单级减速器机械设计基础课程设计说明书

1、机械设计课程设计计 算 说 明 书设计题目：设计者：指导老师 设计时间：设计单位：1 课程设计任务书 22 设计要求 23 设计步骤 21 .传动装置总体设计方案22 .电动机的选择33 .确定传动装置的总传动比和分配传动比 44 .齿轮的设计65 .滚动轴承和传动轴的设计8附：两根轴的装配草图166 .键联接设计187 .箱体结构的设计198 .润滑密封设计204 设计小结 205 参考资料21课程设计任务书课程设计题目:设计带式运输机传动装置（简图如下）1输送带2滚筒3联轴器4减速器5V带传动6电动机1.设计条件：1）机器功用 由输送带运送物料，如：沙石，砖，煤炭，谷物等；2）工作情况 单

2、项运输，载荷轻度振动，环境温度不超过 40 C；3）运动要求输送带运动速度误差不超过7%4）使用寿命8年，每年350天，每天8小时；5）检修周期 一年小修，三年大修；6）生产厂型中小型机械制造厂；7）生产批量单件小批量生产；2.原始数据：运送带工作拉力F/KN运输带工作速度v/（m/s）卷筒直径D/mm51.2190设计要求1 .减速器装配图一张。（三视图，A1图纸）2 .绘制轴、齿轮零件图各一张。（A3图纸） 3.设计计算说明书一份。三.设计步骤1.传动装置总体设计方案1）外传动机构为V带传动2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器x xy3）方案简图如下图：L . 金1输送带；2滚筒；3联轴器

3、；4 减速器；5V带传动；6电动机4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于 V带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以 采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减 速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流 异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380M2）选择电动机的

4、容量工作机的有效功率为匕 Fv 6kw从电动机到工作机传送带间的总效率为312345由机械设计课程上机与设计表 9-1可知:V带传动效率0.962 :滚动轴承效率0.99 (球轴承):齿轮传动效率0.97(7级精度一般齿轮传动):联轴器传动效率0.99(弹性联轴器):卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为-6- 6.98kw0.863)确定电动机转速按表5-1推荐的传动比合理范围，一级圆柱齿轮减速器传动比i1 18而工作机卷筒轴的转速为v 1.2nw 2rad/sD 0.19所以电动机转速的可选范围为：nd i nw (1 - 8) 120 r/min (120 - 960) r/min

5、 综合考 虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定 选用同步转速为750r/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程上机与设计表16-2选定电动机型号为Y160L-8。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw涡裁转速/(r/min)启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y160L-87.57202.02.03.计算传动装置的总传动比i并分配传动比(1).总传动比i为nmn w叫6 120(2),分配传动比考虑润滑条件等因素，初定1),各轴的转速nm720 r mlniiiii卷筒轴nw2).各轴的输入功率3)Pdii轴iii轴卷筒轴360 r m

6、ln120r mln120 r mln6.98kw6.63kw6.37kw6.24kw,各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为:Td9.55106Pdn m9.5566.9841069.2610 4 N720mmIIIII 轴 T卷筒轴T卷TTd9.26104 N mm2I1.76 105N mm3 2I5.07 105N mm4.97 105N mm将上述计算结果汇总与下表，以备查用轴名功率P/kw转矩 T/(N - mm)转速 n/(r/min)传动比i效率I轴6.98 49.26 1072020.95II轴6.631.76 10536030.96III轴6.3755.07 1051201

7、0.98卷筒轴6.2454.97 101204.齿轮的设计1）选定材料及确定许用应力（1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）材料选择。由机械设计基础表 11-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS川而1 600MPa , FE 450MPa ,大齿轮为45钢（正火），硬度为 240HBs Hiim1 380MPa , fe 320MPa ,二者材料硬度差为 60HBS 由机械设计基础表11-5, WSH1.25 , SF 1.6 ,hiH2 _Hm_ .600 MPa 480MPaSH1.25-Hm 陋 MPa 304MPaSH1.25450F1 FE1MPa 2

8、81.25MPaSF1.6F2 -FE2 320 MPa 200MPaSf 1.62）按齿面接触强度设计设齿轮按7既精度制造,取载荷系数为1.3。齿宽系数d 0.8（机械设计基础表11-6）小齿轮上的转矩95.5 1 05 P95.5 105 6.633601.76 1 05N mm取Z=188（机械设计基础表11-4）d13：2KT1 u 1/ZeZh、2 () d U h3 2 1.3 1.76 1050.83 1 188 2.5 23 ( 48090mm齿数取z1 25,则z23 z175模数m I 95mm3.6mm齿宽 bdd1 0.8 90mm 72mm 取 b1 80mm, b2

