设计说明书
2015-2016 学年第 1 学期
学院：
专业：机械设计制造及其自动化学生姓名：学号：
课程设计题目：带式传动机的传动系统设计指导教师：
日期：2015-12-31
目录
一、设计任务 (2)
二、电动机的选择 (2)
三、分配传动比 (3)
四、V带设计 (3)
五、直齿圆柱齿轮传动的设计计算 (5)
六、高速轴的设计计算 (9)
七、低速轴的设计计算 (12)
八、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计 (14)
九、轴承的润滑 (16)
十、减速器的密封 (16)
十一、齿轮的润滑 (16)
十二、设计心得 (16)
十二、参考文献 (17)
十三、图 (17)
一、设计任务
1、设计题目
带式输送机的传动系统设计（第一组）：
原始数据：滚筒圆周力F=4KN；带速V=1.5m/s；滚筒直径D=320mm；
工作条件：（1）二班制：即每天16小时
（2）要求连续工作8年，每年按300天计算
（3）工作温度正常，有粉尘
（4）单向运转，不均匀载荷，中的冲击，空载启动。
2、设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.普通V带设计计算
6.减速器内部传动设计计算
7.传动轴的设计
8.滚动轴承校核
9.键联接设计
10.联轴器设计
11.润滑密封设计
12.箱体结构的设计
计算过程及其说明计算结果
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，
此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构
简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不
易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机功率选择：
1)查简明机械设计手册P7 表1-13
η1：V带传动效率
η2：圆柱齿轮传动效率
η3：齿轮传动滚动轴承（一对）效率
η4：联轴器效率
η5：滚筒轴承
η6：（滚筒）平摩擦传动
P输出=FV/1000=6KW
η总=η1·η2·η3·η4·η5·η6
=0.96×0.98×0.98×0.97×0.98×0.92=0.81 2)电动机输入功率
P输入=P输出/η=7.41kW P=6kw
η总=0.81
P输入=7.41kW
3、确定电动机转速：
1)滚筒移速n滚=60v·1000/πd=90r/min
2)电动机转速
根据表1-14可得
i V带=2~4
i减速机=4~6
∴i总=8~24
n电动机=n滚·i总=720~2160r/min
4、综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选定电动机型号为选择Y160L-8型号的电动机。
三、分配传动比
1)根据Y160L-8型号电机可得
n=720r/min
2)实际传动比
i总=n电动机/n滚筒=8
3)分配传动比在满足i齿轮≥iV带的前提下
取i带=2.67 i齿轮=3
4)计算各级转速
齿轮轴1转速
iV带=n电动机/N1
N1=270r/min
滚筒轴2转速
i齿轮=n1/n2
N2=90r/min=n滚筒
5)计算各级功率
齿轮轴功率
P1=P输入·η1=7.5Kw·0.96=7.2Kw
滚筒轴功率
P2=P1·η3·η2=7.2·0.98·0.98=6.91Kw
6)计算各级转矩
齿轮轴转矩
T1=9550·P1/n1=9550·7.2/270=254.67N·m
滚筒轴转矩
T2=9550·P2/n2=9550·6.91/90=733.23N·m
四、V带设计
1、确定计算功率P ca
P ca=KA·P=1.2×7.5kw=9kw
KA：工作情况系数，见机械设计表8-8
n电动机=720r/min
2、根据V带轮的基准直径系列选择B型V带n滚=90r/min
i V带=2~4
i减速机=4~6
i总=8~24
n电动机=720~2160r/min
N=720r/min
i总=8
i带=2.67 i齿轮=3
N1=270r/min
P1=7.2kw
P2=6.91kw
T1=254.67N·m
T2=733.23N·m
P ca=9kw
n电动机=720r/min
3、确定带轮的基准直径d d并验算带速v
1）查机械设计表8-7和8-9小带轮直径d d1=140mm
2）验算带速
V=πd d1·n/60·1000=5.277m/s
因为5m/s≤5.277m/s≤25m/s所以带速合适。
3计算大带轮的基准直径
d d2=id d1=2.67×140=373.8mm
根据表8-9，取标准值为d d2=355mm
4、确定V带的中心距a0和基准长度L d
1) 0.7(d d1+d d2)≤a0≤2(d d1+d d2)
688.25≤a0≤990
取初选的带传动中心距a0=670mm
2) L d0≈2a0+π/2(d d1+d d2)+(d d1-d d2)2/4a0=2134.788
根据课本P146表8-2得L d=2200
3)计算中心距a及其变化范围
a≈a0+L d-L d0/2=702.60
a min=a-0.015L d=669.6
a max=a+0.03L d=768.6
5、验算小齿轮上的包角α1
α1=180°-（d d2-d d1）57.3°/a=162.46°≥120°6、确定带的根数Z
Z=P ca/P r =K ca/(P0+?P0)KαK L=4.81
P0：单根普通V带的基本额定功率
?P0：单根普通V带额定功率的增量
Kα：包角修正系数见机械设计表8-6
k L：修正系数见机械设计表8-2
∴z带根齿数取5根
7、确定初拉力F0
F0=500(2.5-Kα)Pca/kα2v+qv2
V带单位长度的质量见机械设计表8-3
Kα=0.95 q=0.170 F0=283.09N
8、计算压力轴Fp
Fp=2zF0sinα1/2=2796.04N
9、带轮结构设计（见机械设计图8-14）
根据电动机Y1601—8 型号可得电动机轴径D0=42mm 1）小带轮结构
采用实心式D=d=42
L=（1.5~2）d=63~84mm
d=35mm
d1=(1.8~2）取d1=70
2）大带轮结构
采用轮幅式带轮
D d=355 z a=4
L=(1.5~2)d=52.5~70mm
d d1=140mm
