精品带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器毕业论文说明书.docx
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精品带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器毕业论文说明书
机械课程设计说明书
《精密机械设计》课程设计任务书A（3）
一、设计题目：
带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
二、系统简图：
三、工作条件：
运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期限8年，大修期3年，输送带速度允许误差为±5％，减速器中小批量生产。
四、原始数据
已知条件
题号YZ-
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
运输带拉力FN
2500
2800
3000
3300
4000
4600
4800
运输带速度v（ms）
1.5
1.6
1.4
1.1
1.5
0.8
1.2
1.6
0.85
1.25
卷筒直径Dmm
450
320
275
400
250
250
400
400
400
500
五、设计工作量：
1.设计说明书1份
2.减速器装配图1张
3.减速器零件图2张
指导教师：
杨建红
开始日期：
2012年1月2日完成日期：
2012年1月15日
计算及说明
结果
一、电动机的选择
1、电动机类型和结构的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式
（1）：
Ｐd＝ＰＷηa（kw）
PW=FV1000=1700×1.871000=3.18（KW）
由电动机至输送机的传动总效率为：
η总=η1×η２3×η３×η４×η5
根据《机械设计课程设计》Ｐ7表1式中：
η1、η2η3、η4、η5分别为带、滚动轴承（三对）、圆柱直齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。
取η１=0.95，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９9、η5=0.96
则：
η总=0.95×0.983×0.97×0.99×0.96=0.82
所以：
电机所需的工作功率：
Pd =ＰＷη总=3.180.82=3.88（KW）
η总=0.82
Pd=4.77（kw）
计算及说明
结果
3、确定电动机转速
卷筒轴工作转速为：
n筒=60×1000VπD=60×1000×1.87（3.14×500）
＝71.5rmin
根据《机械设计课程设计》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i1=3～６。
V带传动的传动比ｉ０=２～４。
则总传动比理论范围为：
ｉａ’＝ｉ０×i1=６～24。
故电动机转速的可选范为
Nd’=ｉａ’×n筒
=（6～24）×71.5
=429～1716rmin
则符合这一范围的同步转速只有750rmin
根据容量和转速，由p167查出此种电动机型号：
（如下表）
电动机型号
额定功率
电动机转速（rmin）
电动机重量（N）
参考价格
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速器
Y160M1-8
4
750
720
118
2100
9.31
2.5
3.72
n筒=40.6rmin
Nd’=243.6～974.4rmin
计算及说明
结果
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：
中心高H
外形尺寸
L×（AC2+AD）×HD
底角安装尺寸A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸
D×E
装键部位尺寸F×GD
１６０
605×433×385
254×210
1５
４２×110
１２×41
电动机主要外形和安装尺寸
二、计算传动装置的运动和动力参数
（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
ia=ｎｍn筒=72071.5=10.49
ia=17.73
计算及说明
结果
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0×i（式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比）
2、分配各级传动装置传动比：
根据指导书P7表1，取i0=4（带传动i=2～4）
因为：
ia＝i0×i
所以：
i＝iai0＝10.494=2.62
四、传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及
i0,i1，......为相邻两轴间的传动比
η01，η12，......为相邻两轴的传动效率
PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）
TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·m）
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩（rmin）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
