95.5·105P/n1=95.5·105·5.5/480=109427N·mm
2.由表10-7选取齿宽系数Φd=1.0
3.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2
4.经查手册，取σHlim1＝σHlim2＝1500MPa，σFE1＝σFE2＝920Mpa。
5.由式10-13计算应力循环次数假设齿轮工作寿命为8年每年工作300天。
N1=60njLh=60·480·1·（2·8·8·300）=1.106·109
N2=1.106·109/5.88=0.188·109
6.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91，KHN2=0.95
7.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
[σH]1=KHN1σlim1/2=0.91·1500/2=682.5MPa
[σH]2=KHN2σlim2/2=0.95·1500/2=712.5MPa
计算
1.试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小的值
d1t≥2.32【KtT1/Φd·（u+1）/u·（ZE/[σH]）2】1/3
=2.32【1.3·109427/1·（6.88/5.88）·（189.8/682.5）2】1/3
=54.38mm
2.计算圆周速度v
V=πd1tn1/60·1000=π·54.38·480/60000=1.37m/s
3.计算齿宽b
b=Φd·d1t=1·54.38=54.38mm
4.计算齿宽与齿高之比b/h
模数mt=d1t/z1=54.38/20=2.72mm
齿高h=2.25mt=2.25·2.72=6.12mm
b/h=54.38/6.12=8.89
5.计算载荷系数
根据v=1.37m/s,6级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01
直齿轮，KHa=KFa=1.1
由表10-2查得使用系数KA=1
由表10-4查得6级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.504由b/h=8.89，KHβ=1.504查图10-13得KFβ=1.4
K=KA·Kv·KHa·KHβ=1.00·1.01·1.1·1.504=1.671
6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式计算
d1=d1t·（K/Kt）1/3=54.38·（1.671/1.3）1/3=59.13mm
7.计算模数m
m=d1/z1=59.13/20=2.96mm
二．按照齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为m≥（2KT1/Φdz12·YFaYSa/[σF]）1/3
确定公式内的各计算数值
1.经查图10-20，取σHlim1＝σHlim2＝1500MPa，σFE1＝σFE2＝920Mpa。
2.查图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89，KFN2=0.91
3.计算弯曲疲劳需用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF]1=KFN1σFE1/S=0.89·920/1.4=584.86MPa
[σF]2=KFN2σFE2/S=0.91·920/1.4=598MPa
4.载荷系数K=KA·Kv·KFa·KFβ=1.00·1.01·1.1·1.4=1.555
5.齿形系数YFa及应力校正系数YSa
当量齿数zv1=z1/cos3β=20/cos3150=22.19
Zv2=z2/cos3β=118/cos3150=130.933
查课本表10-5得YFa1=2.72，YFa2=2.14,YSa1=1.57,YSa2=1.83
6.计算大小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较
YFa1YSa1/[σF]1=2.72·1.57/584.86=0.00730
YFa2YSa2/[σF]2=2.14·1.83/598=0.00655小齿轮的数值大
（2）设计计算
m≥（2KT1/Φdz12·YFaYSa/[σF]）1/3=（2·1.555·109427/1.0·202·0.00730）1/3=1.82
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的1.82并就近圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=70.12，算出小齿轮齿数
z1=d1/m=68.14/2=34
大齿轮齿数z2=3.83·z1=3.83·34=128
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑避免浪费。
3、几何尺寸计算
1.计算分度圆直径d1=z1m=34·2=68mm
d2=z2m=128·2=256mm
2.计算中心距a=（d1+d2）/2=（68+256）/2=162mm
3．计算齿轮宽度b=Φdd1=1·68=68mm
取B2=70，B1=75
3.2.2、低速级齿轮传动的设计计算
１．齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）齿轮材料及热处理
大小齿轮材料为45钢。
调质后表面淬火，齿面硬度为215HBS。
（2）齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择６级，齿根喷丸强化。
（3）确定齿数
因为是硬齿面，所以取z1=35,z2=z1·i1=35·3.85=135
传动比误差 i＝u＝z2/z1＝135/35=3.86
Δi＝∣（3.86-3.85）/3.85∣=0.26%＜5%，符合
２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
一．按照齿面接触强度设计
由设计计算公式进行试算，即
d1t≥2.32【KtT1/Φd·（u+1）/u·（ZE/[σH]）2】1/3
确定公式内的各计算值
试选载荷系数Kt=1.3
计算小齿轮传递的转矩
T2=95.5·105P/n2=95.5·105·5.5/81.63=643.45N·m
3.由表10-7选取齿宽系数Φd=1.0
4.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2
5.经查图10-20，取σHlim1＝σHlim2＝610MPa，σFE1＝σFE2＝500Mpa。
6.由式10-13计算应力循环次数假设齿轮工作寿命为5年每年工作300天。
N1=60njLh=60·81.63·1·2·8·5·300=1.175·108
N2=1.175·108/3.85=3.052·107
7.由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.93，KHN2=0.95
8.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
[σH]1=KHN1σlim1=0.93·610=567.3MPa
[σH]2=KHN2σlim2=0.95·500=475MPa
计算
试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[σH]中较小的值
d1t≥2.32【KtT1/Φd·（u+1）/u·（ZE/[σH]）2】1/3
=2.32【1.3·643450/1·（4.85/3.85）·（189.8/475）2】1/3
=55.21mm
计算圆周速度v
V=πd1tn1/60·1000=π·55.21·81.63/60000=0.24m/s
计算齿宽b
b=Φd·d1t=1·55.21=55.21mm
计算齿宽与齿高之比b/h
模数mt=d1t/z1=55.21/35=1.58mm
齿高h=2.25mt=2.25·1.58=3.55mm
b/h=55.21/3.55=15.55
计算载荷系数
根据v=0.24m/s,6级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.01
直齿轮，KHa=KFa=1.1
由表10-2查得使用系数KA=1
由表10-4查得6级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.148由b/h=15.55,KHβ=1.148查图10-13得KFβ=1.44
K=KA·Kv·KHa·KHβ=1.00·1.01·1.1·1.148=1.275
6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由下式计算
d1=d1t·（K/Kt）1/3=55.21·（1.275/1.3）1/3=54.85mm
7.计算模数m
m=d1/z1=54.859/35=1.57
二．按照齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为m≥（2KT1/Φdz12·YFaYSa/[σF]）1/3
确定公式内的各计算数值
1.经查图10-20，取σHlim1＝σHlim2＝550MPa，σFE1＝σFE2＝400=Mpa。
2.查图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.95
3.计算弯曲疲劳需用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF]1=KFN1σFE1/S=0.90·550/1.4=353.57MPa
[σF]2=KFN2σFE2/S=0.95·400/1.4=271.43MPa
4.载荷系数K=KA·Kv·KFa·KFβ=1.00·1.01·1.1·1.416=1.573
5.齿形系数YFa及应力校正系数YSa
当量齿数zv1=z1/cos3β=35/cos3150=38.89
Zv2=z2/cos3β=135/cos3150=139.76
查课本表10-5得YFa1=2.40，YFa2=2.14,YSa1=1.67,YSa2=1.83
6.计算大小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较
YFa1YSa1/[σF]1=2.40·1.67/353.57=0.0113
YFa2YSa2/[σF]2=2.14·1.83/271.43=0.0144小齿轮的数值大
（2）设计计算
m≥（2KT1/Φdz12·YFaYSa/[σF]）1/3=（2·1.573·643450/1.0·352·0.0144）1/3=2.38
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的2.38并就近圆整为标准值m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=71.21，算出小齿轮齿数
z1=d1/m=88.93/2=45
大齿轮齿数
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