机械设计课程设计带式输送机用单级斜齿圆柱齿轮减速器F1.1V1.5VD250（全套图纸）

1、 全套cad图纸，加153893706带式输送机用单级斜齿圆柱齿轮减速器毕业设计学生姓名： 学 号： 20090474 专业班级： 09机制3班 指导教师： 二012 年 3 月 10 日目 录1 毕业设计的目的 22 任务书 33 设计过程及计算说明 43.1 传动装置的总体设计. 53.2 传动零件的设计 73.3 轴的设计计算. . 103.4 轴承的选择及校核计算 173.5 联轴器的选择 183.6 键联接的选择及校核计算 193.7 润滑与密封 204 设计小结 215 参考文献 226 心得体会 23 1 毕业设计的目的毕业设计是机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。1毕

2、业设计的目的是：() 综合运用机械设计基础课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。() 通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。() 通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计和基本技能的训练。 2 任务书设计任务：设计一带式输送机用单级斜齿圆柱齿轮减速器。已知输送拉力f=1.1kn，带速v=1.5m/s，传动卷筒直径d=250mm。有电动机驱动，工作寿命10年（每年工作300天），最大误差为5%，带式输送机工作平稳，转向不变。滚

3、筒效率0.96。设计工作量：1、减速器装配图1张（0号图纸）2、零件图3张（箱座、齿轮轴及输出轴上的大齿轮）（2号或3号图纸）3、设计说明书1份3 设计计算及说明设计计算及说明结果3.1 传动装置的总体设计3.1.1 传动方案（1） 工作条件：使用年限10年，工作平稳，工作时有轻微振动，每年工作日，原始数据： 工作轴转矩 t=0.17kn.m 工作轴转速 n=115r.min3.1.2 电动机选择1、电动机类型的选择： y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总效率： 其中： v带输送效率=0.5滚动轴承输送效率0.99圆柱斜齿轮输送效率 =0.94弹性联轴器输送效率 =0.9

4、9卷筒轴滑动轴承效率=0.96卷筒效率=0.96代入得：=0.83(2)电机所需的工作功率：减速器输入轴的功率 = 电动机的输出功率ppp/=1.65/0.83=2 kw根据机械设计基础课程设计第二十章表20-1选取电动机功率ped=2.2kw3、确定电动机转速 为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选择范围。根据机械设计基础毕业设计表2-1查得锥齿轮传动的传动比i23，单级圆柱斜齿轮传动比i36，则电动机可选范围为nnwii6902760r/min 故选择1000r/min转速的电动机。4、确定电动机型号根据机械设计基础毕业设计表20-1选定电动机y132m-6。由机械设计基础毕业设

5、计表20-1、表20-2可查出y132m-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸3.1.3 计算总传动比及分配各级的传动比1、 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速nw，可得传动装置总传动比为in/nw8.172、 分配各级传动比取圆柱斜齿轮i齿轮=3.27（单级减速器i=36合理），则v带传动比为2.53.1.4 运动参数及动力参数计算1、 计算各轴转速（r/min） n0n940r/ min n1n0/ i1940/3376 r/min n2n0/ （ii）115r/min2、 计算各轴的功率（kw） p0p2.2kwp1p0 2.11 kwp2p1 2.03kw3、 计算

6、各轴扭矩（nmm）0轴 t09550 p0/ n0=955030/980=22.35 nm轴 t19550 p1/ n1=955029.40/980=53.59 nm轴 t29550 p2/ n2=955028.24/327=168.58 nm3.2 传动零件的设计计算3.2.1 齿轮传动的设计计算（包括校核）（1） 选择齿轮材料及精度等级 选择齿轮材料及精度等级根据工作要求，查机械设计基础表11-1得 小齿轮选用45钢,调质,硬度为220hbs 大齿轮选用45钢,正火,硬度为220hbs 由机械设计基础图11-7得550mpa 490mpa， 由机械设计基础表11-4得sh =1.1，所以5

7、50/1.1mpa500mpa 490/1.1mpa445mpa由机械设计基础图11-10得190mpa 170 mpa。由机械设计基础表11-4得sf =1.4，所以190/1.4mpa136mpa 170/1.4mpa121mpa（2） 按齿面接触强度计算 设齿轮按8级精度制造。取载荷系数k=1.1（表11-3），齿宽系数=0.4。初选=。 齿轮轴的扭距t1=53.59 nm按式（11-5）计算中心距 =117.8mm取a=132mm齿数 取20，3.271965，实际传动比i=3.25mn=2acos /(+)=2132cos/（20+65）=3 mm按表4-1，取=3，去定螺旋角 =

8、arccos (+) / 2a=15齿宽b=a=0.4132=53mm，取=55mm，=53mm（3） 验算弯曲强度 当量齿数:= /cos=22.19 ，=/cos=66.58查图11-9得=2.85 , =2.25，所以（4） 求圆周速度vv=/(601000)=5.00m/s 对照表11-2可知选8级精度是合宜的。（5） 齿轮结构参数螺旋角=15分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径中心距a=132mm大齿轮齿宽b2=53mm小齿轮齿宽b1=55mm 3.2.2.带传动的设计确定计算功率 工作情况系数查机械设计基础表13-6 =1.2 =1.22.2=2.64选择带型号根据pc =10.8，n9

9、40r/min，查图初步选用普通a型带选取带轮基准直径查机械设计基础表13-7选取小带轮基准直径=125mm，则大带轮基准直径940376125（1-0.02）=306mm式中为带的滑动率，通常取（1%2%），查表后取=315验算带速v=6.15m/s在5m/s范围内，带充分发挥。（5）v带基准长度ld和中心距aa0 =1.5（125+315）=660mm取a0 =660，符合0.7（ +） a0，合适（7）求确定v带根数z因=125mm，n940r/min，带速v=6.15m/s，得实际传动比=2.5 查表得单根v带功率增量=0.11kw，包角修正系数=0.95，带长修正系数=1.06，则由