i0=4
ii＝4.43
计算及说明
结果
1、运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转速：
n电=nm=720（rmin）
Ⅰ轴（高速轴）：
nⅠ=nmi0=7202=360（rmin）
Ⅱ轴（低速轴）：
nⅡ=nⅠi=3605.25=68.6rmin
III轴（滚筒）：
nⅢ=niii2=68.62.5=27.44rmin
（2）计算各轴的输入功率：
Ⅰ轴（高速轴）：
PⅠ=Pd×η01=Pd×η1=pd×η带
=3.18×0.95=3.35（KW）
Ⅱ轴（低速轴）：
PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3=PI×η轴承×η齿轮
=3.35×0.99x0.95=3.15（KW）
III轴（滚筒）：
PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4=PⅡ·η轴承·η联轴器
=3.15×0.99×0.99=3.09（KW）
n电=720（rmin）
nⅠ=180（rmin）
nⅢ=nⅡ=40.6rmin
PⅠ=4.53（KW）
PⅡ=4.31（KW）
PⅢ=4.18（KW）
计算及说明
结果
（3）计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pdnm=9550×3.18720=42.18N·m
Ⅰ轴（高速轴）：
TⅠ=Td·i0·η01=Td·i0·η1=Td·i0·η带
=42.18×2×0.95=80.1N·m
Ⅱ轴（低速轴）：
TⅡ=TⅠ·i·η12=TⅠ·i·η2·η3=TⅠ·i·η轴承·η齿轮
=80.1×5.25×0.99×0.95=395.7N·m
III轴（滚筒）：
TⅢ=TⅡ·η2·η4=395.7x0.99x0.99=387.8N·m
（4）计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：
P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=3.35×0.99=3.32KW
P’Ⅱ=PⅡ×η轴承=3.15×0.99=3.12KW
P’Ⅲ=PⅢ×η轴承=3.09×0.99=3.06KW
（5）计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
则：
T’Ⅰ=TⅠ×η轴承=80.1×0.99=79.30N·m
T’Ⅱ=TⅡ×η轴承=395.7×0.99=391.74N·m
T’Ⅲ=TⅢ×η轴承=387.8×0.99=383.92N·m
TTd=63.29N·m
TⅠ=240.5N·m
TII=1012.78N·m
TⅢ=
982.6N·m
PI=4.44KW
PII=4.22KW
PIII=4.10Kw
TI=235.69
N·m
TII=992.52
N·m
TIII=962.95N·m
计算及说明
结果
综合以上数据，得表如下：
轴名
功效率P（KW）
转矩T（N·m）
转速n
rmin
传动比i
效率
η
输入
输出
输入
输出
电动机轴
4.77
63.29
720
4
0.95
Ⅰ轴
4.53
4.44
240.5
235.69
960
0.95
4.43
Ⅱ轴
4.31
4.22
184.68
1012.78
992.52
0.97
Ⅲ轴
4.18
4.10
982.6
962.95
200
1
计算及说明
结果
三、V带的设计算
（一）、V带的选择
（1）选择普通V带截型，由于单班工作，工作平稳，则由《精密机械设计》P122表7-5得，KA=1.1，则
Pca=KA×P=5.5×1.1=6.05（ＫＷ）
由Pca=6.05KW和n1=720rmin查图7-17选取A型V带
由图7-17可知A型V带推荐小带轮直径D1=112~140，选择D1=140，则大带轮直径：
D2=（n1n2）×D1（1-）=（720180）×140×（1-0.02）
=548.8（mm）,（=0.02）由表7-7，取D2=560
（2）验算带速V
V=πD1n160×1000=π×140×720÷60×1000ms=5.28ms
介于5~25ms范围内，故合格。
（3）确定带长和中心距a：
0.7（D1+D2）≤a0≤2（D1+D2）则有：
490≤a0≤1400，初选a0=850mm则带长：
L0=2·a0+π·（d1+d2）2+（d2-d1）2（4·a0）=2851（mm）
由表7-3选取Ld=2800mm
（4）验算小带轮包角α1
α1=1800-（d2-d1）×57.30÷a=150.80>1200
（5）计算V带根数Z：
由表7-8得P0=1.29KW，由表7-9得Kα=0.92，由表7-3得KL=1.11，由表7-10得△P0=0.09Kw，则V带根数为：
Z=PC÷（（P0+△P0）·KL·K=6.05÷（（1.29+0.09）×0.92×1.11）=3.63则Z=4
（6）计算轴上的载荷Fz：
由表7-11查得A型V带单位长度质量为q=0.10kgm
单根V带张紧力：
F0=500（2.5÷Kα-1）Pd÷zv+qv2=248.77N
轴上载荷：
Fz=2zF0sin（α2）
=2×4×248.77×sin（150.802）=1925.9N
四、减速器传动件的设计计算
（一）、减速器内传动零件设计
（1）、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
齿轮精度初选8级,齿面粗糙度R<1.6~3.2um.
