1、機械設計課程設計報告設計名稱 帶式運輸機減速器的設計 學 院 班 級 學 號姓 名 指導教師 教學單位 2015年 1月 5 日設計說明書計算項目及內容主要結果一、傳動方案的確定（如下圖）：二、原始數據：a) 帶拉力： F=2700Nb) 帶速度： v=1.1m/sc) 滾筒直徑： D=400mm三、確定電動機的型號：1選擇電動機類型：選用Y系列三相異步電動機。2選擇電動機功率：運輸機主軸上所需要的功率：Pw=Fv1000=2700×1.11000×0.96=2.85kW傳動裝置的總效率：總=聯軸軸承4齒輪V帶w齒輪其中，查機械設計課程設計P13表3-1V帶，V帶傳動的效率

2、V帶=0.96齒輪，閉式圓柱齒輪的效率（精度等級8）齒輪=0.97軸承，滾子軸承的效率軸承=0.98聯軸，彈性聯軸器的效率聯軸=0.99w，工作機的效率w=0.96所以： 總=聯軸軸承4齒輪V帶w齒輪=0.99×0.984×0.97×0.96×0.96×0.97=0.792電動機所需功率：Pd=Pw=2.850.792=3.6kW查機械設計課程設計P178的表17-7，取電動機的額定功率為4kW。3選擇電動機的轉速：選擇電動機同步轉1500r/min，滿載轉速nm=1440r/min。四、確定傳動裝置的總傳動比及各級分配：工作機的轉速：nw=v

3、×60×1000D=1.1×60×10003.14×400=52.55r/min傳動裝置得總傳動比：i=nmnw=144052.55=27.4根據機械設計課程設計P14表3-2V帶傳動比范圍i1=24，圓柱齒輪傳動比i2=35，取V帶傳動比：i1=2；一級圓柱齒輪減速器傳動比：i2=4.22二級圓柱齒輪減速器傳動比：i3=3.251計算各軸的輸入功率：電動機軸Pm=4kW軸（高速軸）P1=V帶Pm=0.96×4=3.84kW軸（中間軸）P2=齒輪軸承P1=0.97×0.98×3.84=3.65kW軸（低速軸）P3=

4、齒輪軸承P2=0.97×0.98×3.65= 3.47kW2計算各軸的轉速電動機軸nm=1440r/min高速軸n1=nmi1=14402=720r/min中間軸n2=n1i2=7204.22=170.62r/min低速軸n3=n2i3=170.623.25=52.5r/min3計算各軸的轉矩電動機軸Td=9550Pmnm=9550×41440=26.53Nm高速軸T1=9550P1n1= 9550×3.84720=51Nm中間軸T2=9550P2n2=9550×3.65170.62=204.3Nm低速軸T3=9550P3n3=9550

5、5;3.4752.5=631.21Nm4上述數據制表如下：參數軸名輸入功率P（kW）轉速n（r/min）輸入轉矩T（Nm）傳動比i效率電動機軸4144026.5320.96軸（高速軸）3.84720514.220.96軸（中間軸）3.65170.62204.3軸（低速軸）3.4752.5631.213.250.96五、傳動零件的設計計算:1普通V帶傳動的設計計算: 確定計算功率PcPc=KAPm=1.2×4=4.8kWKA根據機械設計P156表8-8，此處為帶式運輸機，載荷變動小，每天兩班制工作每天工作8小時，選擇工作情況系數KA=1.2 選擇V帶型號根據機械設計P151圖8-11表

6、8-7 8-9，此處功率Pc=4.8kW與小帶輪的轉速nm=1440r/min，選擇A型V帶，d=90mm。 確定帶輪的基準直徑dd1，dd2根據公式Dd2=iDd1（i=2）小帶輪直徑Dd1=90mm大帶輪的直徑Dd2=180mm 驗證帶速v=Dd1nm60×1000=6.7824m/s在5m/s25m/s之間。故帶的速度合適。 確定V帶的基準長度和傳動中心距a0初選傳動中心距范圍為：0.7(Dd1+ Dd2)a02(Dd1+ Dd2)，即189a0540，初定a0=400mmV帶的基準長度：L0=2a0+2Dd1+ Dd2+ (Dd2-Dd1)24a0=2×400+3.

