带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器设计书

1、带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器设计书1任务书一课程设计的性质和目的机械设计课程设计是把学过的各学科的理论较全面地综合应用到实际工程中去，力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法上，从设计思想上培养工程设计能力，课程设计有以下几个方面的要求：1.培养综合运动机械设计课程和其他先修课程的基础理论和基础知识，以及结合生产实践分析和解决工程实际问题的能力使所学的知识得以融会贯通，调协应用。2,通过课程设计，学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计的思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。3.在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准、规范，手册，图册和相关的技术资料等

2、。熟悉个掌握机械设计的基本技能。二课程设计的内容1 .设计题目：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器2 .运动简图3 .工作条件传动不逆转，载荷平稳，起动载荷的名义载荷的1.25倍，使用期限10年,两班制工作，输送带速度容许误差为土5%输送带效率一般为0.940.96。4 .原始数据已知条件题号9输送带拉力F/kN1.3滚筒直径D/Mmm250输送带速度v(m/s)1.6三完成工作量(1)设计说明书1份(2)减速器装配图1张(3)减速器零件图3张四机械设计的一般过程设计过程：设计任务一一总体设计一一结构设计一一零件设计一一加工生产一一安装调试五课程设计的步骤在课程设计时，不可能完全履行机械

3、设计的全过程，只能进行其中一些的重要设计环节，如下：设计准备认真阅读研究设计任务书，了解设计要求和工作条件。传动装置的总体设计首先根据设计要求，同时参考比较其他设计方案，最终选择确定传动装置的总体布置。传动零件的设计计算设计计算各级传动零件的参数和主要尺寸结构设计（装配图设计）首先进行装配草图设计，设计轴，设计轴承，最后完成装配图的其他要求。在完成装配草图的基础上，最终完成的图即正式的饿装配结构设计。完成两张典型零件工作图设计编写和整理设计说明书设计总结和答辩六课程设计中应注意的问题课程设计是较全面的设计活动，在设计时应注意以下的一些问题：（一）全新设计与继承的问题在设计时，应从具体的设计任务

4、出发，充分运用已有的知识和资料进行科学、先进的设计。（二）正确使用有关标准和规范为提高所设计机械的质量和降低成本，在设计中应尽量采用标准件，外购件，尽量减少的自制件。（三）正确处理强度，刚度，结构和工艺间的关系在设计中任何零件的尺寸都不可能全部由理论计算来确定，而每个零件的尺寸都应该由强度，刚度，结构。加工工艺，装配是否方便，成本高低等各方面的要求来综合确定的。（四）计算与图画的要求进行装配图设计时，并不仅仅是单纯的图画，常常是图画与设计计算交叉进行的。先由计算确定零件的基本尺寸，再草图的设计，决定其具体结构尺寸，再进行必要的计算。2 .电动机的选择电动机已经系统化，系统化一般由专门工厂按标准

5、系列成批大量生产，设计时只需根据工作载荷，工作机的特性和工作环境，选择电动机的类型，结构形式和转速，计算电动机功率，最后全顶电动机型号.一类型选择电动机类型选择是根据电源种类（流或交流），工作条件（度，环境，空间，尺寸等）及载荷特点（性质,大小,起动性和过载现象）来选择的.目前广泛应用Y系列三相异步电动机（JB3074-82）是全封闭自扇冷鼠型三相异步电动机，适用于无特殊要求的各种机械设备.由于Y系列电动机具有交好的起动性能，因此，也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械，如压缩机等.二电动机功率确定电动机功率是根据工作机容量的需要来确定的.电动机的额定功率应等于或大于电动机所需功率Pw1工作机

