机械设计课程设计任务书
设计一用于带式运输机上的同轴式二级圆柱齿轮减速器。
传动装置布置简图
工作平稳、单向运转。原始数据：
运输机卷筒扭矩：1550N.m
运输带速度：0.85m/s
卷筒直径：400
带速允许偏差：5% 实用期限： 10年 工作制度：2班/日
一．传动方案的拟定及分析
由题目所给的传动方案，本设计为同轴式二级圆柱齿轮减速器，齿轮为斜齿齿轮。采用本传动方案，成本低，结构较紧凑，加工艺性好，一般的机械加工方法即可制造，本传动方案采用了V带传动，有防震过载保护的作用。
.
二、电动机类型和结构的选择
采用Y系列三相异步电动机。
1.电动机容量的选择
1）工作机所需功率Pw
Pw=Tn/9550
2.电动机的输出功率
Pd＝Pw/η
η＝
＝0.89
其中 
见［《机械设计课程设计手册》，以下简称课设］表2-4
3．电动机型号的确定
电动机类型选定后，其型号可根据输出功率和同步转速确定。
课设表20－1查出电动机型号为Y132S-4,其额定功率为7.5kW，满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。
三．计算传动装置的运动和动力参数
传动装置的总传动比及其分配
1．计算总传动比
由电动机的满载转速
和工作机主动轴转速
可确定传动装置应有的总传动比为：
i＝1440/40.6
i＝35.46
2．合理分配各级传动比
其中：
为V带传动比,
为高速级传动比，
为低速级传动比，且
，
取：
；
3 各轴传动装置的运动和动力参数
1）高速轴：
；
；
；
2)中间轴：
；
；
；
3)低速轴：
；
；
；
四.V带设计计算
V带传动带选为A型普通V带传动。
1、确定计算功率：
1）、由［《机械设计》（以下简称机设）］表8-7查得工作情况系数 
2）、计算得
2、选择V带型号
查图8-11 (机设)选A型普通V带。
3.确定带轮直径 
（1）、参考表8-6（机设）及表8-8（机设）选取小带轮直径 
由于电机高度为H＝100mm,所以
（电机中心高符合要求）
（2）、验算带速 由式8-13（机设）
（3）、确定从动带轮直径
查表8－8（机设） 取
（4）、传动比 i
（5）、从动轮转速
4.确定中心距
和带长
（1）、按式8-23（机设）初选中心距
取
（2）、按式(8-22机设)求带的计算基础准长度L0
查表8－2 (机设)取带的基准长度Ld=1800mm
(3)、按式8-23(机设)计算中心距:a
(4)、确定中心距调整范围
5.验算小带轮包角α1
6.确定V带根数Z
(1)、由表8－4a（机设）。
(2)、由表8－5d（机设）查得△P0=0.17Kw
(3)、由表8-5（机设）查得包角系数
(4)、由表8-2(机设)查得长度系数KL=1.1
(5)、计算V带根数Z，由式8-26（机设）
取Z=6根
7．计算单根V带初拉力F0，由式8-27(机设)。
q由表8-3(机设)查得为：0.1
8．计算对轴的压力FQ，由式8-28（机设）得
9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图
小带轮基准直径dd1=100mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=315mm，采用孔板式结构。
五．低速级齿轮传动
因为是同轴减速器，且均为圆柱斜齿轮传动，所以只需计算低速级齿轮
1） 选精度等级、材料及齿数
1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮
小齿轮材料：40Cr钢调质 HBS1=280
接触疲劳强度极限
MPa （由(机设）图10-21d）
弯曲疲劳强度极限 Mpa （由(机设）图10-20c）
大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=240
接触疲劳强度极限
MPa （由(机设）图10-21c）
弯曲疲劳强度极限
Mpa （由(机设）图10-20b）
3精度等级选用7级精度
4初选小齿轮齿数
大齿轮齿数Z2 = Z1
= 24×3.35=80.4取80
5初选螺旋角
2）按齿面接触强度设计
计算公式：
mm （由(机设）式10-21）
1、确定公式内的各计算参数数值
初选载荷系数
小齿轮传递的转矩
N·mm
齿宽系数
（由(机设）表10-7）
材料的弹性影响系数 
Mpa1/2 （由(机设）表10-6）
区域系数
（由(机设）图10-30）
，
（由(机设）图10-26）
应力循环次数
接触疲劳寿命系数
（由(机设）图10-19）
接触疲劳许用应力
取安全系数
.1
∴ 取
2.计算
（1）试算小齿轮分度圆直径
=103.78mm
（2）计算圆周速度
0.74m/s
（3）计算齿宽b及模数mnt
mm
b/h=103.78/9.44=10.99
﹙4﹚计算纵向重合度
=2.0932
（5） 计算载荷系数 
① 使用系数
<由(机设）表10-2> 根据电动机驱动得
② 动载系数
<由(机设）表10-8> 根据v=0.74m/s、 7级精度
