机械设计课程设计-带式传动机装置的一级圆柱斜齿轮减速器

1、机械设计基础课程设计说明书目录机械课程设计任务书电动机的选择二、计算传动装置的总传动比三、计算传动装置的运动参数和动力参数带传动设计五、齿轮传动设计12六、轴的设计16七、键的设计与校核24八、轴承的选择与校核26九、联轴器的选择28十、减速器的箱体设计29十一、 减速器的润滑、密封和润滑油牌号的选择31 十二、 参考资料31机械零件课程设计任务书设计题目：带式传动机装置的一级圆柱斜齿轮减速器运动简级圆柱齿轮减速器工作条件：单向转动，轻微振动，连续工作。两班制。使用期限五年, 卷筒转速允许误差为±5 %.原始数据:己知条件数据传送带工作拉力f/kn4卷筒转速r/min430滚筒直径d

2、mm40设计工作量：设计说明书一份;减速器装配图一张; 零件工作图1-3张。电动机的选择(1)选电动机类型按己知工作要求和条件，选用y型全封闭型笼型三相异步电机(2)选择 电动机功 率工作机所需的电动机输出功率为:错误！未找到引用源=0.9m/560x1000 fv 40007vx0.9m/5 pw = 3<6av10001000由电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率) 为:之中/m%，错误!未找到引用源。分别为带传动、 轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的效率。/, =0.96;/2 =0.99；7/3 =0.97;/4 =0.993;/5 =0.96=4. 14pd=4. 14kw卷

3、筒轴的工作转速为:nw =430" min按推荐的合理传动比范围，取v带传动的传动比错nw=430r/min误！未找到引用源。，么=24单级齿轮传动比错误！未 找到引用源。，则合理总传动比的范围错误！未找到引用（3）确定 电动机的 转速源。，故电动机转速的可选范围为： nd = ix nu. = （6 20）x430/7 min = （2580 8600）/7 min错误！未找到引用源。符合这一范围的同步转速有3000r/min 再根据计算出的容量，由附录8附表8.1查出有三 种适合的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况 见下表。方电动机型额定电动机转速/错传动装置案号功率误！未

4、找到引用的总传动源。比pe/itw同步转满载转速速1y132s1-25. 5300029206. 7选择 y132s1-2电动机计算总传动比和分配传动比(1)计算 总传动比错误！未找到引用源。由选定电动机的满载转速和工作 机主动轴的转速，可得传动装置的总传动比为. i = 292(k/min430r/min6.7i = 6.7对于一级传动有:i =2.1i2 = 3.3把总传动比合理地分配给各级传 动比，限制传动件的圆周速度以减小动 载荷，降低传动精度等级，在满足使传 动装置结构尺寸较小、重量较轻和使各 传动件的尺寸协调，结构匀称、合理、 避免相互干涉碰撞的条件下取：= 2.1= 3.3三、计

5、算传动装置的运动和动力差数设计项目计算及说明主要结果(1)各轴的转速由式(2.9)式(2. 10)得出：n . = n m =2() = 1390 z* / min1z,2.1h, 1390r/minn，= = 421/7 min-i23.3z7u. = n2 =421/" min/7j = 1390/7 minn2 = 421/7 minn, = 421 "miniv(2)各轴的输入功率由式(2. 112. 13)得出：p= p(1 xt/j = 4.14hvx0.96 = 3.97hvp2 = /x7/i2 = 3.97x0.96x0.97 = 3.7p、= p2xrj

6、3x/ja = 3.7bvx0.96x0.993 = 3.5kw/=3.97p2 = 3.7 kwpw = 3.5hv(3)各轴的转矩p414r=9550x j=9550x =13.57v*mdnm2920t.= 9550x p = 9550x 3.97hv = 21.3nm1nx1390p3 ikwr,=9550x 2 =9550x= 83.92v-n,421t = 9550x pw = 9550x 3,5v = 79.47v m 421td=l3.5nmt、=n.3n*mr2 = 83.97vtw = 79.42v m运动和动力参数的计算结果列与下表:电动机轴1轴2轴滚筒轴功率p/kw4.

