带式输送机传动装置中一级圆柱齿轮减速器设计方案

1、机械设计课程设计计算说明书设计课程题目带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计（院）系机械工程系专业机电一体化技术班级 机电 1231设计者 李一指导老师亮亮机械系2014 年6月20日摘 要本次设计的课题是一级圆柱齿轮减速器在传动装置中的应用，通过合理的计算得出相应的机器部件，同时也分析了部分零件的加工工艺和一些附件的设计与计算过程。本次设计注重的是几个常见的零件的加工工艺分析和部件的计算，这样使得对设计减速器有更深层的认识，同时也强调了对减速器总体结构的认识和一些转配的方法。在21 世纪成套机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC机床和工艺技术的发展，推动了机械工艺的飞速发展

2、。在传动系统的设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱体中优化传动组合的方向。在传动设计中的交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。关键词：工艺分析、计算、减速器引言机械设计基础课程设计是机械设计基础课程中的一个重要的实践性教案环节，是高等工科院校机械类和近机类专业学生第一次叫较为全面的机械设计的应用实训环节。通过课程设计这一教案环节，力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法、从设计思想上培养学生的工程设计能力。机械设计基础课程设计的目的：（ 1） 培养学生综合应用机械设计基础课程及其他先选修课程的理论知识和生产实际知识去分析和解决工程实际问题的能力，并使所学知识得到

3、巩固、加深和融会贯通，协调应用。（ 2） 使学生学习和掌握一般机械设计的基础设计方法，设计步骤。培养独立设计能力，为今后专业课程设计及毕业设计打下基础。（ 3） 使学生在设计中得到基本技能训练，如计算，绘图，使用相关资料（手册、图册、标准和规范等）以及正确使用经验数据、公式等。总之，机械设计基础课程设计是培养学生分析和解决机械设计一般问题能力的初步实践。目录一、机械课程设计任务书 -二、设计计算说明书 -（一）电动机的选择 -（二）计算传动设计 -（三）各轴运动的总传动比并分配各级传动比-（四）带传动设计 -（五）齿轮传动设计 -（六）轴的设计 -（七）轴的考核键的校核 -（八）联轴器的选择

4、-（九）减速器的结构设计 -（十）润滑与密封 -（十一）参考资料 -一、机械零件课程设计任务书设计题目：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计运动简图工作条件稍有振动，输送带单向工作，两班工作制，使用10 年，输送带速度误差± 5%设计工作量：减速器装配图1 张零件工作图1 3 张设计书说明书1 份设计说明书一份原始数据已知条件数据输送带拉力900输送带速度2.5滚筒直径400二、电动机的选择计算步骤设计计算与内容设计结果1 、选择电动机的类 按照工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异型。步电动机滚筒的功率 :Pw=F× V/1000PW=2.

5、25KW2、电动机输出功率=900 × 2.5/1000=2.25kw电动机输出功率：Pd=Pw/又因为 = 12 3 45=0.96 × 0.99 × 0.99 × 0.97 ×0.99× 0.96=0.8762Pd=PW/=2.25/0.8762=2.6KWPd=2.6kw电动机的额定功率：P=(1.0-1.3)Pd=2.6-3.38KW电动机的额定功率为3KW滚筒转速： NW=60× 1000V/ D=60 × 2.5 × 1000/(3.14× 400)=119.426r/minNw=1

6、19.426r/min确定总传动比的范围电动机的转速n；按表推荐的各种传动比范围取V 带传动比i1 =（ 2-4 ），单级圆柱齿轮传动比i2 =（ 3-5 ） , 总的传动比范围为：i=i1 × i2= (2 4) × (3 5)=6 20 n=(6 20) × 119.426 r/min=716.58 2388.6r/min在该范围内电动机的转速有：电动机同步转速为1000r/min750r/min 、 1000r/min 、 1500r/min ，取，因此选择电动机行型号为：Y132S-6同步转速1000r/min满载转速： 960r/min ，额定功率3KW