③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数
<由(机设）表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、
=1.0、
mm，得
=1.43
④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数
<由(机设）图10-13> 根据b/h=10.99、
⑤ 齿向载荷分配系数
、
<由(机设）表10-3> 假设
，根据7级精度，得
∴=2.2
（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 
<由(机设）式(10-10a)>
mm
（7） 计算模数
3. 按齿根弯曲强度设计 <由(机设）式(10-5)>
1.确定计算参数
（1）计算载荷系数K
（2）螺旋角影响系数
<由(机设）图10-28> 根据纵向重合系数
，得
0.88
（3）弯曲疲劳系数KFN
<由(机设）图10-18> 得
（4）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4 <由(机设)式(10-12)>得
（5）计算当量齿数ZV
取27
取88
（6）查取齿型系数YFα 应力校正系数YSα
<由(机设）表10-5> 得
（7）计算大小齿轮的
并加以比较
比较
<
所以大齿轮的数值大，故取0.016368。
4. 计算
=3.14mm
5.分析对比计算结果
对比计算结果，取
=3.5已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的
来计算应有的
取
31
取
107
满足、
互质
6.几何尺寸计算
（1） 计算中心距a
将a圆整为250mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β
（3）计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2
115.1mm
384.9mm
（4）计算齿宽度
b=mm
取B1=115mm，B2＝110mm
六.轴的设计计算
1）中间轴：
1．初步确定轴的最小直径
中间轴选用材料:取轴材料为40Cr,, 调质处理
<由[机设]表15-3> 取A 0 =105
确定轴的最小直径: 
第一段轴即为最小轴径轴,将d1圆整为d1＝40mm，此轴为一对滚动轴承的内径。
<由[课设]表15-3> 取深沟球轴承中窄系列。
2．求作用在齿轮上的受力
大齿轮上的力：
小齿轮上的力：
3．轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案
1）1-2段轴用于安装轴承36308及套筒，故取直径为40mm。
2）2-3段用于安装小齿轮，故其直径为小齿轮孔径44mm。
3）3-4段分隔两齿轮，相对于齿轮孔径，取5mm高的定位轴肩，设其直径为54mm。
4）4-5段安装小齿轮，轴径与小齿轮孔径相配合，其直径为44mm。
5）5-6段安装套筒和轴承，轴承内径为40mm，故其直径为40mm。
b)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度
1.由于36308轴承宽度为B=23mm，轴承端面至内壁为15mm，轴伸出轴承1.5mm，小齿轮端面至内壁为15mm，则大齿轮端面至箱内壁为17.5mm，为使齿轮定位，安装齿轮的轴段2－3比齿宽短3mm，则1-2段轴长为23+15+17.5+3+1.5＝60mm。
2.2-3段安装大齿轮，齿轮宽度110，轴段比齿轮宽度短3mm，则为107mm
3.同整个结构可知，箱壁距368.5，则3-4段为368.5-17.5-15-115-110＝111mm。
4.4-5段安装小齿轮，小齿轮宽度115mm,所以该段长为113mm。
5.5-6段用于安装轴承和档油环，轴承端面至内壁为15mm，轴伸出轴承1.5mm，小齿轮端面至内壁为15mm，长为15+15+2+1.5+23＝56.5mm。
4．求轴上的载荷
5．精确校核轴的疲劳强度
1）判断危险截面
由于截面5处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面
2）截面5右侧的
截面上的转切应力为
由于轴选用40Cr，调质处理，所以
，
，
。
［（机设）表15-1］
a) 综合系数的计算
由
，
经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为
，
，
（（机设附表3-2经直线插入）
轴的材料敏感系数为
，
，
（（机设）附图3-1）
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为
，
（（机设）附图3-2）（（机设）附图3-3）
轴采用磨削加工，表面质量系数为
，
（[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为
b)碳钢系数的确定
