机械设计课程设计说明书v带、链轮单级直齿圆柱齿轮减速器

说 明 书

设计题目：V带、链轮单级直齿

圆柱齿轮减速器

专业班级： 交设0605班

学生姓名：

指导老师：

交通运输工程学院

目 录

1.机械设计课程设计任务书 ------------------------------------2 2.机构运动简图-----------------------------------------------------3 3、运动学与动力学计算 ----------------------------------------4 4、传动零件设计计算---------------------------------------------6 5、轴的设计计算及校核------------------------------------------9 6.滚动轴承的选择及校核计算-----------------------------------13 7.键联接的选择及校核计算--------------------------------------14 8.减速器带轮轮毂设计--------------------------------------------15 9.减速器链轮设计--------------------------------------------------15 10.减速器结构与润滑的概要说明------------------------------16 11.设计小结---------------------------------------------------------17 12.参考文献---------------------------------------------------------18 13.Matlab设计程序------------------------------------------------19

1. 机械设计课程设计任务书

专业班级 交设0605班 学生姓名 学号 课题名称 设计 起止时间 课题类型 一、原始数据 已知条件 数据 V带、链轮单级直齿圆柱齿轮减速器 2008年12月29日——2009年1月9号 机械设计课程设计 课题性质 课程设计 输送带拉力F/kN 6 输送带速度 V/(m/s) 0．87 滚筒直径 (mm) 550 使用年限 Y 10 工作条件： 用于胶带运输的单级圆柱齿轮减速器，传送带允许的速度误差为±5%。双班制工作，有轻微振动，有粉尘，批量生产。 二、基本要求 1、完成装配图一张、零件图两张（齿轮、轴各一张）。 2、编写设计说明书一份（按毕业设计论文格式打印）。 3、装配图、零件图CAD绘制 4、自制文件带装好全部文件，写上学好、姓名

2.机构运动简图

DvF654312 1—电动机 2—带传动 3—单级齿轮减速器4—链传动 5—卷筒 6—传送胶带

3.运动学与动力学计算

3.1电动机的选择计算

3.1.1 选择电动机的类型

按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，电压为380V。 3.1.2选择电动机容量 电动机输出功率：

PwPdkw a工作机所需的功率： Pw 所以

FVkw 1000kw

FVPd1000a由电动机至工作机之间的总效率：

4 a12345其中1、2、3、4、分别为带轮、轴承、闭式齿轮、链轮和卷筒的5传动效率。

查表可知1=0.96，2=0.99，3=0.97，4=0.91，=0.96。

54=0.78 所以： a12345 Pd3.1.3确定电动机转速

FV60.873.95kw1000a0.78

卷筒轴的工作转速为nw601000V30.2r/min

D根据《机械设计基础》中查知，链轮的传动比i链轮为2-6，V带的传动比i带为2-6，齿轮的传动比为3-6，故电动机的转速范围为 n电动机（2~4）*(26）*（36）*n滚筒（12~144)*30.2(362.4~4348.8)r/min符合条件的常用的电动机转速有1000r/min，1500r/min。

如果选用1000r/min的电动机，则总的传动比i=1000/30.57=32.71；而选用1500r/min的电动机，i=1500/30.2=49.67。相比而言，1000r/min的电动机的传动比要小，较好。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见转速为1000r/min的电动机较为合适，故选电动机转速n为1000r/min 。 3.1.4确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-6。主要参数如下：额定功率：7.5KW， 同步转速转1000r/min.

3.2传动比的确定及分配

3.2.1总传动比i：

in电动机/nw960/30.232.1

3.2.2传动比的分配：

由手册推荐值选择齿轮传动比i齿轮=5，V带的传动比i带=2，则i链轮=32.1/10=3.2。

3.3运动参数及动力参数的计算

3.3.1各轴转速的计算

n带1n电动机970r/min

N带2N齿轮1n带1/I带970/2485r/min n齿轮2n齿轮1/5485/5r/min97r/min n滚筒n电动机/32.1=30.21r/min

3.3.2各轴功率的计算

选大带轮和小齿轮的公共轴为轴1，大齿轮的轴为轴2，则

P*带 1P电动机P2P*带*轴承*齿轮 电动机P3P*带*轴承*轴承*齿轮*链 电动机3.3.3各轴转矩的计算

p17.5kw*0.967.2kw;p27.5kw*0.96*0.99*0.976.91kw; p36.23kw由T=9.55*106*P/n可得:

