机械设计课程设计一级圆柱齿轮减速器说明书教材

机械设计课程设计-一级圆柱齿轮减速器说明书-(1)教材机械设计课程设计-一级圆柱齿轮减速器说明书-(1)教材68/68机械设计课程设计-一级圆柱齿轮减速器说明书-(1)教材机械设计《课程设计》课题名称系别专业班级姓名学号指导老师完成日期

一级圆柱齿轮减速器的设计计算2010年04月24日目录1第一章绪论第二章课题题目及主要技术参数说明课题题目主要技术参数说明传动系统工作条件传动系统方案的选择第三章减速器结构选择及相关性能参数计算减速器结构电动机选择传动比分配动力运动参数计算第四章齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)齿轮资料和热办理的选择齿轮几何尺寸的设计计算依照接触强度初步设计齿轮主要尺寸齿轮波折强度校核齿轮几何尺寸确实定齿轮的结构设计第五章轴的设计计算(从动轴)轴的资料和热办理的选择轴几何尺寸的设计计算依照扭转强度初步设计轴的最小直径2轴的结构设计轴的强度校核第六章轴承、键和联轴器的选择轴承的选择及校核键的选择计算及校核联轴器的选择第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算润滑的选择确定密封的选择确定7.3减速器附件的选择确定7.4箱体主要结构尺寸计算第八章总结参照文件3第一章绪论本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软件进行画图，因此是一个特别重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。经过此次训练，使我们在众多方面获取了熬制和培养。主要表现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实质的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实质进行解析和解决工程实责问题的能力，牢固、深入和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）经过对通用机械部件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，成立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）别的培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、画图数据办理、计算机辅助设计方面的能力。（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。第二章课题题目及主要技术参数说明42.1课题题目带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及带传动。主要技术参数说明输送带的最大有效拉力F=1150N，输送带的工作速度V=1.6m/s，输送机滚筒直径D=260mm。传动系统工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。传动系统方案的选择图1带式输送机传动系统简图计算及说明结果5第三章减速器结构选择及相关性能参数计算减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。电动机选择（一）工作机的功率PwPw=FV/1000=1150×（二）总效率总2总=带齿轮联轴器滚筒轴承2＝（三）所需电动机功率PdPdPw/总1.84/0.8762.100(KW)查《机械部件设计手册》得Ped=3kw电动机采用Y112M-4n满=1420r/min传动比分配工作机的转速n=60×1000v/（D）=60×1000××260)i总n满/n1420/117.58912.076(r/min)取i带3则i齿i总/i带动力运动参数计算（一）转速n计算及说明

电动机采用：Y100L2-4i带3i齿结果6n0=n满（r/min）=1420nI=n0/i带=n满/i带（r/min）nII=nI/i齿（r/min）nIII=nII（r/min）（二）功率PP0Pd1.612(kw)P1P0带2.1000.941.974(kw)P2P1齿轮轴承1.916(kw)P3P2联轴器轴承1.9160.990.991.875(kw)（三）转矩TT09550P0/n09550=14.126(N﹒m)T1T0带i带340.684(Nm)T2T1齿轮轴承i齿=158.872(N﹒m)T3T2联轴器轴承i齿带1=155.710(N﹒m)计算及说明结果7将上述数据列表以下：轴号功率NT/P/kW-1)(N﹒m)i0142031231第四章齿轮的设计计算齿轮资料和热办理的选择小齿轮采用45号钢，调质办理，HB＝236大齿轮采用45号钢，正火办理，HB＝190齿轮几何尺寸的设计计算依照接触强度初步设计齿轮主要尺寸由《机械部件设计手册》查得Hlim1580MPa,Hlim2530MPa,SHlim=1Flim1215MPa,Flim2200MPa,SFlim1n1/n2由《机械部件设计手册》查得ZN1=ZN2=1YN1=YN2由Hlim1ZN15801H11580MPaSHlimHlim2ZN25301H21530MPaSHlim计算及说明结果8Flim1YN1215F11244MPaSFlimFlim2YN2200F21204MPaSFlim（一）小齿轮的转矩TIT19550P1/n195501.974/473.37742.379(Nm)（二）选载荷系数K由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称部署。查《机械原理与机械部件》教材中表得，取K＝（三）计算尺数比（四）选择齿宽系数d依照齿轮为软齿轮在两轴承间为对称部署。查《机械原理与机械部件》教材中表得，取d＝1（五）计算小齿轮分度圆直径d1d1≥计算及说明结果931)3(4.0251)KTI(ud1766]2=7662d[H2u1530=44.714(mm)（六）确定齿轮模数mad1114.025112.343mm22～～0.02)×取m=2（七）确定齿轮的齿数Z1和z2d1取Z1=24Z1m3Z2Z1取Z2=96（八）实质齿数比''Z296Z1424'齿数比相对误差<±2.5%赞同（九）计算齿轮的主要尺寸d1mZ122448(mm)d2mZ2296192(mm)计算及说明