9、 75mm,按机械设计基础表4-1取m=3.75mm|K际的d1 z m 25 3.75 93.75mm d2 75 3.75mm 281.25mmd1 d293.75 281.25中心距 a mm 187.5mm223）验算齿轮弯曲强度齿形系数（由机械设计基础图11-8和图11-9可得）YFa1 2.75, Ysr 1.6YFa2 2.26, YSa2 1.75校验：52KT1YFa1YSa12 1.3 1.76 10 2.75 1.6F1 2 2MPa 79.5MPa F1 281.25MPabm Zi72 3.75 25F2YFa2Ysa2F1 匕1%79.52.26 1.75 MPa

10、71.45MPa F2 200MPa2.75 1.6校验合格4）计算齿轮圆周速度Vd1nlv 60 100090 36060 10001.7m/s5）齿顶高、齿根高和齿高等计算8.4375mmh 2.25m 2.25 3.75mm* ha ham 3.75mmhf (ha c )m (1 0.25) 3.75mm 4.6875mm6)基圆直径 ''d1 d1cos 72cos 20 67.7 mm, d2d2 cos 360cos 20 338.3mm汇总计算结果如下表：小齿轮(mm)大齿轮(mm)分度圆直径d93.75281.25齿顶局ha3.753.75齿根高df4.687

11、54.6875齿全高h8.43758.4375齿顶圆直径da101.25288.75齿根圆直径df84.375271.875基圆直径db88.1264.3中心距a187.5传动比i35.滚动轴承和传动轴的设计(一).高速轴的设计I .输在轴上的功率Pn、转速nn和转矩Tn由上可知：P 6.63kw , n 360 r/min , T 1.76 105N mmn.求作用在齿轮上的力因已知高速小齿轮的分度圆直径d1 z m 24 2.5 60mm2Tn圆周力：Ft - 1877.3N d1径向力：FrFttan1877.3 tan20 N 683.3N轴向力：Fa 0m.初步确定轴的最小直径材料为

12、45钢，正火处理。根据机械设计基础表 14-2，取C 110 ,于是dmin c；互 iiogmm 29.05mm ,由于 键槽的 影响，故 :n360. ' dmin 1.03dmin 29.9mm输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径 d1 ,取d1 35mm,根据带轮结构和尺寸，取11 50mm 0IV .齿轮轴的结构设计(1) .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) .为了满足带轮的轴向定位要求，1段右端需制出一轴肩，故取 2段的直径 d2 42 mm；2) .初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角 接触球轴承。按照工作要求并根据 d2 42mm

13、 ,查手册选取单列角接触球轴承7009AC 其尺寸为 d D B 45mm 75mm 16mm ,故 d3 d7 45mm 03) . 由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径d4 50mm ,l4 80 3mm 77mm。轴肩高度h 0.07d ,故取h 4mm ,则轴肩处的直径 d5 58mm。4) .轴承端盖的总宽度为23mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l 18mm,故l2 41mm 05).根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l3 33mm377A334150至此，已初步确定了轴的各段和长度

14、。1段d1=35mmL1=50mm2段：d2=d1+7=42mmL2=41mm3段d3= d2+3=45mmL3=33mm4段d4= d3+5=50mmL4=77mm5段d5= d4+5=58mm.L5=7.5mm6段d6=51 mmL6=7 mm7段d7=d3=45mmL7=14mm(2) .轴上零件的周向定位由机械设计课程上机与设计表11-1查得带轮与轴的周向定位采用平键连接。按d1平键截面b h L 10mm 8mm 36mm。齿轮与轴的连接，选用平键 截面b h L 14mm 9mm 63mm ,滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来 保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。(3) .确

15、定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2,取轴端圆角2 45 。V .求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和 扭矩图。L=124.5mm1)求垂直面的支撑反力F1VFr L Fa d F 一22-341.64NyFr F1V 341.64N2）求水平面的支撑反力F1HF2HFt 683.3-N 938.65N223）绘制垂直面的弯矩图._ L 一一M C1F2V341.640.1245 一 N221.27N mIWllTlTTmM C1Fiv341.640.1245N21.27N m4）绘制水平面的弯矩图Mc2 F1H L 938.6525）求合成

16、弯矩图0.1245 2N258.43N mM c2 nTTrr . I | I川 1|丘小TMc MC1 M C2. 21.272 58.432N m 62.18N mL26）求轴传递的转矩dn_ o 0.09375T Ft 1877.3N m 88N m227）求危险截面的当量弯矩从图可以看出面a-a面最危险，其当量弯矩为：M e，m2 （ T）2取折合系数0.6 ,代入上式得Me .62.182 （0.6 88）2 N m 81.57N m8）计算危险截面处的轴的最小直径轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计基础表14-1查得B 600MPa由表14-3查得引55MPaXMed 3 :0.