T1=141.77 N*m

T2=680.72N*m T3=1969.1 N*m

4．传动零件的设计计算

4.1 V带的设计计算

4.1.1 V带带型的选择

根据P7.5kw,n1970r/min,由手册查普通V带选型图 选择普通带：B型

4.1.2确定带轮基准直径d1，d2

d1应不小于125mm，现暂取d1=140mm,

因此

d2(n1/n2)*d1(1)(960/480)*125*(10.02)mm=275mm;

按照标准取d2=280mm，差小于5%，在误差范围之内。 4.1.3 验算带速v

vd1n160*10003.14*970*1407.11m/s，

60000在525m/s范围内，证明d1选择合适。 4.1.4确定V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距a0=1.5(d1+d2)=1.5*(140280)mm630mm，取a0=650mm，符合0.7*(d1d2)a02*(d1d2)

则V带理论长度为:

L02a0*（d1+d2)/2(d2d1)2/4a0=1967.3mm

查V带基本长度表可得，应取V带长度为Ld=2000mm，则实际中心距a为：

/2=666.4mm aa0+（LdL0）4.1.5验算小轮包角

由11800(d2d1)/a*57.301681200 可知，所选的带轮直径，带长及中心距适用。 4.1.6确定带的根数

由手册查得所选SPB型窄带的各参数如下:

P0=2.11kw, P0=0.3kw, K=0.97, KL=0.98

则

ZP*K*KL3.27 P0P0）c/（取Z=4

4.1.7计算轴上的力

查手册V带截面尺寸表可得q=0.17Kg/m，则单根V带初拉力为：

F0500Pc/(Z*V)*(2.5/K1)qV2216.6N

作用在轴上的压力为：

FQ2Z*F0*sin(1/2)1293N

4.2 齿轮的设计计算

4.2.1选择齿轮材料及精度等级

小齿轮选用40MnB钢，调质，齿面硬度241~286HBS，大齿轮选用ZG35SiMn调质， 齿面硬度为241~269HBS，都属于软齿面。按接触强度设计，按弯曲强度校核。 查表得SH1.1,SF1.25