7、同步转速为1000r/min额定功率为3kw额定转矩 2.0 。质量 65kg计算步骤设计计算与内容设计结果1、计算总传动比i=nm/nw=960/119.426=8.0382 、各级 传 动 为使 V 带传动的外部尺寸不至于过大，初选传动比i=3.2 。i1=3.2比分配则齿轮传动比为： i2=i/i1=8.038/3.2=2.512i2=2.512三、各轴运动参数和动力参数的计算计算步骤设计计算与内容设计结果1、 d 轴（电动机轴）Pd=2.6KWnd=960r/minPd=2.6KWTd=9550Pd/ndnd=960r/min2、 1 轴（高速轴）=9550 × 2.6/96

8、0=25.86N.mP1=P0× 1 =2.6 × 0.96=2.496KWP1=2.496KWn1=nd/i1=960/3.2=300r/minn1=300r/min3、 2 轴（低速轴）T1=9550P1/n1=9550 × 2.496/300=79.456N.mT1=79.456N.mP2=P1× 2 3P2=2.397KW=2.496 × 0.99 × 0.97=2.397KWn2=n1/i2=300/2.512=119.427r/minn2=119.427r/min4、 3 轴（滚筒轴）T2=9550P2/n2=9550&#

9、215; 2.397/119.427=191.68N.mT2=191.68N.mP3=P2× 3× 4=2.397 × 0.97 × 0.99=2.3018KWP3=2.3018KWN3=n2=119.427r/minT3=9550P3/n3=9550×2.3/119.427=183.93N.mN3=119.427r/min参数轴号T3=183.93N.md 轴1 轴2 轴3 轴功 P(KW)2.62.4962.3972.3018转速960300119.427119.427n(r/min)转矩T25.8679.456191.68183.93（

10、N.m）传动比 i3.22.5121效率0.960.970.96四、 V 带传动设计计算步骤设计计算与内容1、确定设计功率PC由 <<机械设计基础 >>表 4-5 得 KA=1.32、选择普通V 带型号PC=KAP=1.3× 3=3.9KW3 、 确 定 带 轮 基 准 直 径 根据 PC=3.9KW,nd=960r/min 。由图 4-9 应选dd1、 dd2。由机械设计基础图4-4 取 dd1=100mm，dd1=100 ddmin=75mmdd2=nddd1/n1=960 × 100/300A 型V 带。设计结果KA=1.3Pc=3.9kwdd

11、1=100mmdd2=315mm=320mm按表4-4 取标准直径转速分别为：dd2=315mm，则实际传动比i 、从动轮的实际i=dd2/dd1=315/100=3.15n2=n1/i=960/3.15=304.7i=3.15n2=304.74、 验证带速V5、确定带的基准长度和实际中心距a。从动轮的转速误差为（304.7-300 ） /300=0.015%Ld 在± 5%以内，为允许值。V= dd1n1/60 × 1000= （ 100 × × 960 ）/（60 ×1000）m/s=5.024m/sV=5.024m/s带速在 5 25m/

12、s 范围内。由式 (4.13) 得0.7 （ dd1+dd2） a0 2（ dd1+dd2）0.7 （ 100+315） a0 2(100+315)290.5 a0 830a0=700取 a0=700由式（ 4-14 ）得L0=2a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a0=2×700+（ 100+315） /2+ （ 315-100 ） 2/ （ 4× 700）=1482.6mm由表 4-2 选取基准长度 Ld=1600mmLd=1600mm由式（ 4-15 ）得实际中心距 a 为a a0+（ Ld-L0 ） /2=700+（ 1600-1482.6 ）

13、/2=758.7mm 759mma 759mm6、校核小带轮包角 1中心距 a 的变动范围为amin=a-0.015Ld=759.7-0.015 × 16007、确定 V带根=735.7mmamin=735.7mm数 Zamax=a+0.03Ld=758.7+0.03 × 1600=1238.7mmamax=1238.7mm由式（ 4-17 ）得 1=180o- （ dd1-dd2 ） / × 57.3o=180o-57.3o × （ 315-100）/758.7 1=163.76o=163.76o 120o由式（ 4-18 ）得Z Pc/(P0+ P0

14、)KaKL根据 dd1=100mm， n1=960r/min ，查表 4-6 得， P0=0.95kwP0=0.95kw取 P0=0.95kwP0=0.95kw由式（ 4-6 ）得功率增量 P0 为 P0=0.11kw P0=0.11kwK =0.97由表 4-7 查的 Ka=0.97Kl=0.99查表 4-2 得 Kl=0.99 ，则Z Pc/(P0+ P0)KaKL=3.9/ （ 0.95+0.11 ）× 0.97 × 0.998、求初拉力F0 及带轮 =3.83轴上的压力 F0Z= 3.83 根Z=4取整得根数由表 4.1 查得 A 型普通 V 带的每M 长质量 q=