Z1=24Z2=96d1=48mmd2=192mm结果10中心距a1d1d2148192120mm22齿轮宽度B2dd114848(mm)B1=B2+(5～10)=53～58(mm)取B1=57(mm)（十）计算圆周转速v并选择齿轮精度vd1n13189m/s601000查表应取齿轮等级为9级，但依照设计要求齿轮的精度等级为7级。齿轮波折强度校核（一）由4﹒2﹒1中的式子知两齿轮的许用波折应力F1244MPaF2204MPa（二）计算两齿轮齿根的波折应力由《机械部件设计手册》得YF1YF2比较YF/F的值YF1/[F1]=2.63/244=0.0108>YF2/[F2计算大齿轮齿根波折应力为

a=120mmB1=57mmB2=48mm(m/s)定为IT7计算及说明结果112000KT1YF1F1663222B2m2Z240.952(MPa)F1齿轮的波折强度足够齿轮几何尺寸确实定齿顶圆直径da由《机械部件设计手册》得**ha=1da1d12ha1Z12ham(2421)254(mm)da2d22ha2Z22ham(9621)2196(mm)齿距P=2×3.14=6.28(mm)齿根高hfhacm2.5(mm)齿顶高haham122(mm)齿根圆直径dfdf1d12hf48243(mm)df2d22hf192187(mm)齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算以下：轴孔直径d=50(mm)轮毂直径D1×50=80(mm)轮毂长度LB266(mm)轮缘厚度δ0=(3～4)m=6～8(mm)取0=8轮缘内径D2=da2-2h-20=196-2××8计算及说明

强度足够da1=54mmda2=196mmhfha=2mmdf1=43mmdf2=187mm结果12=171(mm)取D2=170(mm)腹板厚度c=0.3B2×取c=15(mm)腹板中心孔直径D0=0.5(D1+D2)=0.5(170+80)=125(mm)腹板孔直径d0（D2-D1）（170-80）=22.5(mm)取d0=20(mm)齿轮倒角×2=1齿轮工作如图2所示：计算及说明结果13第五章轴的设计计算轴的资料和热办理的选择由《机械部件设计手册》中的图表查得选45号钢，调质办理，HB217～255b=650MPas=360MPa1=280MPa轴几何尺寸的设计计算依照扭转强度初步设计轴的最小直径33从动轴d2=cP2=115D2=32mmn2考虑键槽d2×采用标准直径d2=32mm轴的结构设计依照轴上部件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。轴的强度校核从动轴的强度校核圆周力Ft=2000T2=2000×d2径向力Fr=Ft×tan20°由于为直齿轮，轴向力Fa=0作从动轴受力简图：（如图3所示）14从动轴RARBFtFrRHARHBFt水平面弯矩RvARvBFt垂直面弯矩合力弯矩扭矩危险截面当量弯矩从动轴受力简图15计算及说明结果L=110mmRHA=RHBFt×(N)MHCRHA×110×(Nm)RVA=RVB=0.5Fr×(Nm)MVCRVA×110×(Nm)转矩(Nm)校核MC=MHC2MVC2=51.7222(Nm)Me=MC2aT220.6158.8722(Nm)由图表查得，1b=55MPa3d≥10M