6、所需功率Pw根据公式计算：已知工作机阻力Fw和速度Vw则工作机所需功率Pw为:式中:Fw-工作机阻力,NVw-工作机线速度,m/s将数据Fw=1.3F/KNVw=1.6m/s3 .61八Tc1.3*10*1.6,市入公式Pw=2.08KW10002输出功率Pd已知Pw=2.08KW由任务要求知：a齿5轴承3联链n滚代入得：a0.97*0.995*0.993*0.97*0.96=0.833由公式Pd区黑2.496(KW)选择额定功率2.5KW的电动机在计算传送装置的总功率时，应注意以下几点：1）取传动副效率是否以包括其轴效率，如包括则不应计算轴承效率2）轴承的效率通常指-对轴承而言3）同类性的几

7、对传动副，轴承，或联轴器，要分别考虑效率4）当资料给出的效率为-范围时，一般可以取中间值，如工作条件差，加工条件差,加工精度低或维护不良时应取低值,反之应取高值.3确定工作机转速额定功率相同的类型电动机，可以有几种转速供选择，如三相异步电动机就有四种常见同步转速，即:3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min电动机的转速高，极对数少，尺寸和质量叫，价格便宜，但机械传动装置总转动比加大，结构尺寸偏大，成本也变高，所以选择电动机转速时必须作全面分析比较，首先满足主要要求，尽量兼顾其他要求.601000V/nwr/m公式：D代入数据:V=1.6m/s,d=250mm

8、（注：式中为输送带速度为滚筒转矩）nw6010001.63.14250122.29r/min取V带传动比Iv=24,单级圆柱齿轮传动比范围Ic=35,则合理总传动比i的范围为i=620,故电动机转速的可选范围为nd=iXn后（620）X122.29=733.74-2445.8r/min4型号选择综合考虑电动机和转动装置的尺寸，结构和带装动，及减速器的转动比，故查表知电动机型号可选择：Y112M-4.（注:表格在课程设计书264页）以下附电动机选择计算表电动机类型Y系列一般用三相异步电动机选择电动机功率c1.3*103*1.6八Pw=2.08KWa0.8331000输出功率：FdP工82.5(K

9、W)a0.833确定电动机转速6010001.6/nw122.29r/min3.14250型号选择Y112m-4（注：参考选择表均在课程设计书中：P10,P264）3.传动装置总传动比计算并分配传动比电动机选定以后，根据电动机满载转速Nm及工作机转速Nw就可以计算出传动装置的总传动比为：I总"Nm/Nw满载转速/工作机转速由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比之积，即：I总=门i2i3in传动比分配合理与否，将直接影响传动装置轮廓尺寸、重量、润滑及减速器的中心距的选择计算。但这些因素不能兼顾，因此，合理分配传动比是一个十分重要的问题，设计时应根据设计要求考虑分配方案。在合理

10、分配传动比时应注意以下几点：(1)各级传动比都应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的工作特点，能在最佳状态下运转，并使结构紧凑，工艺合理。(2)应使传动装置结构尺寸较小，质量较轻。(3)应使各级传动件协调，结构匀称合理，避免相互干扰碰撞。传动装置的总传动比i=nMnw=1440/122.29=11.77i=11.77分配各级传动比初选齿轮传动比i1=5i2=11.77/5=2.35(注：各级传动比见课程设计P12表24)4.传动装置的运动参数和动力参数计算机械传动装置的运动参数和动力参数，主要指的是各轴的功率、转速和转距，它为设计计算传动比和轴提供极为需要的依据。计算各轴运动和动力参数时

11、，应将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依此编号，定为0轴（电机轴）、1轴、2轴，相邻两轴之间的传动比表示为i01、i12、i23，相邻两轴的传动比效率为“01、刀12、刀23、，各轴的输入功率为P1、P2、P3，各轴的输入转距为T1、T2、T3、，各轴的输入转速为n1、n2、n3。电动机轴的输出功率、转速、和转距为:0=9550XP"n0N.mP0=P0Kwno=no/i01r/minT传动装置中各轴的输入功率、转速和转距分别为:R=PKwn1=n0/i01r/minT1=9550XP1/n1=T)i0fmN.mP2=PKwn2=n1/i12r/minT2=9550XP2/n2=T1i