15、0.10kg/m ，根据式（ 4.19 ）得单根 V 带的初拉力为F0=500pc/ Zv ×（ 2.5/Ka-1） +qv2F0=154.6N=154.69、带轮的结构设计由式（ 8.20 ）可得作用在轴上的压力FQ为FQ=2× F0Zsin （ 163.76o/2 ）10、设计结果=2 ×154.6 × 4× sin （ 163.76o/2 ）FQ=1224.31N=1224.31N按本章进行设计（设计过程略）。结果选择4 根 A-1600GB 1V选用 4 根 A-1600GB V 带，中心距a=759mm，带轮直径dd1=100， 带。

16、dd2=315mm，轴上压力FQ=1224.31N。五、齿轮传动设计设计一级圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P1=2.496KW电动机驱动，小齿轮转速 n1=300r/min ，大齿轮转速 n2=119.427r/min ，传递比 i=2.512 ，单向运转，载荷变化不大，使用期限十年，两班工作。设计步骤计算方法和内容设计结果1 、选择齿轮材料及精度小齿轮选用45 调质钢，硬度为 230HBS；大齿轮选用45 钢正火，等级。硬度为 200HBS。2 、按齿轮面接触疲劳因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（5.28）求出 d1值。确定有强度设计关参数与系数：（ 1）转矩 T1T1=9.55 &

17、#215; 106P/n=79456N.mmT1=130516.67N.mm（ 2）载荷系数 K查表 5.7取 K=1.1（ 3）齿轮 Z1 和齿宽系数小齿轮的齿数z1 取为25，则大齿轮齿数Z2=2.512 ×25=62.8 。 Z1=25故 Z2=63Z2=63（ 4 ）许用接触应力【 H】由机械设计基础中表5.5查的 H1=530MPa Hl=530MPa H2=490Mpa H2=490Mpa由表 5.8 知d =1.16712T1u1Kd13Hdud1=59.28 mm67121.1794562.512134901.12.51259.28m m计算模数m=d1/ z1=2.

18、37由表 5.1 取标准模数m=2.5mmd1=mz1=2.5×25mm=62.5mmd2=mz2=2.5× 63=157.5mm取 b2=65mmb1=b2+5mm=70mmb1=70mm3、a=110mm按齿根弯曲疲劳强度校核a=0.5 m （ z1+z2 ）=0.5 ×2.5 ×（ 25+63） =110mm由表 5.9知 YFs1=4.21 YFs2=4.00由表 5.5 知 bb1 310MPabb2295MPabb168.51MPabb12kT1YES1 68.51MPadz2 m3bb 2 69.09MPaYES 2bb1 65.09MPa

19、bb 2YES1bb1 <【bb1 】bb2 <【 bb 2 】弯曲疲劳强度足够六、轴的设计由前面计算可知：传动功率P2=2.397KW,转速n2=119.427r/min，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。设计步骤计算方法和内容设计结果1、选择轴 由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选的 材 料， 确 用 45 钢并经调质处理。查表7.1 得强度极限 B=640MPa，查表 7.1 得许定 许 用 应 用弯曲应力【 -b1 】 =60MPa。力。查表 7.2 得 C=107118. 又由式（ 7.2 ）得：2、按钮转 dC× .P3强度估算轴n

20、径。2.397=（ 107 118）× 3119.427=29.05 32.043、设计轴考虑到轴的最小直径出要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3% 7%， 取 为29.92 34.28mm。 查书 233页附表弹性柱销联轴器的结构并绘制结构草图（ GB5014-1985 摘录）取 d1=32mm查表 9.2知工作系数 K=1.8（ 1）、确定轴的计算转矩为：TC=K× 9550× P/n轴上零件的=345.02N.m位置和固定查书 233 页附表弹性柱销联轴器，（GB5014-85 摘录）得 HL3 型联轴器，方式半联轴器轮毂长L=82mm，键槽长 L

21、1=60mm。（ 1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6 作周向定位。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6 作周定位。（ 2）、确定轴的各段直径（ 2）、确定 、由上述可知轴段 1 直径最小 d1=32mm。各轴段的直轴 的 直10 1818305080径d305080100径轴 上 圆角倒角C1/R11.62.03.04.05.0最 小 轴肩高度hmin22.533.54.5轴 环 宽bb 1.4h度轴 上 圆角半径R0.81.

