试算小齿轮分度圆直径 d1
选择φd=1.1 z1=30 z2=123
d1≥ (5902KT1(u±1) / φdu[σH]2)1/3 =69.58 mm 取 70mm 4.确定主要参数 1) 选 小 齿 轮 齿 数 z2=30x4.18=123。 2) 初选螺旋角β=15o 3) 计算模数 m0 m0= d1cosβ/ z1=69.58cos15o/30≈2.23 mm 取 m0=2.25mm 4) 计 算 中 心 距 a a0=176.6mm 5)计算螺旋角 cosβ=m0(z1 + z2)/2a=0.95625 β≈ 17° 6)分度圆直径 d1= z1 (m0)/ cosβ=70.59mm =289.41mm 齿宽 b b=ψdd1=1.1x70.59mm≈76.53mm d2= z2 (m0)/ cosβ d2 = d1i
bblim2=410
v＜6m/s
得 yfs1=4.1
[σbb1]=490 Mpa [σbb2]=410 Mpa
σ
paM yn2=2
弯曲疲劳寿命系数 yn1=1
弯曲疲劳最小安全系数 S Flim=1 [σbb1]=490 Mpa 3)校核计算 [σbb1]=1.6KT1Yfscosβ/bm0z1=124≤ [σbb1] [σbb2]=410 Mpa d1=70.59mm d2=289.41mm
Ⅰ轴 TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=25.43N·m Ⅱ轴 TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=100.95N·m 卷筒轴 TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=98.27N·m
TⅡ=100.95N·m TⅢ=98.27N·m
四、V 带设计 设计参数应该满足带速 5m/s≤V≤10m/s、小带 轮包角 α≥120°、一般带根数 Z ≤4～5 等方面的要 求。 1 、 求 计 算 功 率 Pc 查 得 KA=1.2 Pc=Ka Pc=1.488kW
=π×71×1420/60×1000 =5.28m/s 在 5~25m/s 范围内，带速合适。 3、确定带长和中心矩 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(71+228)≤a0≤2×(71+228) 所以有：209.3≤a0≤598 初步确定 a0 =300mm 由 L0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)/4a0 得： a0 =300mm
x Pd=1.2X1.24=1.488kW 选用 SPZ 型 窄 V 带 2、确定带轮基准直径，并验算带速，由设计标 准取主动轮基准直径为 dd1=71mm 从动轮基准直径 dd2= i x dd1=3.2×71=227.2mm 取 dd2=228mm 带 速 V ： V= π dd1nm/60 × 1000 V=5.28m/s dd1=71mm dd2=228mm
二、 电动机的选择 1、 Y 系列三相异步电动 电动机类型的选择：
机（工作要求：连续工作机器） ，卧式封 闭结构。 2、 工 选择电动机的容量 作 机 的 有 效 功 率 Pw 为 Pw=1.078KW
Pw=FV=0.77x1.4=1.078KW 从电动机到工作机传送带间的总效率为η =η1η η3η4η5
机械设计课程设计计算说明书
设计题目：带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器 班级：班 姓名： 学号： 指导老师：莫才颂
目录 一、 传动方案拟定 二、 电动机的选择 三、 计算总传动比及分配各级的传动比 四、 V 带设计 五、 齿轮的设计 六、 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计 七、 轴的设计 八、 轴承校核计算 九、 键的设计 十、 润滑与密封 十一、设计小结 十二、参考文献
服 极 限 σ s= 355MPa
-1
弯曲疲劳极限σ
=275MPa 许用弯曲应力[σ-1]=60MPa
取 C0=110 I 轴：d1min=C0〔p1/n1〕1/3=15.2mm II 轴：d2min=C0〔p2/n2〕1/3=24.1mm 1、 低速轴的设计计算 取低速轴最大转矩轴进行计算, 校核. 考虑有键 槽,将直径增大 5%,则: d2=30mm
六、 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计 名称 箱体壁厚 符号 δ 尺寸 mm 6
箱盖壁厚 箱体凸缘厚度 箱盖凸缘厚度
δ1 b b1
5 9 8 15
机 座 底 凸 缘 厚 b2
度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 df n 20 4 16
轴 承 旁 联 结 螺 D1 栓直径 机 盖 与 机 座 联 D2 接螺栓直径 轴 承 端 盖 螺 钉 D3 直径 df， d1, d2 至外 C1 机壁距离 df， d2 至凸缘边 C2 缘距离 箱座高度 h
2
5
η=0.87
=0.87
因此可知电动机的工作功率为： Pd=PW/η=1.078/0.87kw=1.24KW