12、12y112N.mR=P2Kwn3=n2/i23r/minT3=9550x?3/n3=T2i23YI23N.m根据上述计算可计算出各轴的功率、转速和扭距0轴Po=2.5Kwn0=nw=1440r/minTo=9550X2.3/1440=16.58N.mP0=2.5Kwn0=1440r/minT0=16.58N.m1轴（高速轴）Pi=Poy2Y3=2.5X0.99X0.99=2.45Kwm=n0/1440r/minTi=T0Y2Y3=16.58X0.99X0.99=16.25N.mPi=2.45Kwm=1440r/minTi=16.25N.m2轴（低速轴）P2=P1rl1打2=2.45X0.97

13、X0.99=2.35Kwn2=m/5=1440/5=288r/minT2=Tiy2r3=16.25X0.99X0.99X5=79.63N.mB=2.35Kwn2=288r/minT2=79.63N.m3轴（滚动轴）P3=P2rl2Y3=2.53X0.99X0.96=2.4Kwn3=n2/2.16=288/2.16=133r/minT3=Tiy2Y3=79.63X0.96X0.99X2.16=163.47N.mP3=2.4Kwn3=133r/minT3=163.47N.m具体计算数据如下:轴号功率p/kwnr/minT(N.m)I02.5144016.5810.980112.45144016.2

14、550.980122.3528879.6332.4133163.4740.945,齿轮传动设计计算设计单级标准直齿圆柱齿轮减速的齿轮传动。该减速器用电动机驱动,载荷平稳，单向运转。按下表步骤计算：计算项目计算内容计算结果选择材料与热处理方式因该齿轮传动比无特殊要求，故可选一般材料，而且为软齿回。小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为255HBS.±W轮材料为45钢，正火处理，硬度为215HBs选择齿轮精度因为是一般减速器，故选择8级精度，要求齿面粗糙度Kaw3.2-6.3科m初选计算齿轮比由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴之间对称布置，查书P192表10-11科

15、=Z1/Z2=N/N2=1440/288=5K=1.25=5选择齿宽系数查书P210表10-20Wd=1.1应力循环次数9Ni=60njLh=60X1440/(10X52X40X2)=3.5X102N/i=7X1089N1=3.5X10Nb=7X108许用接触应力由书P190图10-27得Znt1=0.92,Znt2=0.94(th1=(ZNT1X(THiim1)/SH1=0.92X560/1.05=490Mpa(Th2=(Znt1XdHiim1)/SHz=0.94X530/1.35=370Mpabh1=490Mpadh2=370Mpa齿轮分度圆直径由于啮合接触应力是Ld76.433样的，故用

16、小齿轮应力计算31取40dhd=40mm确定齿轮模数a=d(1+p)/2=40x6/2=120m=(0.007-0.002)a=0.84-0.24=0.6取m=2确定齿娄ZZiZ2Z1=d/m=40/2=20Zz=Z1=5X20=100Z1=20Z2=100实际齿数比厂=Z2/Z1=100/20=5，=5计算齿轮主要尺寸d1=mz=2X20=40d2=mz=2X100=200中心距a=0.5(d1+d2)=120齿轮宽b2=Wdxd1=1.1X40=44mmb1=b2+(510)=49mmd1=40mmd2=200mma=120mmb2=44mmb1=49mm校核齿轮强度确定的齿轮的弯曲应力由

17、书P190图10-25查得齿轮弯曲疲劳极限(TFlim1=210MpaorFlim2=190Mpa由最小安全系数SF=1.35由书P190图10.26查得弯曲疲劳系数Ynt1=0.85Ynt2=0.9(tf1=(Ynt1XbFiim1)/SF=(0.85X210)/1.35=132.222Mpabf2=(Ynt2XbFiim2)/SF=(0.9X190)/1.35=126.67MpabFiim1=210Mpa0-Fiim2=190Mpa(TF1=132.222Mpa(TF2=126.67Mpa两齿轮齿根的弯曲应力计算两齿轮齿根的弯曲应力由书P195表10.1310.14Yf1=2.81Ys1=