7、 143. 973.73.5转速 n/r/rain19201390421421转矩t/n.m13.527.383.979.4传动比i2. 13. 31效率0.960.970.99设计项目四、带传动设计计算过程及计算说明(1)确定计 算功率e参考资料错误!未找到引用源。，查表8. 21 有主要结果pc =5. 4kwp = ka x pd =1.3x4.14 = 5akw(2)选择v带 的型号根据使用要求，选择普通a型v带普通a型v带确定带轮基准值根据表6-8和表6-5选取& =100z/2m,且取 4 = qqmm)dd = 15 mm所以大带轮心=n'xdd = 1390 x

8、 100 = 330mm2z?21421按表8. 3取大带轮的标准值 =355mm则实际传动比= 355胃z =3.55 dd 100mm所以& =3.55na 1390 qq1 .n, =l = 391 厂/mm2/,3.55dd = 100mmdd、= 355mmn, = 391/7 min(4)验算带速v=吨、% = 25.8m/s60x1000v = 25.8m/5(5)初定中心距a和基准带长错误!未找到引用源。初定中心距为 = 700mm= 2% + 音 x (4 + 4)+=2137. 57mm取标准值为& = 2200mm得实际中心距a为：6/ 6z) + = 7

9、62.43,鵬 ° 2中心距a的变动范围为：amin =a-0.q5ld= 762.43 - 0.015 x 2200 = 729.43znman. =6/4-0.034, =762.43 4-0.03x2200 = 828.43mmld - 2200醐！a - 762.43znmam-n = 729.43mmam.lx =828.43mz7iii id a(6)校验小带轮包角错误!未找到引用源。a = 180° k x57.3° = 160.9°>120。合格 aa, = 160.9°(7)确定 v带根数zpcpy+p)kakl根据 4

10、 = 100mm nx =1390/7 min 查表 6-7 用内 插法得：p) = 32kw由表6-8查得apq=0. 17由表6-4查得带 长度修正系数尺£= 1.06 由图8. 11查得包角系数心=0.95得p(5.4( + p)kakf "(1.32 + 0.17)0.95x1.06=3.6p) = 1.32kwap()=0. 17kl = 1.06ka= 0.95z=4圆整得z=4根(8)单根v带的初 拉力错误! 未找到引 用源。(9)带轮 轴上的压 边力错误! 未找到引用源。由表 6-2 得 a 型 v 带 q=0. 105kg/mf(、= 500z5-1fq

11、= 2f0zsin- = 2x196.12x3xsin1157.79w159.41& = 196.127vfq =51.19n(10)设计选用 3 根 a-4000gb/t 11544_1997v 带；3根结果带基准长度2500mm;轴上压a-4000gb/t力为1157.79n ; dd = 140/72/72； ddi = 425mm11544_1997v带综上结果各参数列表如下电动机轴1轴2轴滚筒轴功率p/kw3. 863.713.453. 29转速n/r/min9603208080转矩t/n.m38.4110.7411.8392.7传动比i341效率0. 960. 970.99

12、五、齿轮设计设计项目计算过程及计算说明主要结果(1)选择 齿轮材料 及精度等 级传递功率不大，选用软齿面齿轮组合，小齿轮用45钢调质，硬度为220250hbs，大齿轮选用45钢正火。硬度为170210hbs,选齿轮精度等级为9级，要求粗糙度错误!未找到引用源(2 )按 齿面接触 疲劳强度 设计两齿轮均为钢质齿轮，可应用式(10.21)：心 舒)2确定相关参数：转矩错误！未找到引用源=9.55xl06-9.55x106x3.71320 l.llxlo57v.ml.llxl05".wk=l. 1z, = 25 z2 =100 u =4o载荷系数k:查表10. 10取k=l. 1齿数错误!

