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（院）系机械工程系专业机电一体化技术班级机电1231设计者李一扌指导老师亮亮机械系2014年6月20日摘要CNC机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。 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

3、得到巩固、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、 机械课程设计任务书 、 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 九）减速器的结构设计 十）

4、 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，输送带速度误差土 5%设计工作量设计说明书一份减速器装配图1张 零件工作图13张 设计书说明书1份XXII电射LX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、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。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=FX V/1000PW=2.25KW2、电动机输出功率=900 X 2.5/1000=

5、2.25kw电动机输出功率：Pd=Pw/n 又因为 n = n 1 n 2 n 3 n 4 n 5=0.96 X 0.99 X 0.99 X 0.97 X 0.99X 0.96=0.8762Pd=PWn=2.25/0.8762=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=6（X 1000V/ n D=60 X 2.5 X 1000/（3.14 X 400）=119.426r/mi n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 '

6、 =（ 3-5）,总的传动比范围为：i=i1 X i2=（2 4） X （3 5）=6 20n=（6 20） X 119.426 r/min=716.58 2388.6r/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：Y132S-6同步转速1000r/mi n满载转速：960r/min , 额定功率3KWPd=2.6kwNw=119.426r/mi n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

7、/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计算步骤设计计算与内容设计结果三、各轴运动参数和动力参数的计算1、d轴（电动机轴）2、1轴（高速轴）3、2轴（低速轴）3轴（滚筒轴）Pd=2.6KW nd=960r/minP仁2.496KW n1=300r/minT仁79.456N.mP2=2.397KWn2=119.427r/minT2=191.68N.mP3=2.3018KWN3=119.427r/minT3=183.93N.mPd=2.6KW nd

8、=960r/minTd=9550Pd/nd=9550 X 2.6/960=25.86N.mP1=P0X n 1 =2.6 X 0.96=2.496KWn1= nd/i1=960/3.2=300r/mi nT1=9550P1/n仁9550 X 2.496/300=79.456N.mP2=P1X n 2 n 3=2.496 X 0.99 X 0.97=2.397KWn2=n1/i2=300/2.512=119.427r/mi nT2=9550P2/n2=9550X 2.397/119.427=191.68N.mP3=P2x n 3 x n 4=2.397 X 0.97 X 0.99=2.3018K

9、W参 数轴号d轴1轴2轴3轴功 P(KW)2.62.4962.3972.3018转速n(r/mi n)960300119.427119.427转 矩T（N.m）25.8679.456191.68183.93传动比i3.22.5121效率0.960.970.96N3=n2=119.427r/minT3=9550P3/n3=9550 X 2.3/119.427=183.93N.m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 pc由 <<机械设计基础 >>表4-5得KA=1.3KA=1.32、选择普通V带型号PC=KAP=1.3X 3=3.9KWPc=3.9

10、kw3、确定带轮基准直径根据 PC=3.9KW,nd=960r/min。由图 4-9 应选 A型 V带。dd1、 dd2。由机械设计基础图 4-4取dd1=100mmdd1=100> ddmin=75mmdd1=100mmdd2=nddd1/n仁960 X 100/300dd2=315mm=320mm按表4-4取标准直径 dd2=315mm则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为：i=dd2/dd1=315/100=3.15i=3.15n 2=n1/i=960/3.15=304.7n2=304.74、验证带速V从动轮的转速误差为（304.7-300 ） /300=0.015%5、确定带的基

11、准长度Ld在土 5%以内，为允许值。和实际中心距a。V= n dd1 n1/60 X 1000= ( 100 X n X 960 ) /( 60 X 1000 ) 1m/s=5.024m/sV=5.024m/s带速在525m/s范围内。由式（4.13）得0.7 (dd1+dd2)w a0< 2 (dd1+dd2)0.7 (100+315)w a0W 2(100+315)290.5 w aOW 830取 a0=700由式(4-14 )得L0=2a0+(dd1+dd2) n /2+(dd2-dd1)2/4a0=2X 700+ (100+315) n /2+ ( 315-100 ) 2/ (4

12、X 700) =1482.6mm由表4-2选取基准长度 Ld=1600mm 由式(4-15 )得实际中心距a为a a0+ ( Ld-L0 ) /2=700+ (1600-1482.6 ) /2=758.7mm 759mm6、校核小带轮包角a 1 中心距a的变动范围为ami n=a-0.015Ld=759.7-0.015 X 16007、确定V带根 =735.7mm数 Zamax=a+0.03Ld=758.7+0.03 X 1600=1238.7mm由式(4-17 )得a 仁 180o- (dd1-dd2 ) / a X 57.3o=180o-57.3o X ( 315-100 ) /758.7