H1Hlim1/SH664MPa H2Hlim2/SH564MPa

F1FE1/SF480MPa F2FE2/SF408MPa

4.2.2按齿面接触疲劳强度设计

设齿轮按9级精度计算。取载荷系数K=1.1，齿宽系数d0.8

T=T1=141.77Nm，ZE188

3d12KT1u1ZEZH2*()=62.63mm duH齿数取Z1=21，Z2=21*5=105

m=

d1=3.1mm，取m为3mm Z1b=d*d1=0.8*63mm=50.4mm

考虑到接触强度问题，指导书推荐小齿轮齿宽比大齿轮齿约510mm，所以取b1=55mm,b2=50mm

实际齿轮分度圆直径

d1实Z1*m63mm, d2实90*3315mm

中心距 a=(d1实+d2实)/2=189mm 4.2.3按弯曲强度校核齿轮 查表可得，

YSa1=1.55,YSa2=1.75,YFa1=3,YFa2=2.25

F12KT1YSa1YFa1（/bm2Z齿轮1）136MPaF1=480MPa F2F1YFa2YSa2/(YFa1YSa1)119MPaF2=408MPa

所以齿轮的抗弯曲强度足够。

4.2.4计算齿轮圆周速度

V*d1*n1/(60*1000)=1.6m/s，合适。

4.3链条的选择

链条传递功率为6.91kw,转速n=30.21r/min,传动比为3.2。 4.3.1链轮齿数

由手册选定z1=23，则大链轮齿数z2=3.2*23=73.6，取z2=73，误差在5%之内，符合要求 4.3.2链条节数

初定中心距a0=40p,由公式

Lp2*a0z1z2pz2z12()127.4, p2a02取Lp=130

4.3.3计算功率

由手册选定KA=1.0，故Pc=KA*P=1.0*6.91kw=6.91kw 4.4.4链条节距

P0Pc KzKm由手册滚子链功率图知此链传动工作于曲线顶点的左侧，所以

z23Kz(1)1.08()1.081.23

1919为防止链轮过大，所以采用双排链，Km=1.7

6.91kw3.31kw，由手册查得当转速为97r/min时，16A链条能

1.23*1.7传递的功率为1.2*4kw=4.8kw，所以选用16A链条,其节距为25.4mm。 4.4.5实际中心距

故P0因为链条中心距可调节，可取aa040p40*25.4mm1016mm 4.4.6计算链速

zpn23*25.4*30.2由v11m/s0.29m/s

60*100060*10004.4.7作用在轴上的力

FQ=1.3F

F1000*pc6.231000*N21483N v0.29FQ=1.3F=27928N

5.轴的设计计算

考虑到实际工作状况并参与书本相关知识两根轴都选用45#钢调质，硬度

217~255HBS

5.1初步估算轴的直径

由手册查知，按许用切应力估算轴径的公式为：

dA3P/n

受键槽影响，轴直径增大4%5%

其中P为轴所传递的功率，n为轴的转速，是系数，实心时，=1，A与材料及受力有关，查手册可知，A=107118 可得

高速轴

d1A3P1/n126mm，d1取27mm；

低速轴

d2A3P2/n250mm，d2取52mm

5.2高速轴的设计及校核

5.2.1轴的结构设计

5.2.1.1轴上零件的定位，固定和装配

单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，则采用过渡配合固定。

5.2.1.2确定轴各段直径和长度

轴的最小直径d1=27mm，考虑到轴肩的定位，则安装滚动轴承的轴的直径d为35mm。

初选用6307型深沟球轴承，其内径为35mm，外径为80mm，宽度为21mm。

5.2.1.3按弯矩复合强度计算 1）求分度圆直径：

已求得d齿轮1=63mm

2）求转矩：

已求得T1=141.77Nm

3）求圆周力：

Ft2T12*1.05*1054500N d齿轮1544）求径向力：

FrFt*tan3888.9*tan2001638N

5）根据上述计算，带轮受力FQ=1293N 6）绘制该轴的受力图及扭矩图如下所示：

由受力图可得:

FAYFBYFr/2819N

Ft2T12*141.77*1054500.6N d齿轮163由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1FAY*L/2119.45Nm MC2FAZ*L/2328.18Nm

22MCMCM1C2349.25Nm

转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：

2MeCMC(T1)2516.1Nm

7）校核危险截面C的强度

MeC41.3MPa[1]b60MPa

0.1*d13e该轴的强度足够。

5.3低速轴的设计算

5.3.1、轴的结构设计

5.3.1.1轴上零件的定位，固定和装配

单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，小齿轮两端用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承都用套筒定位，则采用过渡配合固定。

5.3.1.2确定轴各段直径和长度

轴的最小直径d2=50mm，考虑到轴肩的定位，则安装滚动轴承的轴的直径

d为60mm。

初选用6212型深沟球轴承，其内径为60mm,外径为110mm，宽度为22mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。初取套筒长为12mm。根据上述各参数，画出轴的草图，由草图可得，两滚动轴承的支撑跨距为L=22+2x12+50=96mm。由于两根轴的长度较为接近，故实际设计时，为了保证美观性及加工的工艺性，在设计时应将两跟轴的支撑跨距选的同样长。

5.3.1.3按弯矩复合强度计算 1)求分度圆直径：

已求得d齿轮2=315mm

2)求转矩：

已求得T2=680.72Nm

3)求圆周力：

Ft2T22*680.72*1034322N d齿轮23154)求径向力：

FrFt*tan4322*tan2001573.1N

5)因为该轴上两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

6)低速轴的受力图及扭矩图和高速轴的受力图及扭矩图相似，可参照上图。 由受力图可得:

FAYFBYFr/2786.55N FAZFBZFt/22161N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1FAY*L/2377.5Nm MC2FAZ*L/21037.28Nm

22MCMC1MC21103.8Nm

转矩产生的扭剪按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

2MeCMC(T1)21296.8Nm

7)校核危险截面C的强度

e该轴的强度足够。

MeC48.75MPa[1]b60MPa

0.1*d136.滚动轴承的选择及校核计算

根据条件，轴承预计寿命

L=16×365×10=58400h

6.1计算输入轴承

6.1.1已经选得输入轴承型号为6307型。

已知n带2=970/2=485r/ min 两轴承径向反力：FR1FR21571.7N

由于该减速器为单级圆柱直齿齿轮减速器，故滚动轴承几乎不承受轴向力，

Fa0.

