机械设计减速器课程设计说明书Company number：【WTUT-WT88Y-W8BBGB-BWYTT-19998】设计题目：带式输送机传送装置减速器姓名：吴灿阳学号：专业：机械设计及自动化院系：机电工程学院指导老师：张日红目录一、设计题目1、设计带式输送机传动装置（展开式二级直齿、斜齿圆柱齿轮减速器；单号设计直齿，双号设计斜齿）2、设计数据：如下表f-13、工作条件输送带速度允许误差为上5％；输送机效率ηw＝0．96；工作情况：两班制，连续单向运转，载荷平稳；工作年限：10年；工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380V；检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，中批量生产。

设计任务量：减速器装配图1张(A0或A1)；零件工作图1～3张；设计说明书1份。

4、机器结构如图5、原始数据根据以上要求，本人的原始数据如下：1) 输送带拉力：F=7000N 2）输送带速度：v=s 3）传动滚筒直径：D=400 4）机械效率：η=5)工作年限：10年（每年按300天计算）；2班制。

二、总体设计（一）、电动机的选择（1）、根据动力源和工作条件，选用Y 型三相异步电动机。

（2）、工作所需的功率：70000.85.833100010000.96w Fv Pw KW η⨯===⨯（3）、通过查（机械设计课程设计）表2-2确定各级传动的机械效率：V 带 1η=；齿轮 2η=；轴承 3η=；联轴器 4η=。

总效率2612340.950.970.990.990.833ηηηηη•••==⨯⨯⨯=电动机所需的功率为： 5.8337.0020.833wd P P KW KW η=== 由表（机械设计课程设计）16-1选取电动机的额度功功率为。

（4）、电动机的转速选1000r/min 和1500r/min 两种作比较。

工作机的转速 6010006010000.8/min 38.216/min 3.14400w v n r r D π⨯⨯⨯===⨯D 为传动滚筒直径。

总传动比 mwn i n =其中m n 为电动机的满载转速。

现将两种电动机的有关数据进行比较如下表f-2表f-2 两种电动机的数据比较 方案电动机型额定功率同步转速/满载转速传动比号 /kW（1min r -）/1min r - Ⅰ Y160M-6 1000 970 ⅡY132-21500 1400由上表可知方案Ⅰ的总传动比过小，为了能合理分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案Ⅱ。

（5）、电动机型号的确定 根据电动机功率同转速，选定电动机型号为Y132-2。

查表（机械设计课程设计）16-2得电动机中心高H=132㎜ 外伸轴直径D=38 外伸轴长度E=80。

如图：（二）、传动比分配根据上面选择的电动机型号可知道现在的总传动比i 总= 选择V 带的传动比1 2.5i =；减速器的传动比137.6815.0722.5i i i ===总。

高速级齿轮转动比4.426i ==， 低速级齿轮传动比23 4.4263.4051.3 1.3i i ===。

（三）、传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速计算2、各轴输出功率计算3、各轴输入转矩计算各轴的运动和动力参数如下表f-3： 表f-311122233447.0029550955046.4414006.65295509550109.845766.38895509550468.77130.146.134955095501532.6938.226.012955095501502.2138.22d d m d P T N m N mn P T N m N m n P T N m N mn P T N m N m n P T N m N m n ==⨯⋅=⋅==⨯⋅=⋅==⨯⋅=⋅==⨯⋅=⋅==⨯⋅=⋅三、传动零件的计算 （一）V 带的设计与计算1、确定计算功率Pca 查表（没有说明查那本书表格的，所有要查表均代表教材的表）8-7 取工作情况系数K A = 则：ca A P K 1.17.702kW d P ==⨯2、选择V 带的带型 由Pca= n d=1400r/min 选用A 型V 带。

3、确定带轮的基准直径d d 并验算带速v1）初选小带轮的基准直径d1d 由表8-6和表8-8取小带轮的基准直径 2）验算带速v ，按式验算速度1 3.141440125/9.42/601000601000d md n v m s m s π⨯⨯===⨯⨯因为5/30/m s v m s <<，故带速适合。