13、未找到引用源。和齿宽系 数错误!未找到引用源。：小齿轮的齿数错误!未找到引用源。取 25,则大齿轮的齿数错误!未找到引用源。实际齿数比为十，4错误!未找到引用源。齿数比的误差为错误!未找到引用源。因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而 齿轮表面又为软齿面，由表10. 20选取错误!未找到引用源。.许用接触应力错误！未找到引用源。由图10.24查得= 450mp“= ssompa由表10. 10査得错误!未找到引用源。n,1.51x10s错误！未找到引用源。= 450/z7/76/ =580'啊n' =5.98x10s错误!未找到引 用源。/v, =60 队=60x320x1x(5x5

14、2x5x24) = 5.98xl08查图10. 27得错误!未找到引用源, = 2-= 1j445° = 5umpa= l14x58° = 662mpa确定模数:d> 76.43a>76.431 1xl11x105x(4 + 1)1x4x51363 j 4mmcl= 63.14mmm = 3mma=187. 5m丄翌=255胭z, 25由表10.3取标准模数错误!未找到引用源（3）主要尺寸计算：（5）按齿 根弯曲疲 劳强度校d = m* z，= 3x25 = 15mmd2 = m - z2 =3x100 = 300mmb =(pd -d i =1x75 = 15

15、mm 综合选择取4 = 7 5mm b2 = 80mm由式（10.24）得出，如错误！未找到引用 源。则校核合格。确定有关参数与系数：查表（10. 13）得yf1 = 2.65yf2 =2.18查表 10. 14 得&1=h59 yv2 =1.80由图10. 25查得<yflinx = 21 qinpa = 1 mpa由表10. 10查得 sf = 1，3由图10. 26查得错误!未找到引用源。1由式（10. 14）可得:dx - 15mmd2 = 300mmb' = 15mmb2 = 80mmyf = 2.65yf2 =2.18.=1.59ys2 = 1.803p =

16、lisniy f/2 5 46 mpa-62mpa°>2 =146 嫩z(7 l：x = 6mpao>2 =56.78m戸da2 = 306mmda - 81mm = 162 船7frfs =61a/?6z < (7fbm zj(jp2 = r = 56.78az?p6/ < crl7 2 fisi齿根弯曲强度校核合格。由表10. 22可知，选8级精度是合适的 齿轮的齿顶圆直径为dal = d，= 300 + 2x1x3 = 306mmd“' =d' 2h( = slmm巾于200mm错误!未找到引用源。所以采用 阪式结构。(6)验算 齿轮的

17、周速度7idx nx3.14x75x32060x100060000=1.256m/5由表11. 21可知，选9级精度是合适的六. 轴的设计高速轴设计设计项目计算及说明主要结果(1)选择由己知条件知减速器传递的功率属于小轴的材料，功率，对材料无特殊要求，故选45钢并经调确定许用质处理。由表14.2查得强度极限sb=应力。637mpa。由表 14. 2 得fr=.根据表14. 1得0118107。又由式(14. 2)(2)按扭矩强度估算轴径。(最小直径)得 d彡(118107)=26. 7124. 22nv 320考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算的轴的最小直径加大3%5%,

18、取为，28. 0524. 94画。由设计手册取标准直径di=30mm由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。di=30mm要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的装(3)设计轴的结构并绘制草配顺序和固定方式。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。图轴段（外伸端）直径最小，df30mm;考虑（3）确定轴到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，上零件的轴段上应有轴肩，同时为能顺利在轴段位置和固上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标定方式准，因为齿轮为直齿，所以选角接触轴承，查参考资料2第87页附表7. 2选6008型深

19、d2=40沟型轴承。故取轴段直径为d2=40mm;用相d3=47同方法确定轴段 '的直径山=53d:f47mm;di=53mm;为了便于拆卸左轴承，可查d5:40确定各轴段的直出6008型深沟型轴承的安装高度为2. 5mmo径齿轮轮毂宽度为80mm。齿轮轴段长度应略短于从动齿毂宽度，取为173mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距，取该间距为15mm,为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为18mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5nun。低速轴设计(1)选择由己知条件知减速器传递的功率属于轴的材料，小功率，对材料无特殊要求，故选