7、142×270+9024×400=1228.9625mm根據機械設計P145表8-2，選取帶的基準直徑長度Ld=1250mm。實際中心距：a=a0+Ld-L02=400+1250-1228.96252=410.52mm 驗算主動輪的包角1=180°-Dd2-Dd1410.52×60°=166.8°故包角合適。 計算V帶的根數zz=Pc(P0+P0)KaKL由nm=1440r/minDd1=90mm根據機械設計P151/153表8-4 8-5，P0=1.07W P0=0.17kW根據機械設計表8-6，Ka=0.96根據機械設計表8-2，

8、KL=0.93z=4.81.07+0.17×0.96×0.93=4.336取z=5根。 計算V帶的合適初拉力F0F0=500Pczv2.5Ka-1+qv2根據機械設計P149表8-3，q=0.105F0=500×4.85×6.78242.50.96-1+0.105×6.78242=118.36N 計算作用在軸上的載荷Q=2zF0sin12=620.2064N V帶輪的結構設計（根據機械設計表8-11）（單位：mm）帶輪尺寸小帶輪大帶輪槽型AA基準寬度bp1111基準線上槽深hamin2.752.75基準線下槽深hfmin8.78.7槽間距e15

9、0.3150.3槽邊距fmin99V帶輪采用鑄鐵HT200制造，其允許的最大圓周速度為25m/s2齒輪傳動設計計算高速齒輪系設計（1）選擇齒輪類型，材料，精度，及參數 選用直齒圓柱齒輪傳動（外嚙合） 選擇齒輪材料（考慮到齒輪使用壽命較長）：根據機械設計P191表10-1機械課程設計P87圖11-10取小齒輪材料取為40Cr，調質處理，HBS1=280大齒輪材料取為45鋼，調質處理，HBS2=240 初選取齒輪為7級的精度(GB10095.1-2001) 初選小齒輪的齒數z1=24；大齒輪的齒數z2=4.22×24=101.28取z2=102考慮到閉式軟齒面齒輪傳動最主要的失效為點蝕，

10、故按接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度計算由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即確定計算參數傳遞扭矩T1=9550P1n1=5.09×104（N·mm）試選 kHt =1.3齒寬系數d=1由圖10-20查得區域系數ZH=2.5由表106查得材料的彈性影響系數由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數Za1=29.841°a2=22.849°=1.73=0.872計算許用接觸應力H:由圖10-26（c）查得Hlim1=670MPa Hlim2= 610MPa計算應力循環次數：N1=，N2=由圖10-23查取接觸疲勞壽命系

11、數KHN1=0.98，KHN2=1.1安全系數由表10-5取sH=1，失效概率為1則H1=Hlim1SH=656.6MPa H2=Hlim2SH=671MPaH1<H2,因此應取較小值H2代入 H2=656.6MPa確定齒輪參數及主要尺寸，試算出小齒輪分度圓直徑=46.820mm圓周速度=1.77 m/s齒寬b=46.82mm計算實際載荷系數kH由表查得KA=1 ，V=1.66 m/s ,7級精度 ，Kv=1.05齒輪的圓周力=2.174N查表得齒間載荷分配系數=1.2用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，得齒向載荷分布系數=1.419，由此得到實際載荷系數=1.79按實際載

12、荷系數算得分度圓直徑=52.088mm ，其相應的齒輪模數=2.17mm 按齒根彎曲疲勞強度設計由式10-7試算模數，即確定計算參數試選=1.3，計算彎曲疲勞強度用重合度系數=0.684查得齒形系數=2.65，=2.23查得應力修正系數=1.58 ，=1.76查得小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為：Flim1=520MPa Flim2= 480MPa查得彎曲疲勞壽命系數=0.86 ，=0.90 彎曲疲勞安全系數S=1.4=319.43MPa=308.57MPa=0.0131 =0.0127因為大齒輪大于小齒輪，所以取=0.0131 試算模數=1.272 mm調整齒輪模數1、 圓周速度v=30.