17、11b24.57mm.81.57 1033 mm0.1 55考虑到键槽对轴的削弱，将最小直径加大 5%dmin 24.57 (1 5%)mm 25.8mm而实际设计的危险截面处的 d 50mm 25.8mm dmin因此该轴符合要求（二）.低速轴的设计I .输出轴上的功率P、转速n和转矩T 5由上可知 P 6.37kw, n120r/min, T 5.07 10 N mmn.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径d2 75 3.75mm 281.25mm2T圆周力：Ft 3605.3N d2径向力：FrFt tan1312.2N轴向力：Fa 0m.初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火

18、处理。根据机械设计基础表 14-2，取C 110 ,于一 ，P一 6.37 .一 一是dmin C3/ 1103/mm 41.34mm ,由于键槽的影响，故, n 1. 120' dm1n1.03dm1n 42.6mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。为了使所选的轴直径d1与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca KaT ,查机械设计表14-1 , WKa 1.5,则：_ _ 5 _ _ _Tca K aT 1 .35.0710 N mm 659 N m按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩

19、为 1250 N m 0半联轴器的孔径d 45mm,故取d1 45mm ,半联轴器长度L 112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L 84mmIV .轴的结构设计(1) .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) . 为了满足办联轴器的轴向定位要求，1段右端需制出一轴肩 d2 d1 6 12mm,故取2段的直径d2 52mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴 器与轴配合的毂孔长度L 112mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不 压在轴的端面上，故第1段的长度应比L略短一些，现取11 110mm2) .初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角 接触球轴承。按照工作要求并根据

20、d2 52mm ,查手册选取单列角接触球轴7011AC 其尺寸为 d D B 55mm 90mm 18mm,故 d 3 d 655 mm 03) . 取安装齿轮处的轴端第4段的直径d4 60mm ；齿轮的左端与左轴承之 间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为75mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取I4 72mm 0齿轮的右端采用轴肩定位，齿 轮的轴向定位轴肩 d5 d4 6 12mm，取d5 65mm。轴环宽度b 1.4h ,取 15 12.5mm。4) .轴承端盖的总宽度为23mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定，由轴 承 外 径 D=90mm得 d3 10mm，而

21、 d0 d3 1mm , e 1.2d3，总 宽度为 d0 e 11mm 12mm 23mm)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的 要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l 18mm,故l2 41mm 05) .根据安装时齿轮中心要在一条线上，有设计轴的草图可得 l3 36mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。数据统计如下表:11023_41_ 36 _一、1gtd1=45mmL1=110mm2J然二d2=d1+7=52mmL2=41mm3段d3= d2+3=55mmL3=36mm4段d4= d3+5=60mmL4=72mm5Jd5= d4+5=65mm.L5=7.5mm6Jd6

22、=d4 = 60 mmL6=7 mm7Jd7=d3=55mmL7=16 mm(2) .轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 d4由机械设计课程上机与设计表11-1查得齿轮与轴的连接，选用平键截面 b h 18mm 11mm, 键槽用键槽铳刀加工，长为 63mm；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 14mm 9mm 90mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处 选轴的直径尺寸公差为m6 0(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2,取轴端圆角2 45 0V .求轴上的载荷L=122.5mm,K=106mm1)求垂直面的支撑反力Ld1Fr-F

23、a-FF1V22r 656.1NL2F2VFrF1V656.1N3)求水平面的支撑反力Ft 3605.3Eh F2H - N 1802.65N224)求F点在支点产生的反力FifF KL10000 0.106N0.12258653NF2F FF1F 18653 N4）绘制垂直面的弯矩图L0.1225MC1 F2V 656.1N m 40.19N m22L0.1225MC1 F1V 656.1N m 40.19N m225)绘制水平面的弯矩图L0.1225MC2 F1h1802.65 N m 110.4N m226) F力产生的弯矩图M2F F K 10000 0.106N m 1060N m危

24、险截面F力产生的弯矩为：MaF F1f L 8653 0.1225N m 530N m 227)求合成弯矩图Mc vmTMT MaF (V40.192 110.42 530)N m 647.5N m8)求轴传递的转矩T Ft d1 3605.3 0.28125 N m 507N m 229)求危险截面的当量弯矩 从图可以看出面a-a面最危险，其当量弯矩为：M e Jm： ( T)2取折合系数0.6 ,代入上式得Me, 647.52 (0.6 507)2 N m 715.4N m9)计算危险截面处的轴的最小直径600MPa 由轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计基础表14-1查得b表 14-3