20、45钢确定许用并经调质处理。由参考资料1第273页表应力。14.4查得强度极限s b= 637mpa。由表16.3得6.16=58.7mpa.(2)按扭矩根据表16.2得c=118107。又由式强度估算(16.2 )得 d 彡 c 什二(118107 )v wdi=48mm轴径。(最小直径)31变=41. 3837.52v 80考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算的轴的最小直径加大3%5%，取为，43.4538.65mm。由设计手册取标准直径chmsmni由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。d2=55mm(3

21、)设计要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的d3=60mm轴的结构装配顺序和固定方式。参考资料，确定齿d4=69mm并绘制草轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩d5=60mm图(或轴环)定位，右端用套筒固定。这样(3)确定轴齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮上零件的的周向定位采用平键连接。轴承对称安装位置和固于诗轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向定方式采用过盈配合固定。如图1:轴段（外伸端）直径最小，dimsmm;考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应右轴肩，同l= 132mm时为能顺利在轴段上安装轴承，轴段li=92mm确定各必须满足轴承内径的标准，因为齿轮为直l2=84mm轴段的直齿

22、，所以选角接触轴承，查参考资料选径7011 ac型角接触轴承。故取轴段直径为d2=55mm;用相同方法确定轴段'的直径d3=60mm;d4=69mm;为了便于拆卸左轴承，可查出7011 ac型角接触的安装高度为 2.5mm,取 d5=60mm.齿轮轮毂宽度为75mm。轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为65mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距，取该间距确定各为15mm，为了保证轴承安装在箱体轴承座轴段的长孔中（轴承宽度为18mm），并考虑轴承的度润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段的长度取为20mm，轴ft2=4612. 5n选定轴 的

23、结构细 节(4)按弯扭 合成强度 校核轴直 径承支点距离l=132mm;根据箱体绍构及联 轴器距轴承盖要有一定距离要求，取 l|=92mm;查阅有关的联轴器手册； l2=84mm;在轴段，上分别加工出键 槽，使两键槽处于同一圆柱母线上，键槽 的长度比相应的轮毂宽度小约510mm，查 参考资料有轴段上的键槽键宽 b=14mm,键高 h=9mm，键长 l=36160mm 轴段上的键槽键宽b=18mm，键高 h= 11 mm,键长 l=50200mm。圆角 r=2。轴环宽 b=l. 4，h=l. 4 x 2. 5=3. 5mm.按计算结果画出轴的结构草 图见(图la).查参考资料1第199页公式（1

24、0.34）有:r-x 27i 2x110.7 4/210 izmft2=4612. 5nd' 48fr2= ft2-=1739. 7ncos/3fa2= ft2tanl4° =472. 5nfr2=1739.7nfa2=472.5nfa=2306. 25nmhi=152212. 5n. mmmhif74953. 125n.mm画出轴的受力图（见图fha=fb= f，2 =2306. 25n2截面的弯矩为：fva=771. 4inlb)omh,=2306. 25x132=152212. 5n. mm277-77截面处的弯矩为：mhif2306. 25x32. 5=74953.

25、125n. mmfe2 _f.d,=1739.7_mvi左2 2/24725x55 =771. 41n2x132=50913. 06n. ramfvb-fr2fva-968. 29nmvi右作水平截面左侧弯矩为：-63907. 14n. mm面的弯矩mvi fva* -=50913. 06n. mm 2图（见图图截面右侧弯矩为：mvii=31469. 425lc）。支点mvi =fvb> -=63907. 14n. mm2n. mm反力为：/-/截面处的弯矩为：mvn- fvbx32. 5=31469. 425n. mmm叫m : +a/v2mi&作垂直截面：二 160501.