13、531mm , =1.15m/s2、 齒寬bb=30.531mm3、 寬高比b/h=10.67計算實際載荷系數1、由表查得KA=1 ，V=1.66 m/s ,7級精度 ，Kv=1.042、齒輪的圓周力=3.334N ，3、查表得齒間載荷分配系數=1.04、用插值法查得=1.417，=1.34由此得到實際載荷系數=1.39按實際載荷系數算得齒輪模數m=1.3，取標準值m=2,按接觸疲勞強度算得分度圓直徑=52.088mm,算出小齒輪模數=26.044 取=26，則=u=109.9，取=110 這樣設計的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免了浪費。 幾何

14、尺寸計算1、 計算分度圓直徑=52mm ，=220mm2、 計算中心距a=136mm3、 計算齒輪寬度b=52mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節省材料，取56mm，52mm圓整中心距后的強度校核取中心距就近圓整至a=138mm，其他參數不變。計算變位系數和1、計算嚙合角、齒數和、變位系數和、中心距變動系數和齒頂高降低系數22.17°26+110=1361.05410.054分配變位系數、，=0.51，=0.53齒面接觸疲勞強度校核取=1.79,=5.09N.mm,將他們帶入式中得到469.5MPa<=656.6MPa齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標

15、準齒輪有所下降。齒根彎曲疲勞強度校核取，將他們帶入式中，得到=131.3MPa<319.43MPa=132.34MPa<308.57MPa齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。主要設計結論齒數，壓力角，=0.51，=0.53，a=138mm，56mm，52mm，小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。低速齒輪系設計（1）選擇齒輪類型，材料，精度，及參數 選用直齒圓柱齒輪傳動（外嚙合） 選擇齒輪材料（考慮到齒輪使用壽命較長）：根據機械設計P191表10-1機械課程設計P87圖11-10取小齒輪材料取為40Cr，調質處理

16、，HBS1=280大齒輪材料取為45鋼，調質處理，HBS2=240 初選取齒輪為7級的精度(GB10095.1-2001) 初選螺旋角=14° 初選小齒輪的齒數z1=25；大齒輪的齒數z2=3.25×25=82取z2=82考慮到閉式軟齒面齒輪傳動最主要的失效為點蝕，故按接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度計算由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即確定計算參數傳遞扭矩T1=9550P1n1=2.04×105（N·mm）試選 kHt =1.3齒寬系數d=1由圖10-20查得區域系數ZH=2.433由表106查得材料的彈性影

17、響系數由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數Za1=29.675°a2=23.844°=1.647=0.658計算許用接觸應力H:由圖10-26（c）查得Hlim1=660MPa Hlim2= 600MPa計算應力循環次數：N1=，N2=由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.95，KHN2=0.92安全系數由表10-5取sH=1，失效概率為1則H1=Hlim1SH=627MPa H2=Hlim2SH=552MPaH1>H2,因此應取較小值H2代入 H2=552MPa確定齒輪參數及主要尺寸，試算出小齒輪分度圓直徑=58.818mm圓周速度=0.525 m/s

18、齒寬b=58.818mm計算實際載荷系數kH由表查得KA=1 ，V=0.525 m/s ,7級精度 ，Kv=1.02齒輪的圓周力=6.937N查表得齒間載荷分配系數=1.2用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，得齒向載荷分布系數=1.420，由此得到實際載荷系數=1.73808按實際載荷系數算得分度圓直徑=64.797mm ，其相應的齒輪模數=2.515mm 按齒根彎曲疲勞強度設計由式10-7試算模數，即確定計算參數試選=1.3，計算彎曲疲勞強度用重合度系數=0.682查得齒形系數=2.60，=2.22查得應力修正系數=1.61 ，=1.79查得小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為：