V=5.277m/s
d d2=355mm
a0=670mm
L d=2200
a=702.60
a min=669.6
a max=768.6
α1=162.46°
Z=5
F0=283.09N
F p=2796.04N
L=63~84mm
d=35mm
d1=70
D d2=355 z a=4 L=52.5~70mm
b﹤1.5d
L=B=70mm
h1=2903√(p/nz a)=54.58mm
H2=0.8h1=43.66mm
B1=0.4h1=21.832
B2=0.86=17.4656
五、直齿圆柱齿轮传动的设计计算
1.（1）按图选用直齿圆柱齿轮传动压力角取20o
（2）参考课本表10—6 选用8级精度
（3）材料选择：选择小齿轮材料为45钢（调质），大齿轮材料为45钢（正火）。
（4）选择小齿轮齿数Z1=20
大齿轮齿数Z2=iZ=3·20=60
2、按齿面接触疲劳强度设计
(1) d1t≥3√[（2k ht/Φd）·（u+1/u）·（Z H·Z E·ZΣ/[σH]）2]
I=u
1) 确定公式中的参数值
①试选K ht=1.3
②转矩T1=254.67N·m
③由课本P 206表10—7得Φd=1
④由课本P203 图10—20得Z H=2.5
⑤由课本P202 表10—5 得Z E=189.8MPa
⑥计算接触疲劳强度重合度系数ZΣ
αa1=arc cos[Z1·cosα/(Z1+2h a)]
=arc cos[20·cos20/(20+2)]
=31.32°
αa2=arc cos[Z2·cosα/(Z2+2ha*)]
=arc cos[60·cos20o/(20+2)]
=24.58°
Σα=[Z1(tanα1-tanα’)+Z2(tanα2-tanα’)]/2π
=1.671
ZΣ=√[(4-Σα)/3]=0.881
⑦由课本P 图10—25dc得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=570MPa σHlim2=530MPa
由图10—23查去接触疲劳寿命系数
K NH1=1 K NH2=1.1
取失效概率为1%
安全系数S=1
[σH]1=K NH1·σLim=570MPa
[σH]2=K NH2·σLim=583MPa
取[σH]1和[σH]2中的最小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力L=B=70mm
h1==54.58mm
H2=43.66mm
B1=21.832
B2=17.4656
K ht=1.3
T1=254.67N·m Φd=1
Z H=2.5
Z e=189.8MPa
αa1=31.32°
αa2=24.58°
Σα=1.671
ZΣ=0.881
K NH1=1 K NH2=1.1
[σH]1=570MPa [σH]2=583MPa
[σH]1=[σH]2=570MPa
2）试计算小齿轮分度圆直径
d1t=[(2·1.3·254.67·1000/1)·(3+1)/3·(2.5·189.8·0.881/
570)2](1/3)=78.0172mm
(2)调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷前的数据准备
①圆周速度v
V=πd1t·n1/（60·1000）=1.102m/s
②齿宽b
b=Φd d1t=78.017mm
2)计算实际载荷系数KH
①由机械设计表10—2的K A=1.5
②根据v，8级精度的Kv=1.05
③齿轮圆周力F t1=2T1/d1t
=2×254.67×1000/78.017
=6528N
K A F t1/b=1.5×6528/18.017=125.51＞100N/mm
查表10—4得8级精度，小齿轮相对支撑对称布置
K Hβ=1.355
∴K H=K A·K V·K Hα·K Hβ
=1.5×1.05×1.1×1.355=2.35
3)、分度圆直径
d1=d1t3√(K H/K Ht)=78.107×3√(2.35/1.3)=95.30mm
m=d1/z1=95.3/20=4.765
3、按齿根弯曲疲劳强度计算
(1) m t≥3√[2K Ft·T1·YΣ/(Φd·z1·z1）·（Y Fa·Y sa/[σF]]
1)确定公式中的参数值
①试选K Ft=1.3
②计算弯曲疲劳强度重合度系数
YΣ=0.25+0.75/Σa
=0.25+0.75/1.67
=0.699
③计算Y Fa·Y sa/[σF]
由机械设计图10-17得Y Fa1=2.80 Y Fa2=2.20
由机械设计图10-18得Y sa1=1.55 Y sa2=1.78
由机械设计图10-24c得σSlim1=370MPa
由机械设计图10-22得K FN1=0.88 K FN2=0.9
取弯曲疲劳安全系数S=1.1
[σF]1=K FN1·σHlim1/S=0.88×370/1.1=296MPa
[σF]2=K FN2·σH lim2/S=0.9×330/1.1=270MPa
Y Fa1·Y sa1/[σF]1=2.8×1.55/296=0.0147
Y Fa2·Y sa2/[σF]2=2.2×1.78/270=0.0145
d1t=78.0172mm
V=1.102m/s
b=78.017mm
K A=1.5
K v=1.05
F t1=6528N
KA Ft1/b=125.51
K Hβ=1.355
K H=2.35
d1=95.30mm
m=4.765
K Ft=1.3
YΣ=0.699
Y Fa1=2.80 Y Fa2=2.20
Y sa1=1.55 Y sa2=1.78 σSlim1=370MPa
K FN1=0.88 K FN2=0.9
S=1.1
[σF]1=296MPa
[σF]2=270MPa
Y Fa1·Y sa1/[σF]1=0.0147 Y Fa2·Y sa2/[σF]2=0.0145
∵小齿轮的Y Fa·Y sa/[σF]大于大齿轮∴取Y Fa·Y sa/[σF]=0.0147
2）试算模数
m t≥3√(2×1.3×254.67×1000/1×20×20×0.0147)=2.5（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷前的数据准备
①圆周速度v
d1=mz=2.57×20=51.4mm
V=πd1n1/(60×1000)=π×51.4×270/(60×1000)=0.726m/s ②齿宽b