碳钢的特性系数取为
，
c)安全系数的计算
轴的疲劳安全系数为
故轴的选用安全。
2）输入轴：
2．初步确定轴的最小直径
中间轴选用材料:取轴材料为40Cr,, 调质处理
<由[机设]表15-3> 取A 0 =105
考虑到此段轴需要与v带连接，所取的轴径应与所选用的v带轮的轴孔直径相适应。取
3．轴的结构设计
1）确定轴上零件的装配方案
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径
a)8-7段由于轴的最小处连接V带轮，所以该段直径尺寸受到V带轮孔径尺寸的限制，选为28mm。
b)6-7考虑到V带轮的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为33mm。
c)5-6该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用36207型，即该段直径定为35mm。
d)3-4该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。
e)2-3为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为47mm。
f)4-5轴肩固定轴承，直径为37mm。
g)1-2该段轴要安装轴承，轴承内径35mm,直径定为35mm。
2）各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
a)1-2该段轴安装轴承和挡油盘,轴承36207宽度17mm，轴承端面至轴承座端面15mm，齿轮端面到轴承座端面10mm，由b)，轴环6mm，该段长度定为17+15+10-6+1＝37mm。
b)2-3该段为轴环，宽度不小于5mm，定为6mm。
c)3-4该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短3mm，齿轮宽为115mm，定为112mm。
d)综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取15mm、轴承与箱体内壁距离取15mm（采用油润滑），4-5定为11mm,5-6定为42mm。
e)6-7段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及带轮安装尺寸，定为55mm。
f)7-8为小带轮宽度，取为108mm.
4．按弯扭合成应力校核轴的强度
W=6400N.mm
T=150463N.mm
45钢的强度极限为
，又由于轴受的载荷为脉动的，所以
。
输出轴
1．轴的结构设计
1）轴上零件的装配方案
①计算最小轴段直径。
因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，取轴材料为40Cr,由式15-2（机设）得：
考虑到该轴段上开有键槽，因此取
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径
g)1-2段由于轴的最小处联轴器，所以该段直径尺寸受到联轴器的限制，选为60mm。
h)2-3段考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达3mm，所以该段直径选为66mm。
i)4-5该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则选用轴承36214型，其内径为70mm，宽度为24mm,即该段直径定为70mm。
j)4-5该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为75mm。
k)5-6为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为82mm。
l)6-7安装36214轴承，直径为70mm。
3）各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
a)6-7该段轴安装轴承和挡油盘,轴承36214宽度24mm，轴承端面至轴承座端面11mm，齿轮端面到轴承座端面19mm，由b)，轴环15mm，该段长度定为24+11+19-15+1＝40mm。
b)5-6该段为轴环，宽度不小于5mm，定为15mm。
c)3-4该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为110mm，定为108mm。
d)综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取17.5mm、轴承与箱体内壁距离取11mm（采用油润滑），3-4定为24+17.5+11+0.5+2=55mm。
e)2-3段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及带轮安装尺寸，定为35mm。
f)1-2为安装联轴器，由联轴器设计，取1-2段为112mm.