19、Flim1=520MPa Flim2= 480MPa查得彎曲疲勞壽命系數=0.9 ，=0.88 彎曲疲勞安全系數S=1.4=334.3MPa=301.7MPa=0.0125 =0.0095因為大齒輪大于小齒輪，所以取=0.0125 試算模數=1.737mm調整齒輪模數4、 圓周速度v=44.754mm , =0.4m/s5、 齒寬bb=44.754mm6、 寬高比b/h=11.45計算實際載荷系數1、由表查得KA=1 ，V=0.4 m/s ,7級精度 ，Kv=1.012、齒輪的圓周力=9.117N ，3、查表得齒間載荷分配系數=1.24、用插值法查得=1.418，=1.39由此得到實際載荷系數

20、=1.658按實際載荷系數算得齒輪模數m=1.737，取標準值m=2,按接觸疲勞強度算得分度圓直徑=64.797mm,算出小齒輪模數=31.43 取=32，則=u=102.16，取=103 這樣設計的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免了浪費。 幾何尺寸計算4幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑=63.837mm ，=212.104mm（2） 計算中心距a=139mm（3）計算齒輪寬度b=64mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節省材料，取69mm，64mm（3） 螺旋角圓整中心距后的強度校核取中心距就近圓整至a=139mm，其他參數不變。齒

21、面接觸疲勞強度校核取=1.723,=2.04N.mm,將他們帶入式中得到525.77MPa<=525MPa齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。齒根彎曲疲勞強度校核取，將他們帶入式中，得到=192.98MPa<334.3MPa=106.11MPa<301.7MPa齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。主要設計結論齒數，壓力角，螺旋角，=0，=0，a=139mm，69mm，64mm，小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。六、軸的設計：中速軸的設計：由前面已算得：p2=3.65kw n2=

22、170.62r/min T2=204300N.mm（1）選擇軸的材料：選取45號鋼，調質處理。 （2）初步估算軸的最小直徑根據機械設計P366表15-3，取A=112，dA3P2n2=112×33.65170.62=31.1mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑，為了使所選的軸直徑 與軸承的內孔徑相適應,故需同時選取軸承型號。選擇圓柱滾子軸承，型號為NJ207，d×D×B=35x72x17。故d1-2=35mm =d56 取箱體內壁與齒輪的距離為Ld =18mm 考慮箱體鑄造等誤差，在確定軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離取s=5mm，已知軸承寬度B=17

23、mm 軸2-3段裝的是第一組齒輪對的從動齒輪，該寬度B為52mm，該段直徑應大于 d1-2 ，故取d2-3=41mm,為了使套筒端面壓緊齒輪，此軸段應短于輪轂寬度，取L2,-3 =50mm. L1-2=18+17+5+(52-50)=42mm= L5-6，查表機械設計P360,15-2該兩處倒角為c1.2采用平鍵連接： 選處鍵的尺寸為：b×h×L=12mm×8mm×45mm取第二組主動齒輪與第一組齒輪對的從動齒輪的距離為L3-4=12mm, 取d3-4=49mm第二組主動齒輪該寬度B為69mm，為了使套筒端面壓緊齒輪，此軸段應短于輪轂寬度，取L4-5 =

24、67mm. d4-5=41mm采用平鍵連接，選處鍵的尺寸為：b×h×L=12mm×8mm×56mm故中速軸總長度為：42+50+12+67+42=213mm可取壁厚為17+5+c,c取4，為26mm高速軸的設計：由前面已算得：p1=3.84kw n1=720r/min T1=51000N.mm（1）選擇軸的材料：選取45號鋼，調質處理。 （2）初步估算軸的最小直徑根據機械設計P366表15-3，取A=112，dA3P1n1=112×33.84720=19.57mm 取連接v帶的大帶輪內孔d大 =22mm,與大帶輪相連部分長度取L1-2=40mm