3e=10118.42=29.21(mm)1b0.1*55考虑键槽d=29.21mm<45mm则强度足够第六章轴承、键和联轴器的选择轴承的选择及校核考虑轴受力较小且主若是径向力，应采用单列深沟球轴承主动轴承依照轴颈值查《机械部件设计手册》选择62072个（GB/T276-1993）从动轴承62092个从动轴（GB/T276-1993）承2个寿命计划：计算及说明结果16两轴承受纯径向载荷P=FrX=1Y=0从动轴轴承寿命：深沟球轴承6209，基本额定功负荷Crft=1=3L10h=106ftCr10625.6110003==1088120160n2P60预期寿命为：8年，两班制L=8×300×16=38400<L10h轴承寿命合格键的选择计算及校核（一）从动轴外伸端d=42，考虑键在轴中部安装应选键10×40GB/T1096—2003，b=16，L=50，h=10，选45号钢，其许用挤压力p=100MPa从动轴外伸端Ft4000TI4000键10×p====82.75<p40h`lhld83032GB/1096—2003则强度足够，合格（二）与齿轮联接处d=50mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方向母线上，选键14×52GB/T1096—2003，b=10mm，L=45mm，h=8mm，选45号钢，其许用挤压应力与齿轮联接处p=100MPa键14×52GB/T109Ft=4000TI=40006—2003p=`lhld835=45.392<ph50则强度足够，合格计算及说明结果17联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特别要求，考虑拆装方便及经济问题，采用弹性套柱联轴器TC=9550KPII=9550×nII采用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩Tn=250，采用TL8TC<Tn。采用Y型轴孔，型键轴孔直径～，选，型弹性Ad=3240d=35套住联轴孔长度L=82轴器TL8型弹性套住联轴器相关参数许用外键公称转速轴孔轴孔径轴孔槽型号转矩n/直径长度资料D/m种类类T/(N·m)1d/mmL/mm（r·m型minTL625033003582160HT20A型Y型0第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装置图7.1润滑的选择确定7.1.1润滑方式1.齿轮＜＜12m/s应用喷油润滑，但考虑成齿轮浸油本及需要，采用浸油润滑润滑2.轴承采用润滑脂润滑轴承脂7.1.2润滑油牌号及用量润滑计算及说明结果181.齿轮润滑采用150号机械油，最低～最高油面距10～20mm，齿轮用150号机械油需油量为1.5L左右2.轴承润滑采用2L—3型润滑脂，用油量为轴承间轴承用2L—3型隙的1/3～1/2为宜润滑脂7.2密封形式1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封采用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3.轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外面轴的外伸端与透盖的缝隙，由于V<3（m/s），应采用半粗羊毛毡加以密封4.轴承凑近机体内壁处用挡油环加以密封，防范润滑油进入轴承内部7.3减速器附件的选择确定列表说明以下：计算及说明结果19名称功用数量资料规格螺栓安装端盖12Q235M6×16GB5782—1986螺栓安装端盖24Q235M8×25GB5782—1986销定位235A6×40GB117—1986垫圈调整安装365Mn10GB93—1987螺母安装3A3M10GB6170—1986油标尺测量油1组合件面高度通气器透气1A37.4箱体主要结构尺寸计算箱座壁厚=10mm箱座凸缘厚度b=1.5,=15mm箱盖厚度1=8mm箱盖凸缘厚度b1=1.5,1=12mm箱底座凸缘厚度b2=2.5,=25mm,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=20mm齿轮轴端面与内机壁距离l1=18mm大齿轮顶与内机壁距离1=12mm小齿端面到内机壁距离2=15mm上下机体筋板厚度m1=6.8mm,m2主动轴承端盖外径D1=105mm从动轴承端盖外径D2=130mm地脚螺栓M16，数量6根第八章总结20经过本次毕业设计，使自己对所学的各门课程进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联系有了实质的领悟。同时也深深感觉自己初步掌握的知识与实质需要还有很大的距离，在今后还需要连续学习和实践。本设计由于时间紧张，在设计中必然会有好多欠缺，若想把它变成实质产品的话还需要屡次的考虑和商议。但作为一次练习，确实给我们带来了很大的收获，设计涉及到机械、电气等多方面的内容，经过设计计算、认证、画图，提高了我对机械结构设计、控制系统设计及步进电动机的采用等方面的认识和应用能力。总之，本次设计让我受益非浅，各方面的能力获取了必然的提高。参照文件1、《机械设计课程设计》，孙岩等主编，北京理工大学初版社。2、《机械设计课程设计》，银金光等主编，中国林业初版社；北京希望电子初版社。3、《机械制图》教材4、《机械设计基础》教材5、《工程力学》教材6、其他机械类专业课程教材21浙江农林大学天目学院机械设计课程设计设计说明书课题名称一级圆柱齿轮减速器专业姓名学号指导老师学期目录22一课题题目及主要技术参数说明课题题目主要技术参数说明传动系统工作条件传动系统方案的选择二减速器结构选择及相关性能参数计算减速器结构电动机选择传动比分配动力运动参数计算三V带传动设计3.1确定计算功率3.2确定V带型号3.3确定带轮直径3.4确定带长及中心距3.5验算包角3.6确定V带根数Z确定粗拉力F03.8计算带轮轴所受压力Q四齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)齿轮资料和热办理的选择齿轮几何尺寸的设计计算依照接触强度初步设计齿轮主要尺寸23齿轮波折强度校核齿轮几何尺寸确实定齿轮的结构设计五轴的设计计算(从动轴)轴的资料和热办理的选择轴几何尺寸的设计计算依照扭转强度初步设计轴的最小直径轴的结构设计轴的强度校核六轴承、键和联轴器的选择轴承的选择及校核键的选择计算及校核联轴器的选择七减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算润滑的选择确定密封的选择确定7.3减速器附件的选择确定7.4箱体主要结构尺寸计算参照文件第一章课题题目及主要技术参数说明1.1课题题目24带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及带传动。主要技术参数说明输送带的最大有效拉力F=2KN，输送带的工作速度V=0.9m/s，输送机滚筒直径D=300mm。传动系统工作条件带式输动机工作时有略微震动，经常满载。空载起订，单向运转，单班制工作（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为5年(每年按300天计算)三相交流电源的电压为380/220V。传动系统方案的选择图1带式输送机传动系统简图25第二章减速器结构选择及相关性能参数计算减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。电动机选择（一）工作机的功率PwPw=FV/1000=2000×（二）总效率总3总=带齿轮联轴器滚筒轴承=0.96×0.98×0.99×0.96×0.99×0.99×（三）所需电动机功率PdPdPw/总1.8/0.86862.073(KW)查《机械部件设计手册》得Ped=3kw电动机采用Y2-132S-8n满=705r/min传动比分配工作机的转速n=60×1000v/（D）=60×1000××300)i总n满取i带3则i齿i总/i带计算及说明