22、01.622.5【 -b1 】 =60MPaFr=1505.26NL1=82mm L=60mmd1=32mm、轴段2 考虑到要对安装在轴段1 上的联轴器进行定位，轴段2 上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2 上安装轴承，轴段2 必须满足轴承内径的标准，至少应满足：d1+2×3mm=32+6=38mm取轴径d2=38，并根据机械设计基础课程设计指导书228 页附表10.5选用 6208 型轴承。、轴段3 不考虑对安装在轴2 上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足：d3=d2+1 5mm取标准 d3=40mm。、轴段4 一般要比轴段3 的直径大10mm，所以有d4=d3+1 5

23、mmd2=38mmd3=40mmd4=42mm取标准 d4=42、为了便于拆卸左轴承，根据书228 页附表 10.5 可知， 6028最小安装直径：da=47mm，所以取d5=50mm、轴段6 与轴段 2 安装相同型号的轴承，所以该轴径为：型轴承的d5=50mmd6=d2=38mmd6=d2=38mm（ 3）、确定轴的各段长度、已知毂宽为38mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段3 的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm，取轴段3 的长度为 36mm。、轴环的宽度约为该最小轴肩高度的1.4 倍，即附表如上可得：所以轴环的宽度为7mm。（ 3）、确定 、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

24、留有一各 轴 段的 长 定的间距，可取该间距为14mm。度、为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为8mm。又查书228 的附表10.5 知， 6208 型滚动轴承的宽度为：B=18mm。所以轴承支点的距离为：L= （ 18/2+2+14+38/2 ）×2毂宽为B=18mm38mm=88mmL=88mm、确定轴段2 的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，所以有：a、上有一套筒，与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同，故取套筒的长度为20mm。套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其轴承定位，由上述可知6208

25、型轴承的宽度为18mm。b、减速器中两个齿轮的中心距a =156.25mm，并且设轴承座端面距外箱体的距离为y，则：查书地脚螺钉直径为：a =156.25mmdf=0.036a+12=0.036× 156.25+12df=20mm=17.625mm圆整后得： df=20mm箱盖的壁厚为： 1=0.02a+1mm=0.025× 156.25+1=4.906mm 8mm 1=8mm取 1=8mm轴承端盖螺钉直径：d3=（ 0.4-0.5） df= （ 0.4 0.5 ）× 20mm=（8 10） mm 取 d3=8mm查书轴旁连接螺栓直径为： d 1=0.75df=0

26、.75×20=15mmd1=15mm由于较大的偶数则d1 =16mm，所以轴承的连接螺栓直径为查手册表4.2,c1min=22 ， c2min=20所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y 为：y= 1+C1min+C2min+（ 5 10）16mm写为M16cmin=22 ， c2min=20=8+22+20+5=55mmy=55mmC、外壁圆角半径一般为35mm，取圆角半径为4mm。d、由 b、步可知d3=8mm螺钉连接外装式轴承的厚度为：e=1.2d3=1.2 × 8mm=9.6mme、轴段2 伸出箱体外的长度一般为15 20mm，为了方便计算取该轴段的伸出长度为18mm。

27、、轴段1 的长度确定，根据联轴器的长度来确定其长度，查书233 页知L =82mm。e=10mm L =82mm。、在轴段1、 3 上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮廓宽度约小 5 10mm，键槽的规格查书轴段 1 的键槽深度为 5.5mm，宽度为 14mm；轴段 3 的键槽深度为 7mm，宽度为18mm。轴全长为L=82+18+55+10+6+20+38=239mm两轴承之间的跨距为203mm七、轴承的选择与校核设计步骤设计计算与内容一 、 轴 承的 当 量 由前面计算知d2=38mm，选用 6208 型号的轴承。动载荷查书 232 页查表 8.15 知：