10、公式得故选2根带。（8）确定带的初拉力f0（单根带）查表13-1得q=0.10kg/m，故可由式（13-17）得单根v带的初拉力 =172n 作用在轴上的压力=22172sin/2=681n（9）带轮的结构设计 查机械设计基础毕业设计gb-10412-89得带轮缘宽度b=35mm 3.3 轴的设计计算 轴的设计计算1、 初算轴径1轴的材料选择，45钢，调质处理，由表14-2查得c=110，=2.11kw，376 r/min初步确定1轴的最小直径 26.7由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%取=30mm2轴的材料也选45钢，调质处理，由表14-2查得c=110，=2.03kw，1

11、15 r/min初步确定2轴的最小直径=27.4mm,由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%7%，取=302、 轴的结构设计（1） 输入轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮轴安排在箱体中央，相对两轴承对称分布。（2） 输出轴上零件的定位，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，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（3） 确定轴各段直径和长度a. 输出轴工段：d1=30mm 长度取l1=82mm ；箱体+轴承盖+外伸：d2=37mm 长度l2=42mm轴承套筒段：d3=45m

12、m 长度 l3=35mm齿轮段：d4=47mm，长度l4=53mm ；轴肩段：d5=53mm，长度 l5=11mm；轴承段：d6=45mm，长度 l6=24mm；轴支承跨距l=99mm ;选用角接触轴承7309ac，内径d=45,宽度b=25。 b.输入轴工段：d1=25mm 长度取l1=50mm ；箱体+轴承盖+外伸：d2=30mm 长度l2=42mm；轴承段：d3=35mm，长度 l3=20mm；齿轮段：d4=68mm，长度l4=75mm；轴承段：d5=35mm，长度 l5=20mm；轴支承跨距l=95mm k=77;选用角接触轴承7307ac，内径d=35,宽度b=21。3、 校核轴的强

13、度（输出轴）（1）计算分析可知道，大齿轮右左旋，径向力、圆周力、轴向力大小如下：（2）2轴受力情况如（3-1）图所示（3）求垂直面的支承反力（4）求水平面的支承反力（4） 绘制垂直面的弯距图（3-2）= 38.3 nm= -20.8 nm（6）绘制水平面的弯距图（3-2）（7）求合成弯距 （8）危险截面的当量弯距由图（3-4）可见，截面a-a最危险，其转距=168.28 nm当量弯距 如认为轴的扭切应力是脉动循环变力，取折合系数a=0.6，代入上式（9）校核直径轴的材料为45钢，调质处理，由表14-1查得=650 mpa，由表14-3查得=60mpa所以取轴径d=47符合要求。 4、 校核轴的

14、强度(输入轴)参照【2】公式11-11 得（1） 求垂直面的支承反力（8）求危险截面的当量弯距由图可知，其当量弯距为 由于轴的扭切应力是脉动循环变应力，取 则（9）校核所设计的直径是否满足要求轴的材料选用45钢正火处理，由【2】表14-1查得由表14-3查得许用弯曲应力 则考虑到键槽对轴的削弱，将d值增大4%，故 所以设计的轴满足要求。 3.4 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命2430010=72000小时由前面的计算知道，fr1=1439n fr2=1545n ，由表16-13查得轴承的内部轴向力为=0.68 fr1 =977 =0.68fr2=1051n因为f1+fa1 f2所以

15、fa2= f1+ fa1=1442nfa1= f1=979n（2）计算轴承的当量动载荷由表16=13查得e=0.68而由表16-12可得 x1=1 x2=0.41 y1=0 y2=0.87故p1x1fr1y1fa1= 1439np2x2fr2y2fa2=1888n由表16-10得fp=1.1，工作温度正常所以cr2=26.7 kn由手册查得7307ac轴承的基本额定动载荷cr =34.2kn，cr2 cr，所以选用该轴承合适。由于低速轴与高速承受力相反，且选用的型号大，且负荷更小。所以低速轴轴承7309ac也合适。3.5 联轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，可以缓和冲击，所以考虑选用它。初选

16、hl2联轴器3082 gb5014-85其主要参数如下：材料ht200公称转矩轴孔直径， 轴孔长， 许用转速由机械设计基础表17-1，可知道工作系数故计算转距故联轴器满足要求3.6 键联接的选择及校核计算设计均采用： 普通平键用于静联接即轴与轮毂间无相对轴向移动，构造：两侧面为工作面，靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩 已知参数：安装大齿轮处轴径d47 mm，齿轮轮毂宽度为53mm扭矩t=983nm 载荷有轻微冲击安装联轴器处轴径d30 mm，；联轴器轮毂宽度为82mm扭矩t=253nm 载荷有轻微冲击键材料为45钢2) 失效形式： 压溃（键、轴、毂中较弱者静联接）磨损（动联接）键的剪断（较少）校核挤压强度条件为：许用挤压应力 mpa ，表5-1 p113t扭矩（nmm）h高度 l工作长度 d轴径（mm）大齿轮处的键：=7080mpa由此可见，其余处键也符合要求。3.7 润滑与密封一 润滑本设计采用油润滑原因：润滑冷却效果较好，f较小，但供油系统和密封装置均较复杂，适于高速场合。润滑方式：飞溅润滑，由于转速26.4mmcr2=26.7 kn4 设计小结三个星期的设计有付出也有收获，我终于将机械设计基础毕业设计做完了.一开始是对整个任务进