电动机采用：Y2-132S-8i带3i齿结果26动力运动参数计算（一）转速nn0=n满=705（r/min）nI=n0/i带=n满/i带=705/3=235（r/min）nII=nI/i齿（r/min）nIII=nII（r/min）（四）功率PP0Pd2.073(kw)P1P0带1.990(kw)P2P1齿轮轴承1.931(kw)P3P2联轴器轴承1.893(kw)（五）转矩TT09550P0/n09550=13.942(N﹒m)T1T0带i带340.153(Nm)T2T1齿轮轴承i齿=161.182(N﹒m)T3T2联轴器轴承i齿带1=157.974(N﹒m)计算及说明结果27将上述数据列表以下：轴号功率NT/P/kW-1)(N﹒m)i070531235231第三章V带传动设计3.1确定计算功率查表得，则PCPC=KAP=1.×3.2确定V带型号采用B型依照任务书得要求，选择一般V带。一般V带依照及n1=235r/min，查图确定采用B型一般V带。3.3确定带轮直径（1）确定小带轮基准直径dd1=140mm依照图介绍，小带轮采用直径范围为112—140mm，选择dd1=140mm。v（2）验算带速=m/s,带速合v=dd1n1=140705=5.17m/s适601000600005m/s＜v＜25m/s,带速合适。（3）计算大带轮直径dd2=idd1（1-ε）=3×140×（1-0.02）=411.6mmdd2=411.依照GB/T13575.1-9规定，采用dd2=400mm283.4确定带长及中心距（1）初取中心距a00.7dd1dd2a02dd1dd2得378≤a0≤1080，依照整体布局，取ao=800mm确定带长Ld：依照几何关系计算带长得dd1dd22Ldo2a0dd1dd24a02=2800140140400240024800依照标准手册，取Ld。=2500mm(3)计算实质中心距aa0Ld-Ld02=80023.5.验算包角1180dd2dd13°＞120°，包角合适。3.6.确定V带根数ZZ≥(PPcP)KKL00依照d=140mm及n=705r/min，查表得P0=1.64KW,0d11中心距包角α°包角合适161.73Kα=1.25(15180)KL

6mm取ao=800mm取Ld=2500mm中心距amm包角α°包角合适29则Z≥=1.737，取Z=23.7.确定粗拉力F00Pc(1)qv2F=500vZK查表得㎏/m,则F0=50035(23.8.计算带轮轴所受压力QQ=2ZF0sin1=2×2×98.26×sin161.73=388N22第四章齿轮的设计计算齿轮资料和热办理的选择30小齿轮采用45号钢，调质办理，HB＝236大齿轮采用45号钢，正火办理，HB＝190齿轮几何尺寸的设计计算依照接触强度初步设计齿轮主要尺寸由《机械部件设计手册》查得Hlim1580MPa,Hlim2530MPa,S=1HlimFlim1215MPa,Flim2200MPa,SFlim1n1/n2由《机械部件设计手册》查得ZN1=ZN2=1YN1=YN2由Hlim1ZN15801H11580MPaSHlimHlim2ZN25301H21530MPaSHlim计算及说明结果31Flim1YN1215F11244MPaSFlimFlim2YN2200F21204MPaSFlim（一）小齿轮的转矩TIT9550P/n95501.990/23580.870(Nm)111（八）选载荷系数K由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称部署。查《机械原理与机械部件》教材中表得，取K＝（九）计算尺数比（十）选择齿宽系数d依照齿轮为软齿轮在两轴承间为对称部署。查《机械原理与机械部件》教材中表得，取d＝1（十一）计算小齿轮分度圆直径d1计算及说明结果3231)3KTI(u1.190.153(4.0991)d1≥766d[H2]2u=76615302=47.103(mm)（十二）确定齿轮模数mad1147.10314.099120.089mm22～～0.02)×取m=2（十三）确定齿轮的齿数Z1和z2Z1d1取Z1=24m2Z2Z14.0992498.376取Z2=100=24Z1Z2=100（八）实质齿数比'Z2100Z124'齿数比相对误差<±2.5%赞同（十）计算齿轮的主要尺寸d1mZ122448(mm)d2mZ22100200(mm)d1=48mmd2=200mm计算及说明结果33中心距a1d1d2148200128mm22齿轮宽度B2dd114848(mm)B1=B2+(5～10)=53～58(mm)取B1=57(mm)（十）计算圆周转速v并选择齿轮精度vd1n1482351000600.590m/s601000依照设计要求齿轮的精度等级为7级。齿轮波折强度校核（一）由中的式子知两齿轮的许用波折应力F1244MPaF2204MPa（三）计算两齿轮齿根的波折应力由《机械部件设计手册》得YF1YF2比较YF/F的值YF1/[F1]=2.65/244=0.0109>YF2/[F2计算大齿轮齿根波折应力为