28、载荷系数fp=1.2查书 232 页查表 8.14 知：温度系数fT=1因为此 Fa=0由 P=fp × Fr设计结果fp=1.2fT=1=1.2× 1505.26P=1806.312N=1806.312N二、试选轴承型因为是球轴承=3号根据轴颈d=38mm，选择6208 型，并查书表 10.5 得该型号轴承的基本额定动载荷228 页附Cr=29.5KN=3基本额定静载荷Cor=18.0KN由表8.16知：轴承预期寿命Lh 的参数值为4000060000h在因为该轴承要工作 5 年且 24 小时连续工作，所以有：Lh=5 × 52×5× 24=

29、31200h三、由预期寿命60nLh求所需 c 并校核 Cmax= fpP/fT3106=13155.58N选择 6208 轴承 Cr=29.5KN满足要求CmaxCr，选择合适。八、键的设计Cr=29.5KNCor=18.0KN满足要求Cmax Cr，选择合适设计步骤设计计算与内容设计结果一、联轴器的键选择 C型健由轴 径d1=32mm，在表查得健宽b=10mm，健高h=8mm，选择 C 型键1、 选择健的型号L=22110mm。b=14mmL=70mm（ 1.6 1.8 ）dh=9mml1=L-0.5b=70-0.5× 10=65mmL=22 110mm由式 6.1 得 jy1=

30、 4T/dhl【 jy 】2、写出健的型号选健为 C22× 110GB/T1096-2003二、齿轮键的选择选择 A 型健选择 A 型键1、选健的型号轴径d3=40mm，为了使加工方便，应尽量选取相同得健高和b=12mm2、写出键的型号健宽。但强度不够。h=8mm故 健宽 b=12mm，高 h=8mm， L=50mmL=28 140mml2=L-18=50-18=32mm jy2= 4T/dhl【 jy 】选取键 A28× 140GB/T1096-1979九、联轴器的选择设计步骤设计计算与内容设计结果一、计算联轴器由表 16.1 查得工作情况系数K=1.3的转矩由式 16.

31、1 得二、确定联轴器主动端TC1=KT2TC1=249.18N· mm的型号=1.3×191.68=249.18N · mmTC2=239.113 N · m从动端 TC2=KTW=1.3 × 183.93=239.113N · m Tm由前面可知：dC = 29.05 32.04mm又因为 d（ 1+0.05 ）= （ 29.05 32.04 ）（ 1+0.05 ） =30.5 33.64mmn2=119.427r/min n由附表11.5可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器标记为： HL3GB5014-85。HL3 GB5014-8

32、5。十、减速器箱体设计设计步骤设计计算与内容设计结果轴中心距a=155mma=155mm箱体壁厚 1=0.02a+1mm=4.906mm 8mm 1=8mm箱盖壁厚 1=0.02a+1 8mm 1=4.906 8mm机座凸缘厚度b=1.5 × =12mmb1=1.5 1=12mmb=12mm机盖凸缘厚度b2=2.5 =2.5 × 8=20mmb2=20mm机盖底凸缘厚度df=0.036a+12df=17.58mm地脚螺栓直径=17.625mm取整偶数 20mm地脚螺钉数目a 250， n=4n=4轴承旁联结螺栓直径盖与座连接螺栓直径d1=0.75df=15mm 查表取 16

33、mmd1=0.75df=15mm联结螺栓 d2 的间距d2=（ 0.5 0.6 ） df轴承端盖的螺钉直径=10 12mm取 d2=12mmd2=12mmd3l=150 200mml=150 200mm窥视孔盖螺钉直径 d4由表得： d3=（ 0.40.5 ） dfd3=810mm定位销直径=8 10mmdf 、 d1、 d2 至外壁距 d4=（ 0.3 0.4 ） df=6 8mmd4=68mm离df 、 d2 至凸缘距离d=（ 0.3 0.4 ） d2=8.4 9.6mm凸台高度外箱壁至轴承座端面C1=20mmC1=20mm与内箱壁距离C2=18mmC2=18mm机盖机座力厚h=0.36D2=0.36 × 130=46.8mmh=46.8mm轴承端盖外径轴承旁连接螺栓距离l1=C1+C2+(5 10)=43 48mm取 l1=47mml1=47mm 1 1.2 1=9.6mm 1=9.6mm 2 2=9.6mm 2=9.6mmm1 0.85 1m 0.85 m1=7mm=6.8mm7mm=6.8mm7mmm=7mmD2=D+(5