所以FS1FS20。

查表可得：X1X21,Y1Y20 6.1.2计算当量载荷

查课本载荷系数表，取fp=1.1，则

P1fp(X1FR1Y1FS1)1728.87N P2fp(X2FR2Y2FS2)1728.87N

6.1.3轴承寿命计算

因为P1=P2，故取P1728.87N 根据手册得6307型滚动轴承的Cr=33200N

由于选择的是深沟球轴承，故=3 查课本温度系数表取ft=1，则：

106ftCrLh()1.23*106hL

60nfpP∴预期寿命足够

6.2 计算输出轴承

6.2.1已经选得输入轴承型号为6212型。

已知n齿轮1=97r/ min

两轴承径向反力：FR1FR21523N

由于该减速器为单级圆柱直齿齿轮减速器，故滚动轴承几乎不承受轴向力，

Fa0.

所以FS1FS20。

查表可得：X1X21,Y1Y20 6.2.2计算当量载荷

查课本载荷系数表，取fp=1.1，则

P1fp(X1FR1Y1FS1)1675.3N P2fp(X2FR2Y2FS2)1675.3N

6.2.3轴承寿命计算

因为P1=P2，故取P=1675.3N

根据手册得6212型滚动轴承的Cr=47800N

由于选择的是深沟球轴承，故=3 查课本温度系数表取ft=1，则：

106ftCrLh()1.36*107hL

60nfpP∴预期寿命足够

7.键联接的选择及校核计算

7.1输出轴和链轮用A型平键联接

与大齿轮相联接的轴的直径为62mm。 查手册得，应选取的键型为GB/T 1096 键 16*10*45 t=6，其基本参数如下：

b=16mm， h=10mm， L=45mm， t=6mm，t1=4.3mm

由手册查得，平键的强度计算公式是：c2000T dkld为轴的直径，62mm，k是键与轮毂的接触高度，k=h-t1=5.7mm，l是键的工作长度，l=L-b=29mm

代入数据可得：

2000T2c74MPacp110MPa

dkl键的强度足够。

7.2带轮与输入轴用A型平键联接

输出轴的直径为27mm

查手册得，应选取的键型为GB/T 1096 键 8*7*29 t=4，其基本参数如下：

b=8mm， h=7mm， L=29mm， t=4mm, t1=3.3mm

则 c键的强度足够。

2000T2103.7MPacp110MPa dkl7.3输入轴和齿轮用A型平键联接

输入轴的直径为62mm 查手册得，应选取的键型为GB/T 1096键 16*10*45 t=6，其基本参数如下：

b=16mm， h=10mm， L=45mm， t=6mm，t1=4.3mm

则 c键的强度足够。

2000T152.2MPacp110MPa dkl8.减速器带轮轮毂设计

由前面在V带设计中，求得带的基准直径为280mm，转速为7.11m/s。直径中等，带轮采用腹板式，铸铁制造。（具体计算公式详见相关手册）

9.减速器链轮设计

根据链条节距p和链轮齿数z,据设计手册中公式dP确定分度圆直0180sinz径，然后根据手册中的相关计算公式算出链轮的尺寸。

10.减速器结构与润滑的概要说明

在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。 10.1 减速器的结构 本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照〈〈机械设计基础课程设计〉〉图10-8装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（齿轮、带轮、链轮），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。 箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。 10.2减速箱体的结构 该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式 具体结构详见装配图 10.3轴承端盖的结构尺寸 详见零件工作图 10.4减速器的润滑与密封 传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt（100°C）查表5-11〈机械设计基础课程设计〉 10.5减速器附件简要说明 该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。 具体结构详见装配图 具体结构装配图 详见零件工作图 润滑油118Cst 润滑脂ZL-2 详见装配图

11.设计小结

通过两周的V带、链轮单级圆柱齿轮减速器的设计，我觉得自己收获很多。 1）加强了对机械设计这门课程的理解，而本次设计又是我们大学以来第一次正式的设计，锻炼了我们基本的设计思维与动手能力。此次课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它促使我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关课程（如机械制图、理论力学、材料力学、工程材料、互换性测量等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我的进一步深造打下良好的基础。

2）促使自己对机械工作的进一步理解。国家标准的严谨、实际生产中的灵活设计，一严一活，激起自己对机械的进一步思索，锻炼了自己分析工程问题、解决工程问题的能力。这些将极大地有利于自己的发展。

3）在本次课程设计过程中，我的计算和制图能力得到进一步提升，同时，自己尝试着运用Matlab编程计算与动态模拟，增强了计算机解决实际问题的意识；我能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如GB、JB等），获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。