13、=163.76o > 120o由式(4-18 )得Z > Pc/(P0+ P0)KaKL根据 dd1=100mm n仁960r/min，查表 4-6 得，P0=0.95kw取 P0=0.95kwP0=0.95kw由式(4-6 )得功率增量 P0为 P0=0.11kw由表4-7查的Ka=0.97查表4-2得Kl=0.99，贝UZ> Pc/(P0+ P0)KaKL=3.9/( 0.95+0.11 )X 0.97 X 0.998、求初拉力F0及带轮=3.83轴上的压力F0Z= 3.83根取整得根数由表4.1查得A型普通 V带的每 M长质量q=0.10kg/m，根据式 (4.19 )

14、得单根V带的初拉力为F0=500pc/ Zv X( 2.5/Ka-1 ) +qv2 =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=2X F0Zsin (163.76o/2 )10、 设计结果=2 X 154.6 X 4X sin (163.76o/2 )=1224.31N按本章进行设计(设计过程略)。选用4根A-1600GB V带，中心距 a=759mm带轮直径 dd仁100,a0=700Ld=1600mma 759mmamin=735.7mmamax=1238.7mma 1=163.76oP0=0.95kw P0=0.11kwKa =0.97Kl=0.99

15、Z=4F0=154.6NFQ=1224.31N结果选择 4根A-1600GB 1V 带。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P仁2.496KW电动机驱动，小齿轮转速n仁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、选择齿轮材料及精度2、按齿轮面接触疲劳计算方法和内容小齿轮选用45调质钢，硬度为 230HBS大齿轮选用45钢正火， 硬度为200HBS因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式(5.28 )求出di值。确定有关参数

16、与系数：(1) 转矩T1T仁9.55 X 106P/n=79456N.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 X 25=62.8。 故 Z2=63(4) 许用接触应力【d H】由机械设计基础中表 5.5 查的d HI=530MPad H2=490Mpa由表5.8知®d=1.1-671 Y K T, u +1dr 纠 II11丿 U设计结果T1=130516.67N.mmZ1=25Z2=63d H仁530MPad H2=490Mpad1=59.28 mmI .4901.12.51212.512二

17、59.28m m计算模数m=d1/ z1=2.37由表5.1取标准模数m=2.5mmd1=mz1=2.5X 25mm=62.5mmd2=mz2=2.5X 63=157.5mmb仁 70mma=110mm取 b2=65mm b1=b2+5mm=70mm a=0.5 m (z1+z2) =0.5 X 2.5 X( 25+63) =110mm由表 5.9 知 YFs 1=4.21 YFs2=4.00 由表 5.5 知 6bb1 =310MPa 5bb2 =295MPa、bb1 =68.51MPa2kT1务b1 =L2-3 Yes1 =68.51MPa0dz mrYES2 、§bb2 = &

18、amp;bb1 = 65.09MPa丫ES1§bb1 <【§bb1 】§bb2<【冠 bb2 】弯曲疲劳强度足够§bb2 = 69.09MPa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 的材料，确 定许用应径。按钮转估算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，故选用45钢并经调质处理。查表 7.1得强度极限d B=640MPa查表7.1得许 用弯曲应力【d -b1】=60MPa查表7.2得C=1

19、07118.又由式(7.2 )得：=（107118）X 3V 1119.427 丿=29.05 32.04【d -b1 】=60MPa3、 设计轴 的结构并绘(1)、确定的疋位置和固 方式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29.9234.28mm。查书233页附表弹性柱销联轴器 (GB5014-1985 摘录)取 d仁32mm查表9.2知工作系数K=1.8轴的计算转矩为：TC=KX 9550 X P/n=345.02N.m查书233页附表弹性柱销联轴器，(GB5014-85摘录)得HL3型联轴器，半联轴器轮毂长 L=82mm键槽长L仁60mm(1)、

20、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。Fr=1505.26NTC=345.02N.mL仁 82mm L=60mmd1=32mm(2)、确定 各轴段的直 径轴的直 径d10 18> 1830> 3050> 5080> 80100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 度bb 1.4h轴上圆角半

21、径R0.81.0 11.6 22.5(2)、确定轴的各段直径、由上述可知轴段 1直径最小d仁32mm(3)、确定 各轴段的长 度 、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+2X3 mm=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 5m