b=Φd d1=1×51.4=51.4
③宽高比b/h
h=（2ha*+c*）m t=（2×1+0.25）×2×57=5.78
b/h=51.4/5.78=8.89
2)计算实际载荷系数KF
①根据v=0.726m/s 8级精度由图10-8的Kv=1.02
②F t1=2T/d1=2×254.67×1000/51.4=9893N
K A F t1/b=1.5×9.893×1000/b=288.7＞100
由表10-3得K Fα=1.1
③由表10-4得K Hβ=1.342
结合b/h=8.89 查图10-13得K Fβ=1.32
则载荷系数
K F=K A·K v·K Fα·K Fβ
=1.25×1.1×1.02×1.32
=1.85
3) m=m t3√(K F/K Ft)=2.57×3√(1.85/1.3)=2.89
取实际模数m=3
按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=95.30mm
算出小齿轮齿数
z1=d1/m=95.30/3=31.76
取z1=32
则大齿轮齿数
z2=iz=3×32=96
取z2=97
z1与z2互为质数
4.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=32×3=96mm
d2=z2m=97×3=291mm
（2）计算中心距
a=（d1+d2）/2=（96+291）/2=193.5mm
（3）计算齿轮宽度m =2.57
d1=51.4mm
V=0.726m/s
b=51.4
h=5.78
b/h=8.89
Kv=1.02
F t1=9893N
K A F t1/b=288.7
K Fα=1.1
K Hβ=1.342
K Fβ=1.32
K F =1.85
m=2.89
取实际模数m=3 d1=95.30mm
z1=32
z2=97
d1=96mm
d2=291mm
a=193.5mm
b=Φd d1=1×96=96mm
考虑不可避免的安装误差，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm，即b1=101~106mm
5.校核
（1）齿面接触疲劳强度校核
σh=√[2K H T1/Φd d13·(u+1)/u]·Z H·Z E·ZΣ=√[2×2.35254.67/(1×323)×(3+1)/3]×2.5×189.8×0 0.881
=291.74MPa＜570MPa=[σH]
（2）齿根弯曲疲劳强度校核
σF1=2·K F·T1·Y Fa1·Y sa1·YΣ/Φd·m3z12
=2×2.57×254.67×2.8×1.55×0.726×1000/1×33322
=149.23MPa＜296MPa
σF2=2·K F·T1·Y Fa2·Y sa2·YΣ/Φd·m3·z12
=2×2.57×254.67×2.2×1.78×0.726×1000/1×33×972 =134.65MPa＜270MPa
6.齿轮其余尺寸
(1)齿顶圆直径为
d a1=m（z1+2）=3×34=102mm
d a2=m（z2+2) =3×99=297mm
(2)齿根圆直径为
d f1=m（z1-2.5）=3×29.5=88.5mm
d f2=m（z2-2.5）=3×94.5=289.5mm b=96mm
b1=101~106mm 取b1=102 b2=96
σh=291.74MPa σF1=149.23MPa σF2=134.65MPa
d a1=102mm
d a2=297mm
d f1=88.5mm
d f2=289.5mm
六、高速轴的设计计算
1.已求得高速轴传递功率P 1=7.2kW 转速n 1=270r/min 小齿轮分度圆直径 d 1=96mm 齿宽b=102mm 转矩T 1=254.67N ·m 选材：45调质钢
2.求作用在齿轮上的力
Ft=2T1/d1 = (2×254.67×10)/96 = 5305.625N Fr=Ft ×tan20°= 1931.09N 3.轴的结构设计 （1）轴段①设计
由公式d min ≥A 03√[p/(n(1-β4))]与大带轮内径可得 d ≤32mm 的轴，有两个键槽时应增大10％~15％ 取d 1=35mm
名称
代号
计算公式
中心距
a
()122cos n
z z m a β
+=
传动比
i
1
2
z i z =
法面模数 n m 设计和校核得出
端面模数
t m
cos n
t m m β
=
法面压力角
n α
齿数
Z
略
分度圆直径
d
查表7-6
齿顶圆直径
a d
略
齿根圆直径 d f
查表7-6 齿轮宽 b 查表7-6
P 1=7.2kw b=102mm T 1=254.67N ·m 45钢 （调质）
F t = 5305.625N F r =1931.09N
d 1=35mm
结果
小齿轮
大齿轮
193.5
3 3
20
32
97
96 291
102 297
88.5 283.5
102 96
带轮的轮毂宽度为63~84mm 取L1=70mm
（2）轴段②设计
h=（2~3）c=2.4~3.6
d2取38mm
（3）轴段③⑥是轴承安装，考虑齿轮只受轴向力和径向力选用深沟球轴承，轴承型号为6308
∴d3=40mm
轴承宽度为23mm ，轴套宽度为12mm
L3=43mm，L6=27
（4）轴段④为齿轮位，取d4=45mm 宽度略小于小齿轮齿宽
取L4=98mm
（5）轴段⑤为轴环，h=（2~3）c，d5=53mm，
宽度等于小齿轮中心到轴套的距离取L5=12mm
4.键连接：大带轮和轴段间采用A型普通平键连接
由机械制图附表5-12查得型号为
键14×90 GB1096-2003
键10×63 GB1096-2003
d b h l t t1
30~38 10 8 22~160 5.0 3.3
44~50 14 9 36~160 5.5 3.8
5.校验
（1）F NH1 = F NH2 =F t/2=2652.8N
-F px245-F NV1×155+F rx77.5 = 0
F NV1×155 = -F px245+F rx80 = -2796.04+1931.09×77.5 =-3454N F NV2 = F r-F p-F NV1 =1931-2796.04+3454 =2589.05N L1=70mm
d2取38mm
轴承型号为6308
d3=d6=40mm
L3=43mm
L6=27
取d4=45mm
L4=98mm
d5=53mm
L5=12mm