（2）、初选主要参数
小齿轮齿数：
Z1=18，齿轮传动比：
u=4.43
大齿轮齿数：
Z2=Z1·u=18×4.43=79.74取Z2=80由表10-7选取齿宽系数φd＝1
（3）按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1t≥
确定各参数值
1）试选载荷系数K=1.3
2）计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106×Pn1=9.55×106×4.44180
=2.36×105N·mm
3）材料弹性影响系数
由《机械设计》表10-6取ZE=189.8
由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。
4）由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×180×1×（8×300×8）＝2.07×108
N2＝N1÷4.43＝4.67×107
5）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
6）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＝＝0.95×600MPa＝570MPa
[σH]2＝＝0.98×580MPa＝568.4MPa
7）、计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值
d1t≥
=
=68.9mm
（2）计算圆周速度
v===0.649ms
V<5ms,故选择8级精度合适。
（3）计算齿宽b及模数mt
b=φd×d1t=1×68.9mm=68.9mm
mt===3.83mm
=8.62mm
bs,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1；直齿轮KHα=KFα=1；由表10-2查得KA=1，
Pca=6.05KW
D1=140
D2=560
V=5.28ms
L0=2851（mm）
a=824.5mm
α1=150.80
Z=4
F0=248.77N
Fz=1925.9N
φd＝1
Z1=18
Z2=80
T1=2.36×105N·mm
N1＝2.07×108
N2＝4.67×107
[σH]1＝570MPa
[σH]2＝568.4MPa
d1t≥68.9mm
v=0.649ms
b=68.9mm
mt=3.83mm
bh=7.99
计算及说明
结果
由表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时，KHβ=1.355
由图10—13查得KFβ=1.45故载荷系数
K=KA×KV×KHα×KHβ=1×1×1×1.355=1.355
（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1==mm=69.8mm
（6）计算模数m
m=69.818mm=3.87mm
8）按齿根弯曲强度设计
由式（10—5）得弯曲强度的设计公式为
m≥
1）确定计算参数
由图10-20C查小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.97
计算弯曲疲劳应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则
[σF]1=KFN1×S=500×0.901.4=321.43MPa
[σF]2=KFN2×S=380×0.971.4=263.29MPa
计算载荷系数K：
K=KA×KV×KFα×KFβ=1×1×1×1.45=1.45
查取齿型系数由表10－5查得YFa1=2.91；YFa2=2.22
查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.53；Ysa2=1.77
计算大、小齿轮的并加以比较
==0.0139
==0.0149
大齿轮的数值大。
9）、设计计算
m≥
=3.26mm
对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数3.26并就近圆整为标准值m=3.5mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.86mm，算出小齿轮齿数Z1=d1m=69.863.5=19.96取Z1=20
大齿轮齿数Z2=4.43x20=88.6取Z2=89
10）、几何尺寸计算
a）计算分度圆直径
d1=m·Z1=3.5×20=70mm
d2=m·Z1=3.5×89=311.5mm
b）计算中心距
a=（d1+d2）2=190.75
c）计算齿轮宽度
b=d1·φd=70
取B2=70mmB1=75mm
11）、按齿根弯曲疲劳强度校核计算
由公式：
进行校核。
由《机械设计基础》P196图6-32查得:
：
σFlim1=210MPa；σFlim2=190Mpa
查表6-9得：
安全系数SF=1.30，YNT1=YNT2=1，则：
=136.9MPa<［σF］1
=120.8MPa＜［σF］2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求。
齿轮的基本参数如下表所示：
名称
符号
公式
齿1
齿2
齿数
Z
Z
20
89
分度圆直径
d
d=mz
70
311.5
齿顶高
ha
3.5
3.5
齿顶圆直径
da
da=d+2ha
77
318.5
分度圆直径
a
A=m（z1+z2）2
190.75
（9）、结构设计
大齿轮采用腹板式，如图10-39（《机械设计》）
五、轴的设计计算
（一）、减速器输入轴（I轴）
1、初步确定轴的最小直径
选用40Cr调质，硬度280HBS，抗拉强度极限应力
σB=700MPa，屈服极限σs=500MPa；
轴的输入功率为PI=4.53KW
转速为nI=180rmin
根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=100
d≥
，考虑到有键槽，将直径增加3%~5%，则取d=32mm。
2、轴的结构设计
1）轴上零件的定位，固定和装配：
一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，用平键作周向过渡配合固定。
轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。
轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过渡配合定位。
2）确定轴的各段直径和长度
①由上述可知轴的右起第一段直径最小d1=32mm。
长度为：
L1=80mm。
②轴的右起第二段考虑到要对安装在轴段1上的带轮进行定位，轴段2上应有轴肩，由于该段穿过轴承盖且安装垫圈，取d2=36mm，长度为：