22、m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型轴承的最小安装直径：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：d6=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咼度的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，可取该间距为 14mm 、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

23、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 )X2=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2mr的倒角，且右端使其轴承定位，由上述可知6208型轴承的宽度为18mmb、 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：df=0.036a+12=0.036 X 156.25+1

24、2=17.625mm圆整后得：df=20mm箱盖的壁厚为：S 1=0.02a+1mm=0.025 X 156.25+1=4.906mm > 8mm取 S 1=8mm轴承端盖螺钉直径：d3= (0.4-0.5 ) df=(0.4 0.5 ) X 20mm=(810) mm 取 d3=8mm查书轴旁连接螺栓直径为：d '仁0.75dfd2=38mmd3=40mmd4=42mmd5=50mmd6=d2=38mm毂宽为38mmB=18mmL=88mma =156.25mmdf=20mmS 1=8mmd'仁 15mmcmin=22 , c2min=20y=55mme=10mmL&#

25、39; =82mm=0.75 x 20=15mm由于较大的偶数则 di' =16mm所以轴承的连接螺栓直径为16mm写为M16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= S 1+C1mi n+C2mi n+ （5 10）=8+22+20+5=55mmC、外壁圆角半径一般为 35mm取圆角半径为 4mmd、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 x 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18mm 、轴段1的长度确定，根据联轴器的长度来确定

26、其长度，查书233页知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510mm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 203mmrr厂n.J)k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：载荷系数fp=1.2fp=1.2查书232页查表8.14知：温度系数fT=1fT=

27、1因为此Fa=0由 P=fp x Fr=1.2 x 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 228页附£ =3表 10.5得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=29.5KNCr=29.5KNCor=18.0KN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 X 52 X 5 X 24=31200h'60nLh、三、由预期寿命=13155.58N选择 6208 轴

28、承 Cr=29.5KN满足要求Cmax< Cr，选择合适。求所需c并校核 Cmax= fpP/fT设计步骤设计计算与内容设计结果一、 联轴器的键选择C型健选择C型键由轴 径d1=32mm 在表查得健 宽 b=10mm 健咼 h=8mm1、选择健的型号L=22 110mmb=14mmL=70mm<( 1.6 1.8 ) dh=9mm1仁 L-0.5b=70-0.5X 10=65mm由式6.1得d jy仁 4T/dhl v【jy 】L=22 110mm2、写出健的型号选健为 C22X 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

29、了使加工方便，应尽量选取相同得健咼和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=50mm l2=L-18=50-18=32mmd jy2= 4T/dhl v【d jy 】选取键 A28X 140GB/T1096-1979L=28 140mm满足要求Cma& Cr,选择合适八、键的设计九、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16.1得二、确定联轴器主动端 TC1=KT2TC1=249.18N mm的型号=1.3X191.68=249.18N mm从动端TC2=KTW

30、=1.3 X 183.93=239.113N m< Tm由前面可知：d>C =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 v n由附表11.5可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴TC2=239.113 N m器HL3 GB5014-85。标记为：HL3GB5014-85十、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S 1=0.02a+1mm=4.906mn> 8mmS 1=8mm箱盖壁厚S 仁0.02a+1 >

31、8mmS 1=4.906 > 8mm机座凸缘厚度b=1.5 x S =12mmb1=1.5 S 仁 12mmb=12mm机盖凸缘厚度b2=2.5 S =2.5 x 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d仁0.75df=15mm 查表取 16mmd仁 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=12mmd3=150 200mm

32、l=150 200mm窥视孔盖螺钉直径 d4由表得：d3= (0.4 0.5 ) dfd3=8 10mm定位销直径=8 10mmdf、di、d2至外壁距d4= (0.3 0.4 ) df=6 8mmd4=6 8mm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6= 20mm6= 20mm与内箱壁距离C2=18mmC2=18mm机盖机座力厚h=0.36D2=0.36 x 130=46.8mmh=46.8mm轴承端盖外径轴承旁连接螺栓距离仁C1+C2+(5 10)=43 48mm取 1仁47mml1=47mm 1 > 1.2 S 1=9.6mm 1=9.6mm 2 > S 2=9.6mm 2=9.6mmm1 0.85 S 1m 0.85 Sm1=7mm=6.8mm 7mm=6.8mm 7mmm=7mmD2=D+(5 5.5)d3=90+ ( 55.5 )x 8D2=132mm=130 134mmS=D2S=D2十一、减速器的润滑、密封设计步骤j设计计算与内