键14×90 GB1096-2003 键10×63 GB1096-2003
F NH1 = 2652.8N
F NV1×55 =-3454N
F NV2 = 2589.05N
图1
②轴承A的总支承反力
F A=√(F NH1·F NH1+F NV1·F NV1)=4355.17N
③轴承B的总支承反力
F B=√(F NH2·F NH2+F NV2·F NV2)=3706.82N
④带轮作用在轴承A的弯矩
M带A=F P·L=2796.04×90.05×77.5=253041.62N·mm
⑤轴承B作用在高速轴上的弯矩
MＶ＝ＦＮＶ２×L=2589.05x77.05=200651.37N·mm
⑥在圆周方向产生的弯矩
M H=F NH1·80=2652.81×77.5=205592.775N·mm
⑦合成弯矩
M A=M带A=275409.94N·mm
M r=√(M V2+M H2)=287279N·mm
T=254.67×103
（2）①齿轮轴与点A处弯矩较大，且轴径较小，故点A处剖面为危险剖面
W=πd3/32=π·403/32=6283.19mm3
②抗弯截面系数为
W T=πd3/16=π·403/16=12566.37mm3
③最大弯矩应力
σA=M A/W=253041.62/6283.19=40.27MPa
④扭剪应力
τ=T1/W T=254.67·1000/12566.37=20.27MPa
按弯度合成强度进行校核计算，扭转切应力为脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，则当量应力为
σca=√σA2+4(ασ)2=√40.272+4·(0.6·20.27)2
=47.05MPa＜[σ-1]
∴强度满足要求图2
F A=4355.17N
F B=3706.82N
M带A=253041.62N·mm MＶ=200651.37N·mm M H==205592.775
M A=275409.94
M r=287279N*mm
T=254.67x103
W=6283.19mm3
W T=12566.37mm3
σA=40.27MPa
τ=20.27MPa
σca=47.05MPa
（3）校验键
带轮处键连接的挤压应力连接强度
σp=4T1/d1h l=4×257.67×103/35.10×63=46.76MPa＜[σp] ∴强度足够
（4）校核轴承的寿命
轴承A，B的当量载荷
P A=F A=4398.22N
P B=F B=3744.83N
∵P A＞P B,故只需校核轴承A
轴承在100℃对于球轴承Σ=3
Fp=1.2
C=P A/f t3√(60·n·ln/106)
=4355.17/1×3√(60×270×38400/106)
=37.18KN＜Cr=40.8
轴承满足要求
七、低速轴的设计计算
1.已知条件 P2=6.91kw n2=90r/min
T2=733.23N·m d2=297 b2=96
选材 45钢（调质）
2.求作用在齿轮上的力
Ft=2T2/d2=2×733.23×1000/291=5039.38N
Fr=Ft·tan20°=1834.18N
初步确定轴的最小直径
d min≥A·3√(p/n)=105×3√（6.91/90）=44.47mm
轴上开有俩个键槽应增大7% d=47.58mm
取 d min=50mm
3.轴的结构设计
（1）轴段①设计
联轴器的计算转矩 T ca=KAT3
K A查表14-1 中等冲击K A=1.9
T ca=KA.T2=1.9×733.23=1393.137N/m
查机械设计简明手册选用弹性柱销联轴器L×4型号（GB/T5014-2003) 其公称转矩为2500N/m
d1=50mm，L=112mm, L1长度略小于联轴器长度取L1=110mm
（2）轴段②设计
h=（2~3）c 取d2=56mm
（3）轴段③和⑥
轴段③及轴段⑥上安装轴承考虑齿轮没有轴向力存在，因此选用深沟球轴承σp=46.76MPa
P1=7.2KW n1=270r/min d1=96mm b1=102mm
T1=254.67
选取45号钢（调质）
P2=6.91kw n2=90r/min T2=733.23N·m
d2=297 b2=96
45钢（调质）
Ft=5039.38N
Fr=1834.18N
d min=50mm
d1=50mm
L1=110mm
d2=56mm
d3=d6=55mm
轴承型号为6311
选取轴承型号为6311，轴承宽度为29mm，d3=55mm 轴套的宽度为15mm
L3=53mm，L6=33mm
（4）轴段④设计
轴段④上安装齿轮，为了方便齿轮安装
长度小于大齿轮宽度，取L4=92mm d4=60mm
（5）轴段⑤设计
轴段⑤为轴环，根据h=（2~3）c，取d5=68mm
L5等于大齿轮中心到轴套的距离取L5=15mm
4.键连接联轴器轴段①和轴段④采用A型普通平键连接根据机械制图可得型号为
键 14×100 GB1096-2003
键 18×80 GB1096-2003
d b h l t t1
44~50 14 9 36~160 5.5 3.8
58~65 18 11 50~200 7.0 4.4
5.校验L3=53mm
L3=53mm，L6=33mm
d4=60mm
L4=92mm
d5=68mm
L5=15mm
键14×100 GB1096-2003键18×80 GB1096-2003
图3
图4
（1）①F NH1=F NH2=Ft/2=2519.69N
②M H=2519.69×80.5=202835.045N.mm
③F NV1=F NV2=917.09N
④M v=917.09×80.5=73825.745N.mm
⑤齿轮齿宽中点所在的轴截面弯矩大并且还有转矩，其抗弯截面系数
W=πd3/32-bt（d-t)2/2d=18256.3
⑥抗扭截面系数
W t=πd3/16-bt(d-t)2/2d=39462.05
⑦弯曲应力
σb =M/W=215852/18256.3=11.82MPa
⑧扭剪应力
τ= T/WT=733.23×103/39462.05=18.58MPa
σ’=√(σb2+4(ατ)2)=25.23＜[σ-1]
强度满足需求
6.校核键
Σp=4t2/d2hl=4×733.23×103/50×9×100=65.176＜[σp] 强度足够
7.校验轴承寿命
轴承A，B的当量载荷
P A=P B=2681.40N
C=P A/f t3√(60·n·ln/106)