3）计算大带轮的直径 d21d1d =i d 2.5125312.5=⨯=㎜ 取d2d =315㎜ 4、确定V 带的中心距a 和基准长度L d1）由公式d1d2d1d20.7(d d )2(d d )a +≤≤+ 初定中心距a 0=450㎜2）计算带所需的基准长度()()22d2d100d1d20315125(d d )2(d d )245031512516142424450d L a mma ππ--=+++=⨯+++=⨯ 由表8-2选带的基准长度Ld-1600mm3）计算实际中心距a 5、计算小带轮的包角6、计算带根数Z1）由d1d =125mm 和1400/min m n r =，查表8-4a 得0 1.92P = 根据1400/min m n r =，1 2.5i =和A 型带，查表8-4b 得00.17P ∆= 查表8-5得0.93K α=，查表8-2得0.99L K =179.327, 2.5d m == 2）计算V 带的根数Z 7.702 4.001.924ca r P Z P === 7、计算单根V 带的初拉力的最小值 由表8-3得，A 型带的单位长度质量q=㎏/m()()()220min 2.5 2.50.937.7025005000.19.42181.410.9349.42ca K P F qv NK Zvαα--⨯=+=⨯+⨯=⨯⨯ 8、计算压轴力Fp压轴力的最小值： 9、带轮设计由表8-10查得 150.3e =± f=9 可算出带轮轮缘宽度： V 带传动的主要参数如下表f-4表f-4（二）、高速级齿轮传动设计1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。

1）按设计任务要求，学号为单的选直齿圆柱齿轮。

2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度足够。

3）材料选择 由表10-1选择小齿轮的材料为40cr ，调质处理，硬度为280HBS ，大齿轮为45钢，调质处理，硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

4）选小齿轮齿数为Z 1=24，则大齿轮齿数Z2=i 2×Z 1=24×=，取Z 2=107.齿数比21107 4.524z u z === 2、按齿面接触强度设计设计公式[]11E d u σ≥ ⎝（1）、确定公式内的各计数值 1）试选载荷系数Kt=2）小齿轮传递的转矩T ⅰ=T 1=·m=109840N ·mm 3）查表10-7选取齿宽系数1d φ=4)查表10-6得材料的弹性影响系数12189.8E Z MPa = 5）由教材图10-21按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限min1600H MPa σ=，大齿轮的接触疲劳强度极限min 2550H MPa σ=6）计算应力循环齿数7）由图10-19选取接触疲劳寿命系数120.90,0.95HN HN K K == 8）计算接触疲劳许用应力 取失效率为1%，安全系数S=1， （2）、计算1）试计算小齿轮分度圆直径1t d ，取[]522.5MPa σ=（取最小值）。

2）计算圆周速度110 3.1465.455761.97/601000601000t d n v m s π⨯⨯===⨯⨯3）计算齿宽 1165.4565.45d t b d φ==⨯= 4）计算齿宽与齿高比 模数 1165.45 2.7124t t d m z === 齿高 2.25 2.25 2.71 6.10t h m ==⨯= 5）计算载荷系数根据v=s ，8级精度，由教材图10-8查得动载系数Kv=因为是直齿齿轮，所以1H F K K αα==，由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4用插入法查得8级精度小齿轮支承非对称时 1.458H K β=；由10.72bh=， 1.458H K β=查图10-13得 1.421F K β=，故动载系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 7）计算模数1169.327 2.88924d m z === 3、按齿根弯曲强度设计设计公式m ≥(1)、确定公式内的计算值1）由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FE MPa σ= 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FE MPa σ=2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数120.86,0.90FN FN K K ==. 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳强度安全系数S= 则： 4)计算载荷系数K 5)查取齿型系数由表10-5查得122.65, 2.18Fa Fa Y Y == 6）查去应力校正系数121.58, 1.79Sa Sa Y Y == 7）计算大、小齿轮的[]Fa SaF Y Y σ并作比较（2）、设计计算按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为(取[]Fa SaF Y Y σ最小):比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数并就接近圆整为标准值m=，按接触强度算得的分度圆直径169.327d mm =算出小齿轮齿数：1169.32727.72.5d z m === 取128z = 大齿轮齿数 221 4.42628123.9z i z ==⨯= 取2124z = 4、几何尺寸的计算 （1）计算分度圆直径112228 2.570124 2.5310d z m mm d z m mm==⨯===⨯=（2）计算中心距 127131019022d d a mm ++=== （3）计算齿轮宽度 117070d b d mm φ==⨯= 则：取小齿轮175B = 大齿轮270B =5、修正计算结果 1）128z = 2124z = 查表8-5修正：12122.55, 2.161.61, 1.81Fa Fa Sa Sa Y Y Y Y ====2）113.14705762.11/601000601000d n v m s π⨯⨯===⨯⨯3）齿高h-==×= ；7012.445.625b h ==查表10-4 修正 1.460H K β= 由12.44bh=， 1.460H K β=查图10-13修正 1.421F K β= 4）齿面接触疲劳强度计算载荷系数 齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数5）[]21312 1.5771098405.5189.836.451 4.5522.5E d mm u σ⨯⨯⎛⎫≥== ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭ 6）[]1112.55 1.610.01337307.14Fa Sa F Y Y σ⨯==[]2222.16 1.810.01600244.29Fa Sa F Y Y σ⨯== 然而是大齿轮的大7）m mm ≥ 实际179.327, 2.5d m == 均大与计算的要求值，故齿轮强度足够。