a=128mmB1=57mmB2=48mm(m/s)定为IT7计算及说明结果342000KT1YF12000F1482224B2m2Z1103.692(MPa)F1齿轮的波折强度足够齿轮几何尺寸确实定齿顶圆直径da由《机械部件设计手册》得**ha=1da1d12ha1Z12ham(2421)254(mm)da2d22ha2Z22ham(10021)2204(mm)齿距P=2×3.14=6.28(mm)齿根高hfhacm2.5(mm)齿顶高haham122(mm)齿根圆直径dfdf1d12hf48243(mm)df2d22hf2042199(mm)齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算以下：轴孔直径d=50(mm)轮毂直径D1×50=80(mm)轮毂长度LB248(mm)轮缘厚度δ0=(3～4)m=6～8(mm)取0=8轮缘内径D2=da2-2h-20=204-2××8计算及说明

强度足够da1=54mmda2=204mmmmhfha=2mmdf1=43mmdf2=199mm结果35=179(mm)取D2=180(mm)腹板厚度c=0.3B2×取c=15(mm)腹板中心孔直径D0=0.5(D1+D2)=0.5(80+180)=130(mm)腹板孔直径d0（D2-D1）（180-80）=25(mm)取d0=25(mm)齿轮倒角×2=1计算及说明结果36第五章轴的设计计算轴的资料和热办理的选择由《机械部件设计手册》中的图表查得选45号钢，调质办理，HB217～255b=650MPas=360MPa1=280MPa轴几何尺寸的设计计算依照扭转强度初步设计轴的最小直径3P13D1=25mm主动轴d1=c=1152n1235D=39mm3P23从动轴d2=c=115n2考虑键槽d1×考虑键槽d2×采用标准直径d1=25mm采用标准直径d2=39mm轴的结构设计依照轴上部件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。轴的强度校核主动轴的强度校核圆周力Ft=2000T2=2000×Nd2径向力Fr=Fttanα×tan20°N由于为直齿轮，轴向力Fa=0作主动轴受力简图：（以以下图所示）37L=98mmRHA=RHBFt×(N)MHCRHA×98×(Nm)RVA=RVB=0.5Fr×(Nm)MVCRVA×98×(Nm)转矩(Nm)38校核MC=MHC2MVC222=38.2(Nm)Me=MC2aT220.690.1532(Nm)由图表查得，1b=55MPa3d≥10M

3e=1066.22=10.64(mm)1b0.1*55考虑键槽d=10.64mm<25mm则强度足够从动轴的强度校核圆周力Ft=2000T2=2000×Nd2径向力Fr=Fttanα×tan20°N由于为直齿轮，轴向力Fa=0受力简图：（以以下图所示）39L=98mm40RHA=RHBFt×(N)MHCRHA×98×(Nm)RVA=RVB=0.5Fr×(Nm)MVCRVA×98×(Nm)转矩(Nm)校核MC=MHC2MVC222(Nm)Me=MC2aT220.6161.1822(Nm)由图表查得，1b=55MPa3d≥10M

3e=10=26.72(mm)0.1*551b考虑键槽d=26.72mm<39mm则强度足够计算及说明结果41第六章轴承、键和联轴器的选择轴承的选择及校核考虑轴受力较小且主若是径向力，应采用单列深沟球轴承主动轴承依照轴颈值查《机械部件设计手册》选择62072个（GB/T276-1993）从动轴承62092个（GB/T276-1993）寿命计划：两轴承受纯径向载荷P=FrX=1Y=0从动轴承从动轴轴承寿命：深沟球轴承6209，基本额定功负荷2个Crft=1=3L10h=106ftCr10625.6110003==108812060n2P601预期寿命为：5年，单班制L=5×300×8=12000<L10h轴承寿命合格42键的选择计算及校核（一）从动轴外伸端d=42，考虑键在轴中部安装应选键10×40GB/T1096—2003，b=16，L=50，h=10，选45号钢，其许用挤压力=100MPaFt=4000TI=4000p=`hld8=25959.5<phl30则强度足够，合格（二）与齿轮联接处d=50mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键14×52GB/T1096—2003，b=10mm，L=45mm，h=8mm，选45号钢，其许用挤压应力p=100MPa

