设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

1、 设计题目： 一级圆柱齿轮减速器的设计 系部：机电工程系学生：班级：机电一体化学号：指导教师：装订交卷日期：目录一、    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

2、的考核键的校核-  八、    联轴器的选择- 九、    减速器的结构设计- 十、    润滑与密封- 十一、            参考资料- 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直齿减速器。运动简图 工作条件 传动平稳，输送带单向工作，24小时工作制，使用5年，输送带速度误差±5%原始数据已知条件题号14输送带

3、拉力2.1输送带速度1.6滚筒直径400设计工作量 设计说明书一份减速器装配图1张减速器零件大齿轮1张，输出轴1张二、电动机的选择计算步骤设计计算与内容设计结果 1、选择电动机的类型。  2、电动机输出功率   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步电动机。  滚筒的功率: Pw=Fw.Vw/1000w =2100 ×1.6/（1000×0.96） =3.5kw电动机输出功率：根据简图，查手册2-3得：V带传动效率 PQ=Pw/又因为=12334 =0.96×0

4、.98×0.97×0.97×0.96 =0.82P0=PW/ =3.5/0.82=4.27KW电动机的额定功率：电动机的额定功率为5.5KW.滚筒转速：NW=60Vw×1000/D =60×1.6×1000/(3.14×400) =76.43r/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 = (24) ×(35)=620 n=(620) ×76.43 =458.581528.

5、6r/min在该范围内电动机的转速有：750r/min、1000r/min、1500r/min，取电动机同步转速为1000r/min，因此选择电动机行型号为：Y132M1-6 同步转速1000r/min 满载转速：960r/min， 额定功率4KW。     PW=3.5KW           P0=4.27kw     Nw=76.43r/min    

6、     同步转速为1000r/min  额定功率为4kw计算步骤设计计算与内容设计结果 1、         计算总传动比  2、         各级传动比分配   i=nm/nw=960/76.43=12.56   为使V带传动的外部尺寸不至于过大，初选传动比i=3.2。则齿轮传动比

7、为：i2=i/i1=12.56/3.2=3.93         i1=3.2  i2=3.93         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、0轴（电动机轴） 2、1轴（高速轴）  3、2轴（低速轴）   4、3轴（滚筒轴）   P0=4.27KW n0=960r/minT0=95

8、50P0/n0 =9550×P1=P0×1 =4.27×0.96=4.10KWn1=n0/i1=960/3.2=300/minT1=9550P1/n1=9550×P2=P1×23 =4.27×0.98×0.97=4.06KWn2=n1/i2=300/3.93=76.34r/minT2=9550P2/n2=9550×PW=P2×3×4 =4.06×0.97×0.96=3.78KWnw=n2=76.34r/min TW=9550PW/nw=9550×参 数轴 号0轴1轴

9、2轴W轴功P(KW)4.274.104.063.78转速n(r/min)96030076.3473.89转矩T（N.m）42.48129.24507.90457.86传动比i3.23.931效率0.960.950.96P0=4.27KWn0=960r/min  P1=4.06KW n1=300r/min n2=76.34r/min  PW=3.66KWnw=76.34r/min 四、V带传动设计计算步骤设计计算与内容设计结果1、      确定设计功率PC2、 &#

10、160;    选择普通V带型号3、      确定带轮基准直径dd1、dd2。       4、      验证带速V5、      确定带的基准长度Ld和实际中心距a。               

11、; 6、      校核小带轮包角1  7、      确定V带根数Z                8、      求初拉力F0及带轮轴上的压力F0     9、    

12、;  带轮的结构设计 10、设计结果  由<<机械设计基础>>表8-21得KA=1.3PC=KAP0=1.3×4.27=5.55KW根据PC=5.55KW,n0=960r/min。由图8.13应选A型V带。由机械设计基础图8.13取dd1=125mm，dd1=125ddmin=75mmdd2=n0dd1/n1=960×125/300 =400mm按表8.3取标准直径dd2=400mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为： i=dd2/dd1=400/125=3.2 n2=n1/i=960/3.2=300从动

13、轮的转速误差为（300-300）/300=0%在±5%以内，为允许值。V=dd1n1/60×1000=（125××960）/（60×1000）m/s=6.28m/s带速在525m/s范围内。由式(8.14)得0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（125+400）a02(125+400)367.5a01050取a0=700由式（8.15）得 L0=2a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×700+（125+400）/2+（400-125）2/（4×700）=2251.26mm由表8