26、67n. mmmi%/mm2 + mvij2 =160501. 67 n. mmmi右内的弯矩m右=va/w2 + a/v7右2 =165084. 12n. mm=165084. 12n.mm图d，支点77-77截面：反力为:mh=va/h/2 + a/v7/2 =293141. 32 n. mmmn=293141.32t=9. 55x 10b7=9. 55 x=20116.28319.5n. mmn. mm因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉t=20116. 28 n. mm作合成动循环变化，修正系数a为0.6。弯矩图e/-/截面：9+(6rd =530201. 14 n. mm截面：作转矩

27、+(抓/=2931/11. 34. n. mmme,=530201. 14图f:巾图1可以看出，截面ii-ii所受n. mm转矩相同，沒弯楚xme，且轴上还有键槽，故截面可能为危险截面。但由于meif293141. 34n.求当量轴径d3d2,故也应对截面ii-ii进行校mm转矩核。截面：<5ei- -31. 86mpa确定危77-77截面：6 ei-31. 86mpa险截面及sen=mt"=23. 45 mpa校核强度查表14.2得&lb=65mpa，满足么彡&lb的条件故设计轴有足够的强度，并有一定s eii=23. 45 mpa裕量。因所设计轴的强度裕度不

28、大，此轴不必再(5)修改轴作修改。的结构七、键的校核设计项目计算及说明主要结果(1)齿轮处低速轴的键®选择键的型号a型©确定键的基本尺寸轴径d=60mm由表14. 8查得：b二18mm hllmm、 l=50200mmd=60inm衮14. 9查得许用应力：=150mpax 47o jy=dhlo .4x411.8jy 60x11x325 jy =78mpa< 5 jy（满足）8jy =78mpa写出键的型号：低速轴a18x50 gb/1096-2003a18x50gb/1096-2003(2)联轴器®选择键的型号c型处的键©确定键的基本尺寸轴径d

29、=48mm巾表14. 8查得：b=14mm h=9mm、 l=36160mm表8.2查得许用应力：=150mpac . 4ooor0 jy=dhl4000x411.8jy 48x9x296 jy 二 131.48mpa< s jy（满足）写出键的型号：c14x29 gb/t1096-2003jy =131.48mpac14x70gb/t1096-2003(3)带轮处的键®选择键的型号c型©确定键的基本尺寸轴径d二30mm由参考资料1第121页表8. 1查得：b=10mm h=8mm、 l=22110mm表8.2查得许用应力：:150mpac .4000t0 jy-dh

30、lc .4000x198.75s jy =30x8x558 jy =60mpa< 8 jy（满足）®写出键的型号：c8 x 70c8x70gb/t1096-2003gb/t1096-2003八、滚动轴承的校核设计项目计算及说明主要结果(1)轴低速轴：承的选初选轴承用角接触球轴承7011ac型号择高速轴：初选轴承用深沟球轴承6008型号(2)计低速轴低速轴：算轴承+=v771.412 +2306.252 =2431. 8471，fr=2431. 84jv的轴向fa=472. 5;vfa=472. 5/v力 fr高速轴高速轴.fafr=机:2 + f": =v923,12

31、2+3202.212 =2168. 97；vfr=2168. 97jvfa二558. 68/vfa=558. 68;v(3)轴由表 15. 13 得 x=0. 4承的寿由表 15. 12 得 />1.2命计算由参考资料得的校核由参考资料得cr=37. 2kn y=l. 5低速轴p=fp fr+ y fa)p=1.2(0. 4x3123. 9+1. 5x848. 46)=2727. 17 n轴承的工作时间为:=5x365x24=43800/?p=2727. 17 n九、联轴器的选择设计目的计算及说明主要结果(1)选择联轴器为缓和震动和冲击，选择弹性柱的类型销联轴器(2)选择联轴器计算转矩：的型号由参考资料查表16. 1得k=l. 3k 二 1.3tc=kt=l. 3x411. 8=535. 34;v < mtc=535. 34.v * m由参考资料选用hl4型号的联轴器tm二1250u因力tctm，所以联轴器的选择合格因为外伸端为圆柱型轴，故选取y型轴孔，从动端选用j型轴孔，a型键槽hl4 型 5x84九 50x84所以所选联轴器的型号为：hl4 型伦55><84jc50x84十、减速器箱