从动轴外伸端键1040GB/1096—2003p=Ft=4000TI=4000=222510<ph`lhld835则强度足够，合格

与齿轮联接处键1452GB/T1096—2003计算及说明结果43联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特别要求，考虑拆装方便及经济问题，采用弹性套柱联轴器TC=9550KPII=9550×nII采用LT7型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩Tn=500，TC<Tn。采用Y型轴孔，A型键轴孔直径选d=40，轴孔长度L=112LT7型弹性套住联轴器相关参数

采用TL8型弹性套住联轴器许用外键公称转速轴孔轴孔径轴孔槽型号转矩n/直径长度资料D/m种类类T/(N·m)1d/mmL/mm（r·m型minLT725036004011265HT20Y型A0第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装置图7.1润滑的选择确定7.1.1润滑方式1.齿轮＜＜12m/s应用喷油润滑，但考虑成齿轮浸油本及需要，采用浸油润滑润滑2.轴承采用润滑脂润滑轴承脂润7.1.2润滑油牌号及用量滑计算及说明结果441.齿轮润滑采用150号机械油，最低～最高油面距10～20mm，齿轮用150号机械油需油量为1.5L左右2.轴承润滑采用2L—3型润滑脂，用油量为轴承间轴承用2L—3型隙的1/3～1/2为宜润滑脂7.2密封形式1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封采用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3.轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外面轴的外伸端与透盖的缝隙，由于V<3（m/s），应采用半粗羊毛毡加以密封4.轴承凑近机体内壁处用挡油环加以密封，防范润滑油进入轴承内部7.3减速器附件的选择确定列表说明以下：计算及说明结果45名称功用数量资料规格螺栓安装端盖12Q235M6×16GB5782—1986螺栓安装端盖24Q235M8×25GB5782—1986销定位235A6×40GB117—1986垫圈调整安装365Mn10GB93—1987螺母安装3A3M10GB6170—1986油标尺测量油1组合件面高度通气器透气1A37.4箱体主要结构尺寸计算箱座壁厚=10mm箱座凸缘厚度b=1.5,=15mm箱盖厚度1=8mm箱盖凸缘厚度b1=1.5,1=12mm箱底座凸缘厚度b2=2.5,=25mm,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=20mm齿轮轴端面与内机壁距离l1=18mm大齿轮顶与内机壁距离1=12mm小齿端面到内机壁距离2=15mm上下机体筋板厚度m1=6.8mm,m2主动轴承端盖外径D1=105mm从动轴承端盖外径D2=130mm地脚螺栓M16，数量6根参照文件466、《机械设计课程设计》，孙岩等主编，北京理工大学初版社。7、《机械设计课程设计》，银金光等主编，中国林业初版社；北京希望电子初版社。8、《机械制图》教材9、《机械设计》教材10、《工程力学》教材6、其他机械类专业课程教材47课程设计说明书课程名称：一级V带直齿轮减速器设计题目：带式输送机传动装置的设计院系：机械工程系学生姓名：彭亚南学号：200601030039专业班级：06汽车（2）班指导教师：苗晓鹏482009年3月1日《机械设计》课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1.设计计算说明书一份减速器装置图一张（A1）轴部件图一张（A3）齿轮部件图一张（A3）机械工程系06汽车（2）班级设计者：彭亚南指导老师：苗晓鹏完成日期：2009年3月1日成绩：_________________________________安阳工学院49课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置的设计学生姓名彭亚南所在院系机械工程系专业、年级、班06汽车（2）班设计要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用限时10年，小批量生产。赞同输送带速度误差为±５％。输送带拉力F=2.5kN；输送带速度；滚筒直径D=300mm。学生应完成的工作：1．编写设计计算说明书一份。2．减速器部件装置图一张(A0或A1)；3．绘制轴和齿轮部件图各一张。参照文件阅读：《机械设计》课程设计指导书《机械设计》图册《机械设计手册》《机械设计》工作计划：设计准备工作整体设计及传动件的设计计算装置草图及装置图的绘制部件图的绘制编写设计说明书任务下达日期：2009年2月15日任务完成日期：2009年3月1日指导教师（签字）：学生（签字）：彭亚南带式输送机传动装置的设计纲要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传达运动和动力，目前齿轮传动装置正渐渐向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动拥有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传达功率范围广（可以从仪表中齿轮渺小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，保护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮资料为40Cr（调质），硬度约为240HBS，大齿轮资料为45钢（调质），硬度约为215HBS，齿轮精度等级为8级。轴、轴承、键均采用钢质资料。要点词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器目录机械程算明1.一、程任⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1二、大纲和关⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯22.一、方案定⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3各部件、算、校核二、机⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3三、算比及分配各的比⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4四、运参数及力参数算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯6五、部件的算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯7六、的算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯10七、承的及校核算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12八、接的及校核算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13九、箱体⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14《机械设计》课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1.设计计算说明书一份减速器装置图一张（A）轴部件图一张（A）齿轮部件图一张（A）机械工程系06汽车（2）班级设计者：彭亚南指导老师：苗晓鹏完成日期：2009年3月1日成绩：_________________________________安阳工学院计算过程及计算说明一、传动方案拟订（1）工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境干净。（2）原始数据：滚筒圆周力；带速；滚筒直径D=300mm。二、电动机选择1、电动机种类的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.983×0.97×0.99×η总电机所需的工作功率：P工作=FV/（1000η总）=2500×（1000×0.83）P工作3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n滚筒n筒=60×1000V/πD=60×1000×π×300按手册P7表1介绍的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒n筒=（6~24）×吻合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。依照容量和转速，由相关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：由《机械设计手册》查得。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较合适，则选n=1000r/min。4、确定电动机型号依照以上采用的电动机种类，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y13M2-6。其主要性能：额定功率：，满载转速960r/min，三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒2、分配各级伟动比（1）据指导书P7表1，取齿轮i带=2.3（V带传动比I’1=2~4合理）（2）∵i总=i齿轮×i带∴i齿轮=i总/i带四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/2.3=417.39(r/min)nIII=nII/i齿轮=417.39/3.86=108.13(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PI=P工作×η带=5.12×PII=PI×η轴承×η齿轮=4.92×0.98×PIII=PII×η轴承×η联轴器=4.67×0.97×3、计算各轴扭矩（N·mm）T工作=9550×TI=T工作×η带×i带=50.93×2.3×0.96=112.6N·mTII=TI×i齿轮×η轴承×η齿轮