18、1.56Yf2=2.18Ys2=1.80比较(Yf1XYs1)/df1=(2.81X1.56)/132.222=0.033(Yf2XYs2)/df2=(2.18X1.80)/126.67=0.031计算小齿轮齿根弯曲应力bf1=(2000xKXT1x%xYF)/b2XZ1Xm>=(2000X1.1X16.25X2.81X1.56)/(45X4X20)=43.5Mpa由bF1=43.5Mpa<bf1=132.222Mpa强度足够验算圆周速度V并选取齿轮精度V=(3.14xd1xm)/60x1000=(3.14X40X1440)/60X1000=3.01m/s查表10.25得8级精度合

19、适齿轮几何尺寸计算齿顶圆直径dadai=44mmdai=di+2ha=(Zi+2ha*)m=(20+2x1)x2=44mmda2=d2+2ha=(Z2+2ha*)m=(100+2)x2=204mmda2=204mm齿全高h(c=0.25)h=(2ha'+C')m=(2x1+0.25)x2=4.5mmh=4.5mm齿顶局hf=(ha*+C')m=2.5mmha=2mmdfi=di-2hf=40-2x2.5=35mmdfi=35mmdf2=d2-2hf=200-2x2.5=i95mmdf2=195mm齿轮结构设计小齿轮米用齿轮轴结构，大齿轮米用锻造毛坯的腹板结构大齿轮的相关

20、尺寸计算如下：ds=48mm轴孔直径ds=48mmDi=76.8mm轴毂直径Di=1.6ds=76.8mmL=40mm轴载长度L=b2=40mm80=7mm轴缘厚度80=(3-4)m=68mmD2=183mm轮缘内径D2=da-2h-280=183mmC=12mm腹板厚度C=0.3b2=0.3X40=12mmD=130mm腹板中心孔直径D=0.5(D2-Di)=0.5(183+76.8)=130mmd0=27mm腹板的孔径d0=0.25(D2-Di)=0.25(183-76.8)=27mmn=1mm齿轮倒角n=0.5m=1mm6.输入轴的设计结构计算主动轴di根据表14.1得C=107118d

21、c3p（118107）37.218.220.1.n1440若考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽，故将估算直径加大3%5%18.2X1.03=18.7420.1X1.05=21.18由设计手册P254表17-4查取直径取&=22主动轴结构设计根据设计一级减速器，可将齿轮布置在箱体中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器根据轴上零件的定位，装拆方便的需要，同时，考虑到强度原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴a）初步确定安装联轴器处直径d1=22mnE半联轴器轴孔长度Y型，轴孔长度45mm故取L=50mmb）为使轴段2与密封装置相适合并与轴段1轴肩，故d2=25mntt承盖

22、在端面与联轴器距离L'=10轴承盖厚=10mm参考减速器箱体有关资料箱体内壁到轴承距离为62故取轴段2的长度L2=52mmc）由轴段3与轴段2形成轴肩并与轴承相适应，故取d3=35mm仁40mmd）由轴承初选6007的安装尺寸得知：d4=36mm由齿轮端到箱体内壁10mm得L=10mme）轴段5为齿轮宽44f）d6=36mmL6=10mmg)d7=30mmL7=21mm由此初步确定轴的各段长度和直径主动轴的强度校核(1)计算作用力圆周率Ft=2000T/d1=(2000X16.25)/50=812.5N径向力Fr=Ftxtana=812.5xtana=295.73N由于直齿轮轴向力Fa