在此，我要感谢老师的辛勤指导，正是老师的指导，让自己此次课程设计取得成功，让自己在过程获得很大收获，让自己的工程思维能力得到进一步提升，我相信通过进一步努力自己定能取得更大的进步。

12.参考文献

1 吴彦农，康志军.Solidworks2003实践教程. 淮阴：淮阴工学院，2003 2 叶伟昌. 机械工程及自动化简明手册（上册）. 北京：机械工业出版社，2001 3 徐锦康. 机械设计. 北京：机械工业出版社，2001

4 成大先. 机械设计手册（第四版）. 北京：化学工业出版社，2002 5 葛常清. 机械制图（第二版）. 北京：中国建材工业出版社，2000 6 朱 敬. 孙明，邵谦谦.AutoCAD2006.电子工业出版社，2004 7 董玉平. 机械设计基础.机械工业出版社，2001

8 曾正明. 机械工程材料手册. 北京：机械工业出版社，2003

9 曲宝章. 黄光烨. 机械加工工艺基础. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2002 10 徐锦康. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2004 11 甘永立. 几何量公差与检测.上海科学技术出版社，2004

13.Matlab设计程序

程序一：

%选择电动机

a1=input('卷筒轴滑动轴承效率a1?') a2=input('链轮效率a2?')

a3=input('闭式圆柱齿轮传动效率效率a3?') a4=input('滚动轴承传动效率(一对)效率a4?') a5=input('V带传动效率a5?') a6=a1*a2*a3*a4*a4*a4*a4*a5 F=input('运输带曳引力F?') V=input('运输带速率V?') Pw=F*V Pd=Pw/a6

Pde=fix(Pd)+1

D=input('卷筒直径D?') n0=60*1000*V/(pi*D)

i1=input('V带最小传动比i1?')

i2=input('单级圆柱齿轮最小传动比i2?') i3=input('链传动最小传动比i3?') n1=i1*i2*i3*n0;

i11=input('V带最大传动比i11?')

i22=input('单级圆柱齿轮最大传动比i22?') i33=input('链传动最大传动比i33?') n2=i11*i22*i33*n0; n1 n2

程序二：

%计算各轴转速与转矩

m=input('电动机转速m电动机?') V=input('运输带速率V?') D=input('卷筒直径D?') n=60*1000*V/(pi*D) i0=m/n i1=2;i2=5; i3=i0/(i1*i2) n1=m/(i1) n2=m/(i1*i2) n3=m/(i1*i2*i3)

a2=input('链轮效率a2?')

a3=input('闭式圆柱齿轮传动效率效率a3?')

a4=input('滚动轴承传动效率(一对)效率a4?') a5=input('V带传动效率a5?') P0=input('电动机功率?') P1=P0*a5

P2=P0*a5*a4*a3

P3=P0*a5*a4*a4*a3*a2 T1=9550*P1/n1 T2=9550*P2/n2 T3=9550*P3/n3

程序三：

%V带的选择与作用在轴上力的计算 Pd=input('电机功率') m=input('电动机转速m?')

%此刻选择V带型号，取进d0(小带轮直径） d0=input('小带轮直径d0') n1=input('高速轴转速n1') d1=m*d0*(1-0.02)/n1 %取d1,使其误差在5%内

d1=input('所取大轮直径d1') %验算带速，使其在5-25内 v=pi*d0*m/(60*1000)

%带中心距，取a0,使其在范围之内 a0=1.5*(d0+d1)

a0=input('所选中心距a0')

%求带长，选带长，计算实际中心距

L0=2*a0+pi*(d0+d1)/2+(d1-d0)*(d1-d0)/(4*a0) Ld=input('据带型所取带长Ld') a=a0+(Ld-L0)/2 %验算小带轮包角

b=180-(d1-d0)*57.3./a %计算V带根数

P0=input('据m、d0查表基本额定功率') i=d1/(d0*(1-0.02))

Po=input('查表额定功率增量') Kb=input('查表包角系数') Kl=input('查表带长系数') z=Pd/((P0+Po)*Kb*Kl) z=input('所选根数z') %求作用在带轮上的压力Fq q=input('带自重')

F0=500*Pd*(2.5/Kb-1)/(z*v)+q*v*v Fq=2*z*F0*sin(b/2)