电动机型号Y132M2-6i总=8.87据手册得i齿轮=3.86i带nI=960r/minnIInIIIPIPIIPIIITI=112.6N·m×3.86×0.98×0.97=412.45N·mT=412.15N·IITIII=TII×η轴承×η联轴器m×0.97×0.99=395.67N·TIII·五、传动部件的设计计算m1.确定计算功率PC由课本表8-7得：kACA×2.选择V带的带型依照PC、n1由课本图8-10得：采用A型3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v。d1和表8-8，取小带轮的基1）初选小带轮的基准直径d由课本表8-6准直径dd1=100mm。2）验算带速v。按课本式（8-13）验算带的速度d11v=πdn/（60×1000）=π×100×1000/（60×1000）在5-30m/s范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。依照课本式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2dd2=i带·dd1=2.3×100=230mm由课本表8-8，圆整为dd2=250mm确定带长和中心矩1）依照课本式（8-20），初定中心距a0=500mm2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度Ld0≈2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/（4a0）=2××（100+250）/2+（250-100）2/（4×500）≈1561mm由课本表8-2选带的基准长度Ld=1400mmdd2=340mm按课本式（8-23）实质中心距a。取标准值a≈a+（Ld-L）/2=500+（1400-1561）/2=425mmd=355mm0d0d2验算小带轮上的包角α11=1800-（dd2-dd1）/a×0=1800-（250-100）/427×57.30=1520>900（适用）Ld=1600mm确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率pr。由dd1=100mm和n1=1000r/min依照课本表8-4a得取a0=500P0=3.4和A型带，查课本表（5-6）得△P依照n=960r/min，i带10依照课本表8-5得Ka依照课本表8-2得KL由课本P83式（5-12）得计算V带的根数z。z=PCa圆整为7根计算单根V带的初压力的最小值(F0)min由课本表8-3得A型带的单位长度质量，由式（5-18）单根V带的初拉力：(F0)min=500（2.5-Ka）PCa/zvKa+qV2=[500×（2.5-0.91）×（0.91×7×5.24）+0.1×5.242]N=147N应使带的实质初拉力F0>(F0)min。计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）minsin（α1/2）=2×7×147×sin（146°/2）=1968N2、齿轮传动的设计计算选定齿轮资料及精度等级及齿数1）机器为一般工作机器，速度不高，应采用7级精度（GB10095-88）。2）资料选择。由表课本表10-1选择小齿轮和大齿轮资料为45钢（调质）硬度为280HBS。3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=24×3.86=92.64，取93。按齿面接触疲倦强度设计由设计计算公式（10-9a）d1≥2.32(KT1(u+1)Z221/3E/φdu[σH])确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt2）计算小齿轮传达的转矩T1=9.55×106×P1/n1=95.5×106×·mm

