一级减速器设计说明书机械课程设计报告

1 / 22 一级减速器设计说明书机械设计课程设计

设 计 任 务 书

一、 课程设计题目：

设计带式运输机传动装置（简图如下）

二、 课程设计容

1）传动装置的总体设计。

2）传动件与支承的设计计算。

3）减速器装配图与零件工作图。 2 / 22 4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：

1） 部件装配图一（A1）。

2） 零件工作图两（A3）

3） 设计说明书一份（6000——8000字）。

本组设计数据：

第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 1200 。

运输机带速V/(m/s) 1.70 。

卷筒直径D/mm 270 。

已给方案：外传动机构为V带传动。

减速器为一级级圆柱齿轮减速器。

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第一部分 传动装置总体设计

减速器的性能与结构介绍

1、 结构形式：

本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。

2、 电动机的选择：

（1）工作机的效率Pw

PW=FV/1000=1200x1.70/1000=2.04(kW)

（2）总效率总 （查机械设计手册-机械设计传动概略可知）

总=带齿轮联轴器滚筒轴承2

=0.960.980.990.960.992=0.876

(3) 所需电动机功率Pd

Pd=Pw/总=2.04/0.876=2.329(kw)

查机械设计零件手册得 Ped=3kw

选YL100L2-4 nm=1430r/min

3、 传动比的分配

工作机的转速n=601000/(D) =6010001.7/(3.14270)

=120.25(r/min)

ai=nm/n=1430/120.25=11.892

为使传动均匀 可取i带=3.2

则 i齿轮=11.892/3.2=3.716

4、动力运动参数计算

（1）转速n 4 / 22 no=nm=1430r/min

nⅠ= no/i带=1430/3.2=446.875r/min

nⅡ= nⅠ/ i齿轮=446.875/3.716=120.257r/min

nⅢ= nⅡ=120.257r/min

(2)功率P

P0= Pd=2.329(kW)

PⅠ= P0带=2.329x0.96=2.23584Kw

PⅡ= PⅠ齿轮轴承=2.23584x0.98x0.99=2.169kw

PⅢ= PⅡ联轴器轴承=2.169x0.99x0.99=2.126kw

(3)转矩T

T0=9549·P0/ no=9549x2.329/1430=15.552(N·m)

TⅠ=T0带i带=15.552x0.96x3.2=47.776(N·m)

TⅡ=TⅠ齿轮轴承i齿轮=47.776x0.98x0.99x3.716

=172.246(N·m)

TⅢ=TⅡ联轴器轴承i齿带=172.246x0.99x0.99x1

=168.818(N·m)

将上述数据列表如下：

轴承号 功率P/KW n/(r/min) T/(N·m) i 

0 2.329 1430 15.552 3.2 0.96

Ⅰ 2.236 446.875 47.776

Ⅱ 2.169 120.257 172.246 3.716 0.97

Ⅲ 2.126 120.257 168.818 1 0.98

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第二部分 V带的设计计算

1、 已知条件有：

Pd=2.329kw no=1430r/min i带=3.2

两班制即每天工作16小时

2、 确定计算功率Pca

由课本表8-7查得工况系数KA=1.2，故

Pca=KAPd=1.2X2.239=2.795KW

3、 选择V带的带型

根据Pcano由课本图8-11 选用A型

4、 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。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=90mm

2） 验算带速v。

109014306.74/60100060000ddnvms

因为5m/s

3） 计算大带轮的基准直径。

213.290288dddidmm

根据表8-8，圆整为2dd=280mm

5、 确定V带的中心距a和基准长度Ld

1) 由式子0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)

初定中心距a0=500mm 6 / 22 2) 计算基准长度

21200120()2()24dddddddLadda

=1649mm

由表8-2选带的基准长度Ld=1600mm

3) 计算实际中心距a

004752ddLLaamm

验算小带轮的包角1

012157.357.3180()180(28090)157120475dddda

6、 计算带轮的根数z

1) 计算单根V带的额定功率Pr

由dd1=90mm和no=1430r/min查表8-4a得P0=1.059

根据no=1430r/min，i带=3.2，A型带查表8-4得

00.17PkW

查表8-5得00.17PkW查表8-2得0.99LK于是

00()(1.0590.17)0.9280.991.29rLPPPKKKW

2) 计算根数z

2.7952.21.29carPzP 取3根

7、 计算单根V带的初始拉力最小值(F0)min

由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以

20min(2.5)()500122caaKPFqvNKzv

应是带的实际初拉力F0>(F0)min

8、 计算压轴力Fp 7 / 22

压轴力的最小值为

1min0min157()2()sin23122sin71822pFzFN

第三部分 齿轮的设计计算与校核

齿轮的计算设计与结构说明

对于硬度≤350HBS的齿轮设计要求，一般地，大齿轮硬度要略小于小齿轮硬度，多采用正火处理，而小齿轮一般采用调质处理。

而且，一对圆柱齿轮，为了提高小齿轮的接触强度和弯曲强度，通常小齿轮的齿宽要略大于大齿轮的齿宽。

已知，经过V带传送后的输入功率PⅠ= 2.236Kw，小齿轮转速nⅠ=446.875r/min

nⅡ=120.257r/min，所以齿轮系的齿数比716.312nnu

1、选定齿轮类型、精度等级、材料

1）由已知减速器结构传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动

2）运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级 （GB10095-88）

3)材料选择，由教材表10-1选择小齿轮材料为45号调质钢，硬度250HBS，大齿轮选用45号钢（正火）硬度为200HBS，两硬度值之差为50HBS，符合标准。初8 / 22 设小齿轮齿数为24，则大齿轮齿数为89

2、按齿根弯曲强度设计

弯曲强度的设计公式为

32112FSaFadYYzKTm

（1）确定公式中的各计算数值

计算应力循环次数

8129111058.3716.31033.11033.1)1031016(1875.4466060uNNjLnNh

1）由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极

限1FE =400MPa 大齿轮的弯曲强度极限2FE=360MPa

2)由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数

3)计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得

MPaMPaSKMPaMPaSKFEFNFFEFNF29.2264.136088.086.2424.140085.0222111

4)计算载荷系数K

由应力循环次数可查得接触疲劳寿命系数

97.0,93.021HNHNKK

计算解除疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数为S=1，则

MPaSKMPaSKLIMHNHLIMHNH48550097.05.51155093.0222111

mmZuuTKdHEdtt21.53132.23211 9 / 22 其中，按接触强度计算时，可定义载荷系数tK=1.3， 转矩1T=4.776mmN•410，齿宽系数d=1 材料弹性系数EZ=189.821MPa

④综上所述，

smndvt/25.160000875.44621.536000011

查表的43.1313.1109.11FFVAKKKKK

5)查齿形系数和应力校正系数

由表10-5查得 205.2,65.221FaFaYY

779.1,58.121SaSaYY

6）计算大小齿轮的并加以比较

017335.029.226779.1205.2013967.086.24258.165.2222111FSaFaFSaFaYYYY

显然，大齿轮的数值大

（2）设计计算

62.1017335.024110776.443.12324mmm

又对于齿面接触疲劳强度计算得：

K（即接触疲劳下的载荷系数）可等于1.52

mmKKddtt1.563.152.121.533311

得：mmzdm33.2241.5611

经对比可知，由齿面接触强度计算的模数要大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.62并圆整为2mm，按接触强度算得的分度圆直径为56.1mm，算小齿轮齿数