25、 查得1b 55MPa, Me 3 715.4 103d 33 mm 50.67mm0.1 1bl0.1 55考虑到键槽对轴的削弱，将最小直径加大5%dmin 50.67 (1 5%)mm 53.2mm而实际设计的危险截面处的 d 60 mm 53.2mm dmin因此该轴符合要求附：两根轴的装配草图如下/'(三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命L'h8 10 365 29200hI计算输入轴承(1) .已知n 360 r/min ,两轴承的径向反力FR1FR2 938.65N由选定的角接触球轴承7009AC轴承内部的轴向力Fs 0.68FrFS1FS2 0.68Fr 638.3

26、N(2) .因为 FsiFaFs2，所以 Fa 0故 Fai Fsi 638.3N , Fa2 Fs2 638.3N.Fai/Fr1 0.68, Fa2/Fr2 0.68,查手册可得 e 0.68由于 Fai/Fri e,故 Xi 1,Yi 0；Fa2, Fr2 e,故 X21,Y2 0.计算当量载荷Pi、P2由机械设计基础表16-9,取fp 1.3,则P fp(XiFr YiFa) 1207NP2fp(X?Fr Y2FA)1207N(5).轴承寿命计算由于PiP2,取P 1207N ,角接触球轴承，取 3, ft 1查手册得7009ACa角接触或由承的Cr 25.8 ,则Lh10660n（肾

27、106,1 2580060 3601207)3h 452151h Lh29200 h故满足预期寿命。n.计算输出轴承(1) .已知n 120r/min ,两轴承的径向反力 Fr1FR2 1802.65N由选定的角接触球轴承7011AC轴承内部的轴向力Fs 0.68FrFs1FS2 0.68Fr 1255.8N(2) .因为 Fsi FaFs2，所以 Fa0故 Fai Fsi 1225.8N , Fa2 Fs2 1225.8N.FaJFri 0.68, Fa2；Fr2 0.68,查手册可得 e 0.68由于 Fa/Frie,故 Xi i,Yi0;Fa2 Fr2e,故 X21,丫20(4) .计算

28、当量载荷巳、P2由机械设计表13-6,取fp 1.3,则P fp(XiFr YiFa)1593.5NP2fp(X2Fr Y2Fa) 1593.5N(5) .轴承寿命计算由于RP2,取P 1593.5N ,角接触球轴承，取 3, ft 1查手册得7006ACa角接触或由承的Cr 35.2 ,则旦(匹) J° (1 35200)3 1497060 h L'h 2920060 n P 60 120 1593.5故满足预期寿命。(6) 联接设计I .带轮与输入轴问键的选择及校核轴径d 35mm ,轮毂长度L 50 mm ,查手册，选A型平键，其尺寸为b 10mm, h 8mm, L

29、36mm (GB/T 1095-2003)现校核具强度：l L b 28mm, T 1.76 105N mmp 4T, dhl 4 1.76 105/35 8 28 MP a 89.8MP a/9/6666666查手册得p 110MPa,因为p p,故键符合强度要求。n.输入轴与齿轮间键的选择及校核轴径d 50mm ,轮毂长度L 77mm ,查手册，选A型平键，其尺寸为b 14mm, h 9mm, L 63mm (GB/T 1095-2003)现校核其强度：l L b 49 mm, T 1.76 1 05 N mmp 4T dhl 4 1.76 105/50 9 49Mpa 31.9Mpa查手

30、册得p 110MPa,因为p p,故键符合强度要求。m.输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径d 45mm ,轮毂长度L 110mm ,查手册，选A型平键，其尺寸为b 14mm, h 9mm, L 90mm (GB/T 1095-2003)现校核其强度：l L b 76mm, T 5.07 105 N mmp 4T dhl 4 5.07 105/45 9 76Mpa 65.89Mpa查手册得p 110MPa,因为p p,故键符合强度要求。IV.输出轴与大齿轮间键的选择及校核轴径d 60mm ,轮毂长度L 72mm ,查手册，选A型平键，其尺寸为b 18mm, h 11mm, L 63mm(GB/T

31、 1095-2003)现校核其强度：l L b 45mm, T 5.07 105 N mmp 4T dhl 4 5.07 105/60 11 45Mpa 68.28Mpa查手册得p 110MPa,因为p p,故键符合强度要求。7.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造(HT200制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用H工配合.is61 .机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2 .考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接

32、凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其 表面粗糙度为6.33 .机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm圆角半径为R=10mn#外型简单，拔模方便.4 .对附件设计A视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械 加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油， 放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部 的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.。D通气孔：由于减速器运转