=2681.40/1×3√(60×270×38400/106)
=15.87KN＜Cr=40.8KN
轴承满足要求F NH1=F NH2=2519.69N M H=202835.045N.mm F NV1=F NV2=917.09N
M v=73825.745N.mm W=18256.3
W t=39462.05
σb=11.82MPa
τ=18.58MPa
σ’=25.23MPa
P A=P B=2681.40N
C=15.87KN
八、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计
名称符号尺寸关系计算结果箱座壁厚δ0.025a+1≥810 箱盖壁厚δ10.02a+1≥810 箱盖凸缘厚b1 1.5δ115 箱座凸缘厚b 1.5δ15 箱座底凸缘厚b2 2.5δ30 地脚螺钉直径d f0.036a+1220
地脚螺钉数目n
a≤250时，n=4
a＞250～500，n=6
a＞500时，n=8
4
轴承旁联接螺栓直径d10.75d f16 盖与座联接螺栓直径d2(0.5～0.6)d f12 联接螺栓d2的间距l150～200150~200 轴承端盖螺钉直径d3(0.4～0.5)d f8
检查孔盖螺钉直径d4(0.3～0.4)d f 6 定位销直径d(0.7～0.8)d28
d f、d1、d2至外箱壁距离C1
见表“凸台及凸缘的结构尺
寸”
26 22 18
d f、d2至凸缘
边缘距离C2
见表“凸台及凸缘的结构尺
寸”
24 20 16
轴承旁凸台半径R1C224
凸台高度h 根据低速级轴承座外径确
定，以便于扳手操作为准
52
外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(5～10)52 齿轮顶圆与内箱壁距离?1?＞1.2δ23
九、轴承的润滑
滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿≤2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB/T 7324-1987），它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。
十、减速器的密封
为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V <3m/s，输出轴与轴承盖间也为V <3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。
十一、齿轮的润滑
闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。
十二、设计心得
在这次课程设计作业的过程中由于在设计方面我们没有经验，理论基础知识把握得不牢固，在设计中难免会出现这样那样的题目，如：在选择计算标准件的时候可能会出现误差，假如是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够正确；其次：在确定设计方案，选择电动机方面就被“卡住了”，拖了好久，同学在这方面的知识比较缺乏，幸好得到了老师的指点，找到了方法，把题目解决了；再次，在轴的设计方面也比较薄弱，联轴器的选择，轴的受力分析等方面都碰到了困难，在同学的帮助下逐步解决了。这些都暴露出了前期我在这些方面知识的欠缺和经验的不足。对于我来说，收获最大的是方法和能力；那些分析和解决题目的能力。在整个课程设计的过程中，我发现我们学生在经验方面十分缺乏，空有理论知识，没有理性的知识；有些东西可能与实际脱节。总体来说，我觉得像课程设计这种类型的作业对我们的帮助还是很大的，它需要我们将学过的相关知识系统地联系起来，从中暴露出自身的不足，以待改进！
本次的课程设计，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和理论联系实际，应用生产实际知识解决工程实际题目的能力；在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，同学们共同协作，解决了很多个人无法解决的题目；在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。
但是由于水平有限，难免会有错误，还看老师批评指正
十二、参考文献
1，濮良贵，纪明刚《机械设计》第九版。北京:高等教育出版社,2013
2，陈虹微《机械原理与设计实验实训和课程设计指导》。浙江大学出版社，2012 3，邢邦圣《机械制图与计算机绘图》第二版。北京：化学工业出版社，2008
4，陈作模《机械原理》第八版。北京：高等教育出版社，2013
5，顾晓勤《刘申全《工程力学1》。北京：机械工业出版社，2006
6，胡家秀《简明机械零件设计手册》。北京：机械工业出版社，2010
十三、图
有caxa和cad两种格式的，可根据需要选择
一级减速器装配图
和零件图.7z
一、设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器 1．要求：拟定传动关系：由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。 2．工作条件：双班工作，有轻微振动，小批量生产，单向传动，使用5年，运输带允许误差5%。 3．知条件：运输带卷筒转速19/min r， 减速箱输出轴功率 4.25 P=马力， 二、传动装置总体设计： 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均 匀，要求轴有较大的刚度。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设 置在高速级。其传动方案如下： 三、选择电机 １.计算电机所需功率d P：查手册第3页表1-7： η－带传动效率：0.96 1 η－每对轴承传动效率：0.99 2 η－圆柱齿轮的传动效率：0.96 3 η－联轴器的传动效率：0.993 4 η—卷筒的传动效率：0.96 5 说明： η－电机至工作机之间的传动装置的总效率：