14、.4选取基准长度La=2240mm由式（8.160得实际中心距a为 aa0+（La-L0）/2=700+ =694.37mm694mm中心距a的变动范围为amin=a-0.015Ld×2240 =660.77mmamax=a+0.03Ld=694.37+0.03×2240=761.57mm由式（8.17）得 1=180o-（dd1-dd2）/×57.3o =180o-57.3o×（400-125）/694.37 =157.31o120o由式（8.18）得 ZPc/(P0+P0)KaKL 根据dd1=125mm，n1=960r/min，查表8.9得，用内插

15、法得 P0=1.19+(960-800) × =1.37666KW取P0=1.38kw P0=1.38kw由式（8.11）得功率增量P0为 P0=Kfn1（1-1/Ki）由表8.18查的Kf=1.0275×10-3根据传动比i=3.6，查表8.19得Ki=1.1373，则P0=1.0275×10-3×960（1-1/1.1373）kw=0.12kw由表8.4查得带长度修正系数KL=1.06，由图8.11查得包角系数K=0.96,得普通V带根数 Z= =3.995根圆整得根由表8.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.10kg/m，根据式（8.19）得单根

16、V带的初拉力为 F0= ×（ -1）+qv2 = ×（ -1）+0.1×6.282 =177.84N由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为 FQ=2×F0Zsin（157.31o/2） =2×177.84×4×sin（157.31o/2） =1394.92N按本章8.2.2进行设计（设计过程略）。  选用4根A-1600GB 11544-89V带，中心距a=694mm，带轮直径dd1=125，dd2=400mm，轴上压力FQ=1381.36N。 KA=1.3Pc=5.55kw &#

17、160;dd1=125mmdd2=400mm    i=3.2n2=300   V=6.28m/s      a0=700 La=2240mm   a694mm  amin=616.2mm  amax=717mm 1=157.30o      P0=1.38kw     

18、;Kf=1.0275×10-3 P0=0.12kw  K=0.96  Z=4   F0=177.84N   FQ=1394.92N        结果选择4根A-1600GB 11544-89V带。    五、齿轮传动设计设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P1=4.06KW电动机驱动，小齿轮转速n1=300r/min，大齿轮转速n2=76

19、.34r/min，传递比i=3.93，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年，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等级。  2、按齿轮面接触疲劳强度设计                         

20、60;       3、         主要尺寸计算        4、         按齿根弯曲疲劳强度校核           5、   &#

21、160;     验算齿轮的圆周速度v。   6、验算带的带速误差。小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。因为是普通减速器，由表机械设计基础第二版中表选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3um。 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出d1值。确定有关参数与系数：（1）   转矩T1 T1=9.55×106P/n =9.55×106× （2）   载荷系数K 查表10.11取K=1.1（3

22、）   齿轮Z1和齿宽系数d小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=3.93×25=99。故Z2=99因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取 d=1。（4）   许用接触应力【fH】由图机械设计基础中10.24查的fHlim1=580MPa fHlim2=550Mpa由表10.10查得SH=1N1=60njLh=60×960×（5×52×5×24） =1.80×109N2=N1/i=1.80×109/3.93=4.58×108查图10

23、.27得：ZNT1=1 ，ZNT2=1.07由式（10.13）可得 【fH】1= ZNT1fHlim1/SH =1×580/1=580MPa 【fH】2=ZNT2fHlim2/SH 1.07×550/1=588.5MPa故d176.43× =76.43× =62.06mmm= = =2.48由表10.3取标准模数m=2.5mmd1=mz1=2.5×25mm=62.5mmd2=mz2=2.5×100=250mmf2= d×d1=1×62.5mm=62.5mm经圆整后取f2=65mm f1=f2+5mm=70mm a=

24、 m（z1+z2）=0.5×2.5×（25+99）=155mm由式（10.24）得出fF,如fF【fF】则校核合格确定有关系与参数：（1）、齿形系数YF 查表10.13得YF1=2.65 ， YF2=2.184（2）、应力修正系数YS查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.7985（3）、许用弯曲应力【fF】由图10.25查得fFlim1=210MPa，fFlim2=190MPa。由表10.10查得SF=1.3由图10.26查得YNT1=YNT2=1由式（10.14）可得 【fF】1= = =162MPa 【fF】2= = =146MPa故fF1= YFYS = &

25、#215;2.65×1.59 =113.15MPa【fF】1=162MPa fF2=fF1 =113.15× MPa =105.48MPa【fF】2=146MPa齿根弯曲强度校核合格 V= = =0.98m/s由表10.22可知，选8级精度是合适的。nw= = =960/（3.2×3.93） =76.34r/min2= = =3.3%输送带允许带速误差为±5%合格。              Z1=25Z2=100&