23、=0(2)作主动轴受力简图L=50+20+13=83水平弯矩：RdA=RHB=Ft/2=812.5/2=406NMhc=RH<L/2)=406X88/2=17864N.m铅垂面弯矩：Ra=Rb=Fr/2=295.3/2=148NMvc=RVa(L/2)=148X83/2=6512N.m合成弯距：Mc.(m2Hcm2vc),19N.mmMec(m2c(T)2)21.4N.mma=0.6脉动循环(3)校核危害截面的强度由书P272表14.2(T-1b=60Mpad103(Mec0.11b)103(21.4/0.1-60)15.3mm考虑键槽d=15.3X1.03=1

24、5.8mm由d取22>dmax故轴的强度足够。修改轴的结构由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改30：,+0,008-0.00221+0,00203r36in180II?4400,0463coc+0,018?35+0.002?25LIj?22-+0,028+0,0152.5I输入轴运动参数7,从动轴的设计结构计算(i)选择轴的材料确定许用应力，由已知减速器传递功率居中小功率，对材料无特殊要求，选45钢并经调质处理，由表14.4查得强度极限(rB=650Mpag由表14.2得许用弯曲应力(T-1b=60Mpa(2)按扭转强度估算直径由书P271表14.1得C=107118dc3P(118

25、107)32.352123.7,n288由于轴的最小直径处要安装链轮，会有键槽，故将直径加大3%5%31.6334.36由设计手册取标准直径d1=35a)绘制轴系结构草图根据轴的轴向定位要求确定轴径和轴长b)初步确定轴径d=35mm由段1的长度L=50mmc)轴段2要与轴段1形成轴肩并与密封装置相适应，故取d2=40mm?册P260表18-10由轴承盖右端面与轮毂左端面距离为10,轴承端盖厚度为10,参考减速箱体有关数据，箱体内壁至轴承端盖左侧距离为62故L2=54.5所以L2=54.5mmd)由轴段3与轴承相适合初选一对6009深沟球轴承，dxDXB=45X76X16故d3=45由(b2/2

26、)+a1=(b2/2)+a2得齿轮端面至箱体内壁的距离为12.5故轴段3的长度L3=40mme)轴段4与齿轮轮毂相适合，使轮毂与套筒紧贴，要略短于轮毂长度L4=40mmd=48mm所以L4=48mmd=48mmf)轴环取h=(0.07-0.1)h取h=6g)轴段6与轴承相适应d6=45mmL6=22mm所以d6=45mmL6=22mm从动轴强度校核(1)计算作用力圆周率Ft=2000T/d1=(2000乂79.63)/200=796N径向力Fr=RXtana=796Xtana=290N由于直齿轮轴向力Fa=0(2)从动轴受力支撑点间距离L=50+2X14.5=95水平弯矩：Ra=RHb=E/2

27、=796/2=398NMhc=RHb(L/2)=398X91/2=18109N.m铅垂面弯矩：Ra=RVb=F/2=290/2=145NMvc=RVa(L/2)=145X91/2=6598N.m合成弯距：Mc.(m2HCm2vc)19.3N.mmMec.(m2c(T)2)51.5N.mm校核危害截面的强度由书P272表14.2(T-1b=60Mpad103(Mec0.11b)103(51.5/0.160)20.5mm由d取35>dmax故轴的强度足够。修改轴的结构由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改SO护005C-D0.0A0.0B水平面弯距铅T面为外IS.