2确定电机转速：查指导书第7页表1：取V带传动比i=2 4 二级圆柱齿轮减速器传动比i=840所以电动机转速的可选范围是： 符合这一范围的转速有：750、1000、1500、3000 根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用 的电动机型号，因此有4种传动比方案如下： 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下： 四确定传动装置的总传动比和分配传动比：
总传动比：96050.5319 n i n = ==总卷筒 分配传动比：取 3.05i =带 则1250.53/3.0516.49i i ?== ()121.31.5i i =取121.3i i =经计算2 3.56i =1 4.56i = 注：i 带为带轮传动比，1i 为高速级传动比，2i 为低速级传动比。 五 计算传动装置的运动和动力参数： 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴 01122334,,,ηηηη——依次为电机与轴 1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与 轴4之间的传动效率。 １. 各轴转速：1960 314.86/min 3.05 m n n r i == =带 2各轴输入功率：101 3.670.96 3.52d p p kW η=?=?= 3各轴输入转矩： 3.67 9550955036.5.960 d d w p T N m n ==? = 运动和动力参数结果如下表： 六 设计V 带和带轮： 1.设计V 带
一、减速器的工作原理 减速机一般用于低转速大扭矩的传动设备，把电动机.内燃机或其它高速运转的动力通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的，普通的减速机也会有几对相同原理齿轮达到理想的减速效果，大小齿轮的齿数之比，就是传动比。 减速机是通过机械传动装置来降低电机（马达）转速，而变频器是通过改变交流电频率以达到电机（马达）速度调节的目的。通过变频器降低电机转速时，可以达到节能的目的。 减速机是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。它的种类繁多，型号各异，不同种类 有不同的用途。减速器的种类繁多，按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器；按照传动级数不同可分为单级和多级减速器；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥－圆柱齿轮减速器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。 一级圆柱齿轮减速器是通过装在箱体内的一对啮合齿轮的转动实现减速运动的。动力由电动机通过皮带轮传送 到齿轮轴，然后通过两啮合齿轮（小齿轮带动大齿轮）传送到轴，从而实现减速之目的。 1 / 79
二、减速器的构造 减速器主要由传动零件（齿轮或蜗杆等）、轴、轴承、箱体及其附件所组成。现简要介绍一下减速器的构造。 1．齿轮、轴及轴承组合 小齿轮与高速轴制成一体，即采用齿轮轴结构。这种结构用于齿轮直径和轴的直径相差不大的场合。大齿轮装配在低速轴上，利用平键作周向固定。轴上零件利用轴肩、轴套和轴承盖作轴向固定。由于齿轮啮合时有轴向分力，故两轴均采用一对圆锥滚子轴承支承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用。轴承采用润滑油润滑，为防止齿轮啮合的热油直接进入轴承，在轴承与小齿轮之间，位于轴承座孔的箱体内壁处设有档油环。为防止在轴外伸段与轴承透盖接合处箱内润滑剂漏失以及外界灰尘、异物进入箱内，在轴承透盖中装有密封元件。图中采用接触式唇形密封圈，适用于环境多尘的场合。 ２．箱体 箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。箱体通常用灰铸铁铸造，对于受冲击载荷的重型减速器也可采用铸钢箱体。单件生产的减速器，为了简化工艺，降低成本，可采用钢板焊接箱体。 箱体是由灰铸铁铸造的。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体制成沿轴心线水平剖分式。上箱盖和下箱座用普通螺栓联接成一整体。轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承座孔，而轴承座旁的凸台应具有足够的承托面，以便放置联接螺栓，并保证旋紧螺栓时需要的扳手空间。为了保证箱体具有足够的刚度，在轴承座附近加有加强肋。为了保证减速器安置在基座上的稳定性，并尽可能减少箱体底座平面的机械加工面积，箱体底座一般不采用完整的平面， 2 / 79
第1章初始参数及其设计要求保证机构件强度前提下，注意外形美观，各部分比例协调。初始参数：功率P=，总传动比i=5
第2章 电动机 电动机的选择 根据粉碎机的工作条件及生产要求，在电动机能够满足使用要求的前提下，尽可能选用价格较低的电动机，以降低制造成本。由于额定功率相同的电动机，如果转速越低，则尺寸越大，价格越贵。粉碎机所需要的功率为kw P 8.2=，故选用Y 系列（Y100L2-4）型三相笼型异步电动机。 Y 系列三相笼型异步电动机是按照国际电工委员会（IEO ）标准设计的，具有国际互换性的特点。其中Y 系列（Y100L2-4）电动机为全封闭的自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防灰尘、铁屑或其它杂务物侵入电动机内部之特点,B 级绝缘,工作环境不超过＋40℃,相对温度不超过95%,海拔高度不超过1000m,额定电压为380V,频率50HZ,适用于无特殊要求的机械上，如农业机械。 Y 系列三相笼型异步电动具有效率高、启动转矩大、且提高了防护等级为IP54、提高了绝缘等级、噪音低、结构合理产品先进、应用很广泛。其主要技术参数如下： 型号：42100-L Y 同步转速：min /1500r 额定功率：kw P 3= 满载转速：min /1420r 堵转转矩/额定转矩：)/(2.2m N T n ? 最大转矩/额定转矩：)/(2.2m N T n ? 质量：kg 3.4 极数：4极 机座中心高：mm 100 该电动机采用立式安装，机座不带底脚，端盖与凸缘，轴伸向下。
电机机座的选择 表2-1机座带底脚、端盖无凸缘Y系列电动机的安装及外型尺寸（mm）