26、#160;  fHlim1=580MPafHlim2=550Mpa N1=1.80×109 N2=4.58×108ZNT1=1 ，ZNT2=1.07 【fH】1=580MPa【fH】2=588.5MPa       m=2.5mm f=62.5mm f1=70mm a=155mm        SF=1.3YNT1=YNT2=1 

27、0;          V=0.98m/s   齿轮的基本参数标准齿轮有ha*=1 c*=0.25齿顶高ha=ha*×m=2.5mm齿根高hf=1.25×m=1.25×2.5=3.125mm齿全高h=2.25m=2.25×2.5=5.625mm齿顶高直径da=m（z+2ha）=2.5×（99+2×1）=252.5mm齿根圆直径df=m（z-2ha*-2c*）=2.5×（99-2×1-2&

28、#215;0.25）=241.25mm 六、轴的设计 由前面计算可知：传动功率P2=4.06KW,转速n2=73.89r/minh，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、         选择轴的材料，确定许用应力。 2、         按钮转强度估算轴径。   3、       

29、60; 设计轴的结构并绘制结构草图 （1）、确定轴上零件的位置和固定方式       （2）、确定各轴段的直径                                （3）、确定各轴段的长度&

30、#160;                                                 &

31、#160;                    4、         按弯曲扭合成强度校核轴径(!)、画出轴的受力图。            （2）、作水平面内的弯矩图，支点反力为。 &#

32、160;    （3）、作垂直面内的弯矩图，        （4）、作合成弯矩图        （5）、作转矩图    （6）、求当量弯矩           （7）、确定危险截面及校核强度。  由已知条件知减速器传递的功率属于中

33、小功率，对材料五特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查书1(见备注)273页表14.2得强度极限fB=650MPa，在查书1，272页表1402得许用弯曲应力【f-1f】=60MPa。根据书1，271页表14.1得C=107118.又由式（14.2）得：dC× . =（107118）× =40.2344.37mm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%5%，取为41.7146.59mm。查书2（见备注），127页附表9.4弹性柱销联轴器（GB5014-85摘录）得d1=45mm 轴的计算转矩为： TC=9550×103× =9

34、550×103× =507898.87N.m）查书2，127页附表9.4弹性柱销联轴器，（GB5014-85摘录）得HL4型联轴器，半联轴器轮毂长L=112mm，键槽长L1=84mm。 （1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，如14.8图所示将齿轮布置在中间，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、由上述可知轴段1直径最小d1=45mm。轴的直径d101818303050508080

35、100轴上圆角/倒角C1/R11.62.03.04.05.0最小轴肩高度hmin22.53.54.55.5轴环宽度ff1.4h轴上圆角半径R0.81.01.622.5 、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+2×3.5mm=45+7=52mm取轴径d2=55，并根据机械设计基础课程设计指导书（第二版）129页附表10.1选用6011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+2×2mm =55+4=

36、59mm圆整后取d3=60mm。、轴段4一般要比轴段3的直径大10mm，所以有 d4=d3+10mm=70mm、为了便于拆卸左轴承，根据书2，129页附表10.1可知，6011型轴承的最小安装直径：da=62mm，所以取d5=62mm、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承，所以该轴径为： d6=d2=55mm（3）、确定轴的各段长度、已知毂宽为65mm，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63mm。、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。、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有一定的间距，可取该

37、间距为18mm。、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2mm。又查书2的附表10.1知，6011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+18+65/2）×2 =123mm、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6011型滚动轴承的宽度为18mm。f、减速器中两个齿轮的中心距a =156.25mm，并且设轴承座端面

38、距外箱体的距离为y，则：查书2，17页表4.1得，地脚螺钉直径为：df=0.036a+12=0.036×156.25+12 =17.625mm圆整后得：df=20mm箱盖的壁厚为： 1=0.02a+1mm =0.02×155+1=4.125mm8mm取1=8mm轴承端盖螺钉直径：d3=（0.4-0.5）df =（0.40.5）×20mm=（810）mm 取d3=8mm查书2，17页表4.1的，轴旁连接螺栓直径为： d1=0.75df =0.75×20=15mm由于较大的偶数则d1=16mm，所以轴承的连接螺栓直径为16mm写为M16查手册表4.2,cmi

39、n=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+（510） =8+22+20+5=55mmC、外壁圆角半径一般为35mm，取圆角半径为4mm。d、由f、步可知d3=8mm查书2，23页表4.5得，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1520mm，为了方便计算取该轴段的伸出长度为17.4mm。综合上述，轴段2的长度为： 2+18+55+4+9.6+17.4=106mm、轴段1的长度确定，根据联轴器的长度来确定其长度，查书2，68页附表1.7得，L=82mm。、在轴段1