L2=72mm。
③轴的右起第三段要安装滚动轴承和套筒，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径d3=40mm，长度为：
L3=40mm。
④轴的右起第四段安装齿轮，一般要比轴段3的直径大1~5mm，由于齿轮的齿顶圆直径为77mm，分度圆直径为70mm，轮毂的宽度为75mm，则，此段的直径为d4=45mm，长度为：
L4=73mm
⑤、轴的右起第五段位轴环，对齿轮定位作用，取d5=55mm，长度为：
L5=7mm。
⑥、轴的右起第七段与轴的右起第三段安装相同型号的轴承，所以该轴径为：
d6=d3=40mm，长度为L6=41mm。
3）求作用在齿轮上的受力
轴承支点的距离为：
L=（182+2+18+752）×2=133mm
因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=70mm，
小齿轮转矩：
T1=9.55×106×Pn1=9.55×106×4.44180
=236N·m
而圆周力：
Ft1==2×2.36×105÷（70×10-3）=6743N
径向力：
Fr1=Ft=6743×tan200=2454N
水平支点反力：
FHA=FHB=Ft÷2=6743÷2=3372N
垂直支点反力：
FVA=FVB=Fr÷2=2454÷2=1227N
水平弯矩：
MHC=FHA×L÷2=3372×133×10-3÷2=224.2N·m
垂直弯矩：
MVC=FVA×L÷2=1227×133×10-3÷2=81.6N·m
综合弯矩：
当量弯矩：
它们图形如下所示：
4）、判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC=277.6Nm,由课本表15-1有:
［σ-1］=70Mpa则：
σe1=MeCW=MeC2（0.1·d43）=30.5MPa<［σ-1］
右起第一段虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe2=MecW=MD（0.1·d13）=156÷（0.1×0.0323）
=47.6MPa<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的。
（二）、减速器输出轴（II轴）
1、初步确定轴的最小直径
选用45#调质，硬度240HBS，抗拉强度极限应力
σB=640MPa，屈服极限σs=355MPa；
轴的输入功率为PⅡ=4.31KW
转速为n=40.6rmin
根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=100
d≥
，考虑到有键槽，将直径增加3%~5%，则取d=50mm。
1）轴上零件的定位，固定和装配：
一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，用平键作周向过渡配合固定。
轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。
轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过渡配合定位。
2）确定轴的各段直径和长度
1、从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取d1=50mm，根据计算转矩：
TC=KA×TⅡ=1.2×1012.78=1215.34Nm，查标准GBT4323—2002，选用弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=80mm,轴段长L1=80mm
2、右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取d2=55mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=70mm
3、右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6212型深沟球轴承，其尺寸为d×D×B=60×100×22，那么该段的直径为d3=60mm，长度为L3=39mm
4、右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为311.5mm，则第四段的直径取d4=65mm,齿轮宽为b=70mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=68mm
5、右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为d5=75mm,长度取L5=7mm
⑥、右起第六段与右起第三段安装同类型滚动轴承，则d6=d3=55mm，长度L6=51mm
3、）求作用在齿轮上的受力
因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=260mm
大齿轮转矩：
T=9.55×106×Pn2=9.55×106×4.3140.6
=1.0×106N·mm=1000Nm
大齿轮分度圆直径：
d=311.5mm
而圆周力：
Ft1==2×1.0×106311.5=6420.5N
径向力：
Fr1=Ft=6420.5×tan200=2336.9N
水平支点反力：
FHA=FHB=Tt2=6420.52=3210.25N
垂直支点反力：
FVA=FVB=Fr2=2336.92=1168.45N
水平弯矩：
MHC=FHA×L2=3210.25×0.122=192.6N·m
垂直弯矩：
MVC=FVA×L2=1168.45×0.122=70N·m
综合弯矩：
当量弯矩：
它们图形如下所示：
1）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=634Nm,由课本表15-1有:
［σ-1］=60Mpa则：
σe4=MeCW=MeC2（0.1·D43）=23MPa<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe1=McW=Mc（0.1·d13）=2.0MPa<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的。
六、箱体的设计
1.窥视孔和窥视孔盖
在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。
润滑油也由此注入机体内。
窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
2.放油螺塞
减速器底部设有放油
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