第3章 传动比及其相关参数计算 传动比及其相关参数的分配 根据设计要求，电动机型号为Y100L2-4，功率P=3kw ，转速n=1420r/min 。输出端转速为n=300r/min 。 总传动比： 73.4300 14401 === n n i ； （3-1） 分配传动比：取3=D i ； 齿轮减速器： 58.13 73 .4=== D L i i i ； （3-2） 高速传动比： 5.158.14.14.112=?==L i i ； （3-3） 低速传动比： 05.15 .158 .11223=== i i i L 。 （3-2） 运动参数计算 3.2.1 各轴转速 电机输出轴： min /1420r n n D == 轴I ： min /33.4733 1420 1r i n n D === （3-4） 轴II ： min /6.3155 .133.4731212r i n n === （3-4） 轴III ：
目录. 第1章选择电动机和计算运动参数 (3) 1.1 电动机的选择 (3) 1.2 计算传动比： (4) 1.3 计算各轴的转速： (4) 1.4 计算各轴的输入功率： (5) 1.5 各轴的输入转矩 (5) 第2章齿轮设计 (5) 2.1 高速锥齿轮传动的设计 (5) 2.2 低速级斜齿轮传动的设计 (13) 第3章设计轴的尺寸并校核。 (19) 3.1 轴材料选择和最小直径估算 (19) 3.2 轴的结构设计 (20) 3.3 轴的校核 (25) 3.3.1 高速轴 (25) 3.3.2 中间轴 (27) 3.3.3 低速轴 (29) 第4章滚动轴承的选择及计算 (33) 4.1.1 输入轴滚动轴承计算 (33) 4.1.2 中间轴滚动轴承计算 (35) 4.1.3 输出轴滚动轴承计算 (36) 第5章键联接的选择及校核计算 (38) 5.1 输入轴键计算 (38) 5.2 中间轴键计算 (38) 5.3 输出轴键计算 (38) 第6章联轴器的选择及校核 (39) 6.1 在轴的计算中已选定联轴器型号。 (39) 6.2 联轴器的校核 (39) 第7章润滑与密封 (39) 第8章设计主要尺寸及数据 (40) 第9章设计小结 (41) 第10章参考文献： (42)
机械设计课程设计任务书 设计题目：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器 设计内容： （1）设计说明书（一份） （2）减速器装配图（1张） （3）减速器零件图（不低于3张 系统简图： 联轴器 联轴器 输送带 减速器 电动机 滚筒 原始数据：运输带拉力 F=2400N ，运输带速度 s m 5.1=∨，滚筒直径 D=315mm,使 用年限5年 工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，两班制。环境最高温度350C ；允许运输带速 度误差为±5%，小批量生产。 设计步骤：
一、仔细分析，对所画对象做到心中有数 在画装配图之前，要对现有资料进行整理和分析，进一步搞清装配体的用途、性能、结构特点以及各组成部分的相互位置和装配关系，对其它完整形状做到心中有数。 二、确定表达方案 根据装配图的视图选择原则，确定表达方案。 对该减速器其表达方案可考虑为： 主视图应符合其工作位置，重点表达外形，同时对右边螺栓连接及放油螺塞连接采用局部剖视，这样不但表达了这两处的装配连接关系，同时对箱体右边和下边壁厚进行了表达，而且油面高度及大齿轮的浸油情况也一目了然；左边可对销钉连接及油标结构进行局部剖视，表达出这两处的装配连接关系；上边可对透气装置采用局部剖视，表达出各零件的装配连接关系及该结构的工作情况。 俯视图采用沿结合剖切的画法，将内部的装配关系以及零件之间的相互位置清晰地表达出来，同时也表达出齿轮的啮合情况、回油槽的形状以及轴承的润滑情况。 左视图可采用外形图或局部视图，主要表达外形。可以考虑在其上作局部剖视，表达出安装孔的内部结构，以便于标注安装尺寸。 另外，还可用局部视图表达出螺栓台的形状。 建议用A1图幅，1：1比例绘制。 画装配图时应搞清装配体上各个结构及零件的装配关系，下面介绍该减速器的有关结构： 1、两轴系结构由于采用直齿圆柱齿轮，不受轴向力，因此两轴均由滚动轴承支承。轴向位置由端盖确定，而端盖嵌入箱体上对应槽中，两槽对应轴上装有八个零件，如图2-3所示，其尺寸96等于各零件尺寸之和。为了避免积累误差过大，保证装配要求，轴上各装有一个调整环，装配时修磨该环的厚度g使其总间隙达到要求0.1±0.02。因此，几台减速器之间零件不要互换，测绘过程中各组零件切勿放乱。
第1章初始参数及其设计要求 保证机构件强度前提下，注意外形美观，各部分比例协调。初始参数：功率P=2.8kW，总传动比i=5
第2章电动机 2.1 电动机的选择 根据粉碎机的工作条件及生产要求，在电动机能够满足使用要求的前提下，尽可能选用价格较低的电动机，以降低制造成本。由于额定功率相同的电动机，如果转速越低，则尺寸越大，价格越贵。粉碎机所需要的功率为kw =，故 P8.2 选用Y系列（Y100L2-4）型三相笼型异步电动机。 Y系列三相笼型异步电动机是按照国际电工委员会（IEO）标准设计的，具有国际互换性的特点。其中Y系列（Y100L2-4）电动机为全封闭的自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防灰尘、铁屑或其它杂务物侵入电动机内部之特点,B 级绝缘,工作环境不超过＋40℃,相对温度不超过95%,海拔高度不超过1000m,额定电压为380V,频率50HZ,适用于无特殊要求的机械上，如农业机械。 Y系列三相笼型异步电动具有效率高、启动转矩大、且提高了防护等级为IP54、提高了绝缘等级、噪音低、结构合理产品先进、应用很广泛。其主要技术参数如下： 型号：4 Y L 2 100- 同步转速：min 1500r / 额定功率：kw = P3 满载转速：min 1420r / 堵转转矩/额定转矩：) ? T N /( 2.2m n 最大转矩/额定转矩：) /( T ? N 2.2m n 质量：kg 3.4 极数：4极 机座中心高：mm 100 该电动机采用立式安装，机座不带底脚，端盖与凸缘，轴伸向下。
2.2电机机座的选择