Z=7F0=147N（Fp）min=1968N3)由课本表10-7采用齿款系数φd=11/24)由课本表10-6查得资料的弹性影响系数ZE5)由课本tu10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲倦强度极限σHlim1=600MPa；打齿轮的接触疲倦强度极限σHlim2=550MPa；6）由课本式10-13计算应力循环次数NLi齿N=60njLh=60×342.86×1×(16×300×10)Z=24L111×108Z2=77NL2=NL1/i=9.874×108/3.86=2.558×108T1=137041N·m7）由图课本10-19取接触疲倦寿命系数KHN1=0.96KHN2m8）计算清除疲倦许用应力。取无效概率为1%，安全系数[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.96×=576Mpa[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.98×=539MpaαHlimZ1=600Mpa(2)计算αHlimZ2=550Mpa1）试算小齿轮分度圆直径d，代入[σ]较小的值d1H22)1/3dd1≥2.32(KT1(u+1)ZE/φdu[σH]=2.32×[1.3×1.37×105×（3+1）×189.82/(3.86×5392)]1/38L1×102)计算圆周速度v。NL2=2.558×108v=πdd1n1/（60×1000）=3.14×71.266×（60×1000）KHN13）计算齿宽b。b=φd=1×HN2d14）计算齿宽与齿高之比b/h。模数：m=d/Z11[σ]=576Mpa齿高：×H15）计算载荷系数。[σH]2=539Mpa依照，7级精度，由课本图10-8查得动载荷系数K=1.07；v直齿轮，KHa=KFa=1：由课本表10-2查得KA=1由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称部署时，KHβ由b/h=10.67，KHβ=1.316查课本表10-13得KFβ=1.28：故载荷系数d1K=KA×KV×KHa×KFβ=1×1.07×1×按实质的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（10-10a）d1=d1t(K/Kt)1/3=71.266×(1.408/1.3)1/3计算模数m：m=dd13.按齿根波折强度设计由课本式（10-5）得波折强度的设计公式21/3m≥[2KT1YFaYSa/(φdz1σF)]（1）确定公式内的各计算数值σ=500MPa；1）由课本图10-20查得小齿轮的波折疲倦强度极限FE1大齿轮的波折疲倦强度极限σFE2=380MPa2）由课本图10-18取波折疲倦寿命系数KFN1=0.85KFN2计算波折疲倦许用应力。取波折疲倦安全系数，由课本式（10-12）得[σF]1=KFN1σFE1/S=0.85×[σF]2=KFN2σFE2/S=0.88×计算载荷系数KK=KA×KV×KFa×KFβ=1×1.07×1×取齿形系数。由课本表10-5查得YFa1=2.65YFa26）查取应力校正系数由课本表10-5查得YSa1=1.58YSa27）计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]YFa1YSa1/[σF]1=2.65×YFa2YSa2/[σF]2=2.226×

YFa1YSa1YFa2YSa2大齿轮的数值大。设计计算m≥[2×1.37×1.37×105×0.01644/(1×242)]1/3比较计算结果，由齿面接触疲倦强度计算的模数m大于齿根波折疲倦m≥2.22mm强度计算的模数m的大小重腰取决于波折强度的承载能力，而齿面接触疲倦强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）相关，可取由波折强度算得的模数2.2并就近圆整为标准值，按接触强度的的分度圆直径d1=73.187，算出小齿轮的齿数z1=d1大齿轮的齿数z2=3.86×30=116这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲倦强度，并做到结构紧凑，防范浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=30×2.5=75mmd2=z1m=116×2.5=290mm（2）计算中心距a=（d1+d2）/2=（75+290）/2=183mm（3）计算齿轮宽度b=φdd1=1×75=75mm取B2=75mm，B1=80mm六、轴的设计计算输出轴的设计计算1、两轴输出轴上的功率P、转数n和转矩TPII输=4.67×

d1=75mmd2=290mma=183mmB2=75mmB1=80mmn2=n1T2=397656N·mmPI输=4.92×0.98=4.82kwn1=417.39r/minT1=100871N·mm2、求作用在齿轮上的力d2=355mm因已知低速大齿轮的分度圆直径为Ft2=2T2/d2=2×397656/355=2011NF=Ft2tan20°=2011×0.3642=825Nr2因已知低速大齿轮的分度圆直径为d1=84mmFt1=2T1/d1=2×100871/84=2401NFt2=2011NF=Ftan20°=2401×0.3642=729NF=826Nr1t1r24、初步确定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估计轴的最小直径。采用的资料为45钢，Ft1=2401N调制办理。依照课本表15-3，取A0=112，于是得Fr1=729Nd=A（P/n1/31/3输2）=112×（）min20IIdmin1=A0（P1输/n1）1/3=112×（）1/35、联轴器的选择为了使所选输出轴的最小直径