28、ESN.rn输出轴运动参数8,滚动轴承的选择计算滚动轴承的选择：1)主动轴的轴承考虑轴受力小且主要是径向力，故选用深沟球轴承由手册P236表16-2选取6007深沟球轴承一对GB/T276-1993寿命计划：寿命10年单班制h预=10X52X40X2=41600h两轴承受纯径向载荷由书表15.12fp=1.5P=fp义Fr=1.5义295=442.5X=1Y=0基本容量定动载荷Cr=16.2KW由书P96表15.14fT=1由球轴承£=3L10h=106/60nftXCr/P3=(106/60X1440)X(1X16.2X1000)/442,53=569197.8h由110卜卜预故轴

29、承寿命合格2)从动轴的轴承选择6009深沟球轴承一对GB/T276-1993P=fpXFr=1.5X290=435NX=1Y=0基本额定动载荷Cr=21KW由书P296表15.14fT=1由球轴承£=3L10h=106/60nftXCr/P3=(106/60乂288)乂(1X21X1000)/4353=6510980h由110卜卜预故轴承寿命合格9.键的选择(1)主动轴外伸端d=22,考虑键在轴中部安装轮毂长L=50故由手册P183表14-21(a)选择键的型号和确定尺寸选A型普通键，材料45钢键宽b=8,键高h=7键长由书P279长度系列L=45(b)校核键联接强度由键，轮毂，轴材

30、料都为45钢，由表14.6得bbs=125150MpaA型键工作长度L=l-b=45-8=37mm(rjy=4T/dhL=(4X16.25义1000)/22X7X37=11.4Mpa由(Tjy<b,M强度足够，键8X45GB1096-79(2)从动轴中部d=35考虑键在轴中部安装轴段长50故由手册P183表14-21(a)选键的型号和确定尺寸选A型普通键，材料45钢键宽b=10键高h=8由书P279长度系列选键长L=45(b)校核键联结强度由键，轮毂，轴材料都为45钢，由表14.6得bbs=125150MpaA型键工作长度L=l-b=35-10=25mm(rjy=4T/dhL=(4X79

31、.63乂1000)/35X8X25=45.5Mpa由gy<b,贝U强度足够，键10X45GB1096-79(3)从动轴外伸端d=48考虑键在轴中部安装轴段长60由手册P183表14-21(a)选键的型号和确定尺寸选A型普通键，材料45钢键宽b=14键高h=9由书P279长度系列选键长l=40(b)校核键联结强度(rjy=4T/dhL=(4X79.63义1000)/46X9X26=28.4Mpa由(Tjy<(r,则强度足够，键14X40GB1096-7910 .联轴器的选择(D由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选强性柱销联轴器由书P331表16.1得k

32、=1.3Tc=kT=1.3X16.25=21.1由手册P251表17-2选YL5联轴器GB5843-86轴孔的直径d=22mm轴孔长度l=52mmY型型号公称转距许用转速轴孔直径外径键型YLD560N.m5500n/min22105A型11 .箱体主要结构设计计算机座壁厚6=0.0025a+1>8取10机盖壁厚6=0.02a+1>8取10机应凸缘厚b=1.56=15机盖凸缘厚度b1=1.561=15机座底缘厚度b2=2.56=27.5取28底脚螺钉直径dj=0.036a+12=19.2取m16底脚螺钉数a<250n=4轴承旁联接螺钉栓直径d1=0.75dj=15取m10联接螺

33、栓d2的间距L=150200轴承端盖螺钉直径d3=(0.40.5)dj=10取m10窥孔盖螺钉直径d4=(0.30.4)dj=6取m6螺栓扳手空间至外机壁Cmin=22至凸缘边距离C2min=20沉头座直径d=32轴承旁凸台半径Ri=C=16大齿轮顶圆与机壁距离Ai>1.25取10mm齿轮端面与内机壁距离A2=10机盖，机座肋厚m10.856取10m2弋0.8562取10主动轴轴承端盖外径D2±=D+(55.5)d3=49+(55.5)d3=95从动轴轴承端盖外径D2=D+(55.5)d3=49+(55.5)d3=69+50=115取1012 .润滑方式的选择减速器润滑方式，润滑油牌号以及用量，密封方式的选择计算线速度V=(3.14Xd1Xn1)/60X1000=(3.14X40X1440)/60000=3.01m/s由V<12m/s应用浸油润滑，飞溅润滑13 .润滑油的选择