25、,第二段端面距離箱體外壁30mm,該軸承端蓋取20mm,故L2,-3=50mm,d2,-3=26mm安裝軸承處軸的直徑d3-4，為了使所選的軸d3-4直徑與軸承的內孔徑相適應,故需同時選取軸承型號。選擇圓柱滾子軸承，型號為N406，d×D×B=30mmx72mmx19mm。故d3-4=30mm =d6-7,下一段距離箱體內壁2mm,安裝軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離取s=3mm 故L3-4=19+2+3=24mm 根據中速軸齒輪的擺放及尺寸關系和 5-6段的高速軸主動輪B是56mm，L4-5 =69+18-2+12- 0.5（56-52）=95mm，d4-5=35 mm

26、 5-6段的高速軸主動輪B是56mm，為了使套筒端面壓緊齒輪，此軸段應短于輪轂寬度故L5-6可取54mm取d5-6= 40mm 采用平鍵連接： 選處鍵的尺寸為：b×h×L=12mm×8mm×45mm最后段直徑為d3-4=30mm =d6-7，根據數據得L6-7=18-0.5（56-52）+19+3+(56-54)=40mm故高速軸總長度為：40+50+24+95+54+40=303mm低速軸的設計：由前面已算得：p3=3.47kw n3=52.5r/min T3=631210N.mm =13.779° 分度圓直徑d4=212.104mm（1）選

27、擇軸的材料：選取45號鋼，調質處理。 （2）初步估算軸的最小直徑根據機械設計P366表15-3，取A=112，dA3P3n3=112×33.4752.5=45.287mm 輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑 與聯軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Tca=KAT3,查表，考慮到轉矩的變化很小,故取KA=1.3,則：Tca=KAT3=1.3×631210=820573N.mm按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊，選用LX3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為1250000N·。半聯軸器的孔徑d=45

28、mm，故軸d1-2=45mm 半聯軸器長度L112的半聯軸器。與軸配合的轂孔長度L1=84mm 半聯軸器與軸配合的轂孔長度=84mm.，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點，現取L1-2=82mm。 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: (1)為滿足半聯軸器的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，故取-3段的直徑d2-3=53mm。 (2) 2軸段右端需制一軸肩，3段的直徑初選d3-4=58mm。故取初步選擇滾動軸承。參照工作要求并根d3-4=58mm，選型號NU1012，其尺寸為d×D×B=60x95x18，,軸段3-4和6-7的

29、直徑取相同, d3-4=60mm =d6-7 （3）取安裝齒輪段d5-6=64mm. 前面已算得齒輪輪轂寬度為64mm, 齒輪左端為了使套筒端面緊壓齒輪，故取L5-6=62mm.（4）安裝軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離取s=3mm，則 L6-7=18+3+0.5(69-64)+(64-62)+19=44.5mm (5) 3-4段長于箱體內壁2mm并根據中速軸等數據計算得 L4-5=12-0.5(69-64)+52+18-2=77.5mm 取d4-5=70mm （6）L3-4 =3+18+2=23mm (7)可取 L2-3為35mm（8）齒輪，半聯軸器與軸的周向定位都采用平鍵連接。按齒輪段d

30、5-6=64mm和聯軸器段d1-2=48mm查表得：選用平鍵b×h×L=18×11×56(齒輪段) ,該段軸上鍵槽深7mm b×h×L=14×9×70 (聯軸器段), 該段軸上鍵槽深5.5mm（9）確定軸上倒角和圓角尺寸：參考表機械設計15-2可知：左軸端(與聯軸器相連端) 的倒角為c1.6，右軸端倒角為c2。 (10)求軸上載荷：根據軸結構圖，確定支點，做出計算簡圖， 1計算作用在軸上的力低速軸上的大齒輪受力分析：圓周力：Ft=2T3d4=2×631210212.104=595.189N徑向力：Fr=Fttanncos=595.189×tan20&#