第3章 传动比及其相关参数计算 3.1 传动比及其相关参数的分配 根据设计要求，电动机型号为Y100L2-4，功率P=3kw ，转速n=1420r/min 。输出端转速为n=300r/min 。 总传动比： 73.4300 14401 === n n i ； （3-1） 分配传动比：取3=D i ； 齿轮减速器： 58.13 73 .4=== D L i i i ； （3-2） 高速传动比： 5.158.14.14.112=?==L i i ； （3-3） 低速传动比： 05.15 .158 .11223=== i i i L 。 （3-2） 3.2 运动参数计算 3.2.1 各轴转速 电机输出轴： min /1420r n n D == 轴I ： min /33.4733 1420 1r i n n D === （3-4） 轴II ：
前言 在本学期临近期末的近半个月时间里，学校组织工科学院的学生开展了锻炼学生动手和动脑能力的课程设计。在这段时间里，把学到的理论知识用于实践。 课程设计每学期都有，但是这次和我以往做的不一样的地方：单独一个人完成一组设计数据。这就更能让学生的能力得到锻炼。但是在有限的时间里完成对于现阶段的我们来说比较庞大的“工作”来说，虽然能够按时间完成，但是相信设计过程中的不足之处还有多。希望老师能够指正。总的感想与总结有一下几点： 1.通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的 训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。 2.由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计 中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准 3.在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程 的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。 最后，衷心感谢老师的指导和同学给予的帮助，才能让我的这次设计顺利按时完成。
目录 一．传动装置总体设计 (4) 二．电动机的选择 (4) 三．运动参数计算 (6) 四．蜗轮蜗杆的传动设计 (7) 五．蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计 (13) 六．蜗轮轴的尺寸设计与校核 (15) 七．减速器箱体的结构设计 (18) 八．减速器其他零件的选择 (21) 九．减速器附件的选择 (23) 十．减速器的润滑 (25)
减速器装配图大齿轮零 件图和输出轴零件图 Document serial number【KK89K-LLS98YT-SS8CB-SSUT-SST108】
第1章初始参数及其设计要求保证机构件强度前提下，注意外形美观，各部分比例协调。 初始参数：功率P=，总传动比i=5
第2章 电动机 电动机的选择 根据粉碎机的工作条件及生产要求，在电动机能够满足使用要求的前提下，尽可能选用价格较低的电动机，以降低制造成本。由于额定功率相同的电动机，如果转速越低，则尺寸越大，价格越贵。粉碎机所需要的功率为 kw P 8.2=，故选用Y 系列（Y100L2-4）型三相笼型异步电动机。 Y 系列三相笼型异步电动机是按照国际电工委员会（IEO ）标准设计的，具有国际互换性的特点。其中Y 系列（Y100L2-4）电动机为全封闭的自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防灰尘、铁屑或其它杂务物侵入电动机内部之特点,B 级绝缘,工作环境不超过＋40℃,相对温度不超过95%,海拔高度不超过1000m ,额定电压为380V ,频率50HZ ,适用于无特殊要求的机械上，如农业机械。 Y 系列三相笼型异步电动具有效率高、启动转矩大、且提高了防护等级为IP54、提高了绝缘等级、噪音低、结构合理产品先进、应用很广泛。其主要技术参数如下： 型号：42100-L Y 同步转速：min /1500r 额定功率：kw P 3= 满载转速：min /1420r 堵转转矩/额定转矩：)/(2.2m N T n ? 最大转矩/额定转矩：)/(2.2m N T n ?
质量：kg 3.4 极数：4极 机座中心高：mm 100 该电动机采用立式安装，机座不带底脚，端盖与凸缘，轴伸向下。电机机座的选择 表2-1机座带底脚、端盖无凸缘Y系列电动机的安装及外型尺寸（mm）
减速器零件装配全图精 编W O R D版 IBM system office room 【A0816H-A0912AAAHH-GX8Q8-GNTHHJ8】
一、减速器的工作原理 减速机一般用于低转速大扭矩的传动设备，把电动机.内燃机或其它高速运转的动力通过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的，普通的减速机也会有几对相同原理齿轮达到理想的减速效果，大小齿轮的齿数之比，就是传动比。 减速机是通过机械传动装置来降低电机（马达）转速，而变频器是通过改变交流电频率以达到电机（马达）速度调节的目的。通过变频器降低电机转速时，可以达到节能的目的。 减速机是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。它的种类繁多，型号各异，不同种类有不同的用途。减速器的种类繁多，按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星齿轮减速器；按照传动级数不同可分为单级和多级减速器；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥－圆柱齿轮减速器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。 一级圆柱齿轮减速器是通过装在箱体内的一对啮合齿轮的转动实现减速运动的。动力由电动机通过皮带轮传送到齿轮轴，然后通过两啮合齿轮（小齿轮带动大齿轮）传送到轴，从而实现减速之目的。 二、减速器的构造 减速器主要由传动零件（齿轮或蜗杆等）、轴、轴承、箱体及其附件所组成。现简要介绍一下减速器的构造。 1．齿轮、轴及轴承组合 小齿轮与高速轴制成一体，即采用齿轮轴结构。这种结构用于齿轮直径和轴的直径相差不大的场合。大齿轮装配在低速轴上，利用平键作周向固定。轴上零件利用轴肩、轴套和轴承盖作轴向固定。由于齿轮啮合时有轴向分力，故两轴均采用一对圆锥滚子轴承支承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用。轴承采用润滑油润滑，为防止齿轮啮合的热油