40、、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510mm，键槽的规格查书2，108页附表5.11得，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。 （1）   、画出轴的受力图如图f所示（2）   、作水平面内的弯矩图 列出平衡弯矩图如下： FHA·L+FHB·L=0 支点为：Ft= = =4135.68N Fr=Ft×tan20o =4135.68×tan20o=1505.26NFHA=FHB=Ft/2=4135.68/2=

41、2067.84N-截面处的弯矩为：MHC1= -截面处的弯矩为：MHC2=FHA×29 =2067.84×其弯矩图如c图所示。（3）、作垂直平面内的弯矩图去掉A支点保留B支点，则有：FVA=FVB= =1505.26/2=752.63N-截面处的弯矩为：MV=FVA· =752.63× =46286.75N·mm-截面的合成弯矩为：MV= =752.63×29mm=21826.27N·mm其弯矩图d图所示。（4）、由M= 得：-截面的合成弯矩为： M1= = =135333.74N·m-截面的合成弯矩为： M2=

42、= =63815.91N·m其合成弯矩图如e图所示。（5）、作转矩图 T=9.55×106× =9.55×106× =507898.87mm其转矩图如f图所示。（6）   求当量转矩（弯矩合成图） 因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数=0.6.由Me= 得： -截面的弯矩合成为：Me1= =333438.56N·mm-截面的弯矩合成为： Me2= = =311349.52其弯矩合成如g图所示。 （7）、确定危险截面及校核强度 由以上图可以看出，截面-、-所受转矩相同，但弯矩Me1Me2

43、，且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径d3d2，故也对-进行校核。截面-：由W=0.1d3，【f-1f】= 得fe1= = =15.44MPa截面-： fe2= = =18.71MPa查教材272页表14.2得【f-1f】=60MPa，满足fe【f-1f】的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作修改。       【f-1f】=60MPa        d1=45mm 

44、0;   L1=84mm L=112mm                    d2=52mm       d3=60mm  d4=70mm   d5=62mm  d6=d2=55mm 毂宽为65mm 

45、;          B=18mm L=123mm         a =156.25mm  df=20mm     1=8mm       d1=15mm   cmin=22，c2min=20 y=55mm  

46、;   e=9.6mm       L=82mm。           Ft=4135.68N Fr=1505.26N  FHA=FHB=2067.84N          FVA=FVB=752.63N  MV=46286.75N

47、3;mm  MV=21826.27N·mm     M1=135333.74N·m M2=63815.91N·m   T=507898.87mm        Me1=333438.56N·mm   Me2=311349.52 fe1=15.44MPa   fe2=18.71MPa 

48、60;      七、轴承的选择与校核设计步骤设计计算与内容设计结果一、    轴承的当量动载荷     二、    试选轴承型号       三、    由预期寿命求所需c并校核由前面计算知d2=55mm，选用6011型号的轴承。查书1，295页查表15.12知：载荷系数fp=1.2查书1，296页查表15.14知：温度系数f

49、T=1因为此Fa=0N由式15.2得P=fp×Fr =1.2×1505.26 =1806.312N因为是球轴承=3根据轴颈d=55mm，选择6011型，并查书2129页附表10.1得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=30.2KN基本额定静载荷Cor=21.8KN由表15.15知：轴承预期寿命Lh的参数值为5000060000h 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=31200hCmax= × = × =9443.77N选择6011轴承Cr=30.2KN满足要求CmaxCr，选择合适。&#

50、160; fp=1.2fT=1 P=1806.312N  =3  Cr=30.2KNCor=21.8KN        满足要求CmaxCr，选择合适             八、键的设计设计步骤设计计算与内容设计结果一、    联轴器的键 1、   

51、0;     选择健的型号      2、         写出健的型号二、    齿轮键的选择1、         选健的型号2、写出键的型号选择C型健 由轴径d1=45mm，在同表查得健宽f=14mm，健高h=9mm，L=36160mm。 L=70mm（1.61.8）d l1=L-0.5f=70-0.5&

52、#215;14=63mm由式14.7得fjy1= =（4×457.86×1000）/（45×9×63）=71.77MPa【fjy】选健为C14×70GB/T1096-1979选择A型健轴径d3=60mm，为了使加工方便，应尽量选取相同得健高和健宽。但强度不够。故 健宽f=18mm，高h=11mm，L=50mm l2=L-18=50-18=32mmfjy2= = =96.2MPa选取键A18×50GB/T1096-1979 选择C型键f=14mmh=9mmL=36160mm       选择A型键九、联轴器的选择设计步骤设计计算与内容设计结果一、    计算联轴器的转矩二、    确定联轴器的型号由表16.1查得工作情况系数K=1.3由式16.1得主动端 TC1=KT2 =1.3×5