2.求轴上的载荷
载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定
从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、M V、M V及M的值例于下表：
|
载荷
|
水平面H
|
垂直面V
|
|
支反力F
|
FNH1=1455N
FNH2=1737N
|
FNV1=3892N
FNV2=4648N
|
|
弯矩M
|
M H1 =1.27×105N·mm
M H2 =0.6×105N·mm
|
MV =3.4×105 N·mm
|
|
总弯矩
|
M 1=3.6×105 N·mm
M 2=3.45×105N·mm
|
|
扭矩T
|
TⅢ=1.6×106N·mm
|
3.按弯扭合成校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。
W=6400N.mm
T=150N.mm
由(机设）表15-1，得：
由(机设）式（15-5），取，轴的计算应力为：
4 精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面，截面4为危险截面
校核危险截面左侧：
抗弯截面系数：
抗扭截面系数：
弯矩及弯曲应力：
扭矩及扭转切应力：
轴的材料为40Cr钢，调质处理，由（机设）表15-1查得：
，
，
应力集中系数：
，
，查（机设）附表3-2得：
，
由附表3-1得轴的敏性系数为：
， 
故有效应力集中系数：
35
由（机设）附图3-2得尺寸系数：
由（机设）附图3-3得扭转尺寸系数：
查（机设）附图3-4表面质量系数为：
轴未经表面强化处理，则：
综合系数值：
碳钢的特性系数：
，取：
，取：
则计算安全系数，得：
轴左截面安全
校核危险截面右侧
抗弯截面系数：
抗扭截面系数：
弯矩及弯曲应力：
扭矩及扭转切应力：
过盈配合处的
值，由（机设）附表3-8用插入法求出，并取
，于是得：
，
轴按磨削加工，由（机设）附图3-4得表面质量系数为：
故得综合系数为：
所以轴在危险截面右侧的安全系数为：
故该轴在危险截面的右侧的强度也是足够的。
七低速轴的键联接强度校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，<由(机设）表（6-2）>，取[σp]=120MPa
1）联接齿轮的键型
1 选择类型及尺寸
根据d =75mm，L=108mm，<由[课设]表（14-1）>，
选用A型，b×h=20×12，L=100mm
2 键的强度校核
(1)键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l = L－b = 100－20 = 80mm
k = 0.5h =6mm
(2) 强度校核
TⅢ = 1610000 N·mm
σp =[σp]
键安全合格
2）联接联轴器的键型
1 选择类型及尺寸
根据d = 60mm，L’= 142mm
选用C型，b×h=18×11，L=125mm
2 键的强度校核
(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l = L-b/2 =125－9 =116mm
k = 0.5h =5.5mm
(2) 强度校核
TⅢ = 1610000 N·mm
σp = [σp]
键安全合格
6.低速轴轴承校核
Fa=2025N
2）当量动载荷P1和P2
按因为e1=Fa/Fr1＝1.39
e2=Fa/Fr2=1.16
由(机设）表（15-6），
3）验算轴承寿命
因为
>
，所以按轴承2的受力大小验算
h
L >
，所以所选轴承可满足寿命要求。
八.连轴器的选择
由于弹性柱销联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为
，
计算转矩为
所以选用弹性柱销联轴器HL6（GB4323-84）
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径
轴孔长
，
九.减速器附件的设计
齿轮的润滑
由于高速级齿轮的圆周速度，采飞溅润滑。
减速器的密封
减速器外伸轴采用 [课设]表（16-9）的密封件，具体由各轴的直径取值定，此标准适用于密封处速度v<5m/s，轴承旁还设置挡油盘或套筒。
|
名称
|
符号
|
计算公式
|
结果
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箱座厚度
|
|
|
10
|
|
箱盖厚度
|
|
|
10
|
|
箱盖凸缘厚度
|
|
|
10
|
|
箱座凸缘厚度
|
|
|
10
|
|
箱座底凸缘厚度
|
|
|
18
|
|
地脚螺钉直径
|
|
|
M18
|
|
地脚螺钉数目
|
|
查手册
|
4
|
|
轴承旁联结螺栓直径
|
|
|
M8
|
|
盖与座联结螺栓直径
|
|
=（0.5 0.6）
|
M12
|
|
轴承端盖螺钉直径
|
|
=（0.40.5）
|
6
|
|
视孔盖螺钉直径
|
|
=（0.30.4）
|
6
|
|
定位销直径
|
|
=（0.70.8）
|
6
|
|
，，至外箱壁的距离
|
|
查手册表11—2
|
34
22
18
|
|
，至凸缘边缘距离
|
|
查手册表11—2
|
28
16
|
|
外箱壁至轴承端面距离
|
|
=++（510）
|
60
|
|
大齿轮顶圆与内箱壁距离
|
|
>1.2
|
16
|
|
齿轮端面与内箱壁距离
|
|
>
|
18
|
|
箱盖，箱座肋厚
|
|
|
10
10
|
|
轴承端盖外径
|
|
+（55.5）
|
112（1轴）
140（2轴）
150（3轴）
|
参考资料目录
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版，高等教育出版社；
[2]《机械设计（第八版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006，高等教育出版社；
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；