Pd=1.24KW
式中：Pd——工作机实际所需电动机的输出功 率， kW； kW；
Pw——工作机所需输入功率。
η——电动机至工作机之间传动装置的总功 率。 3、确定电动机转速 工 作 机 卷 筒 轴 的 转 速 nW=60x1000xV/ π D r/min=106.95r/min 按推荐的传动比合理范围，V 带传动在(2～4) 之间，一级圆柱齿轮传动在（3～6）之间，所 以总传动比的合理范围 i‘=6～24， 故电动机的 转速可选范围为 nm=nW·i‘=642～2567 r/min， 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及 带传动和减速器的传动比。因此选定电动机型 Ped =2.2kW nW=106.95r/min
[σbb2]= [σbb1]yfs2/yfs1=119≤ [σbb1] [σbb2] 综上可知 齿轮的设计参数如下 小齿轮分度圆直径 d1=70.59mm 大齿轮分度圆 d2=289.41mm 中心距 a=180mm 小齿轮齿宽 B1=85mm 大齿轮齿宽 B2=80mm 模数 m=2.25
a=180mm B1=85mm B2=80mm m=2.25
i=13.37
i 减=4.18
nⅠ=446.88 r/min
nⅡ=106.9 r/min
n
Ⅲ
=n
Ⅱ
=106.9r/min
（2） 各轴功率 Ⅰ轴 PⅠ Ⅱ轴 PⅡ Pd·η1=1.19kW PⅠ·η2·η3=1.13kW
PⅠ=1.19kW PⅡ=1.13kW PⅢ=1.10kW
卷筒轴 PⅢ PⅡ·η2·η4=1.10kW （3） 各轴转矩 TⅠ=25.43N·m
计
算
及
说
明
结 果
一、 传动方案拟定 题目：带式输送机一级斜齿圆柱齿轮减速器 1） 工作条件：皮带式输送机单向运转， 载荷平稳，空载启动、二班制工作， 运输带允许速度误差为 5%， 使用期限 10 年，小批量生产。 2） 原始数据：输送带拉力 F=770N，带速 V=1.3m/s，卷筒直径 D=250mm F=770N V=1.3m/s D=250mm
2 2
η
由《机械设计课程设计指导书》可知： η1：V 带传动效率 0.96 η2：滚动轴承效率 0.98(球轴承) η3：齿轮传动效率 0.97 (8 级精度一般齿轮传 动) η4：联轴器传动效率 0.99(齿轮联轴器) η5：卷筒传动效率 0.96 由电动机到工作机的总效率η=η1η2 η3η4η
号为 Y100L1-4， 额定功率为 Ped =2.2kW， 满载 nm=1430r/min 转速 nm=1430r/min。
三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、传动装置的总传动比为 i=nm/nw=1430/106.95=13.37 2、分配各级传动比 因 i=i 带·i 减，初取 i 带=3.2，则齿轮减速器 的传动比为 i 减=i/i 带=13.37/3.2=4.18 3、计算传动装置的运动参数和动力参数 （1） 各轴转速 Ⅰ轴 nⅠ=nm/i 带=1430/3.2=446.88 r/min Ⅱ轴 nⅡ=nⅠ/i 减=446.88/4.18=106.9 r/min 卷筒轴 nⅢ=nⅡ=106.9r/min
(2)机器为一般工作机器 速度不高 故选用 8 级精度 GB10095-88。 (3)按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式 d1≥ (5902KT1(u±1) /φdu[σH]2)1/3 1.选择载荷系数 K=1.2 2.计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55x106xPI/nI=9.55x106x1.19/446.88=2.5x10
L0=1108.91mm
L0=2×300+ π (71+228)/2+(228-71)2/4×300 = Ld=1120mm 1108.91mm 确定基准长度 Ld=1120mm 计算实际中心距 a ≈ a0+Ld-L0/2=300+ （ 1120-1108.91 ） /2 =305.545mm 4、验算小带轮包角 α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（228-71） /305.545×57.30=150.560>1200（适用） 5、确定带的根数 由 n0=1420r/min dd1=71mm i=3.2 α1=150.560 a=305.545mm
齿
z1=30
大齿轮齿数
m0=2.25mm
a=180mm
=290.84mm
∴β≈17° d1=70源自59mm d2=289.41mm b2 =80mm b1 =85mm v =1.26m/s
取 a=180mm
取 b2 =80mm 则 b1 =85mm 7) 计算圆周速度 v。 v=πd1nI/60x1000=1.26m/s 因为 故取 8 级精度合适。 2、校核弯曲疲劳强度 1)复合齿形因素 yFs Zv1=z1/cosβ3=34.31 Zv2=z2/cos β 3=140.67 yfs2=3.9 2)弯曲疲劳许用应力 [σbb] [σbb]= σbblim/sflim x yN 弯 曲 疲 劳 应 力 极 限 σ bblim1=490 paM