机械设计课程设计一级减速器设计说明书

本文格式为Word版，下载可任意编辑——机械设计课程设计一级减速器设计说明书

课程设计

题目：系别：专业班级：学号：学生姓名：指导教师：时间：

设计题目：带式输送机传动装置设计

一、传动方案简图

二、已知条件：

1、带式输送机的有关原始数据：

减速器齿轮类型：斜齿圆柱齿轮；输送带工作拉力：F=4.5kN；运输带速度：v=0.82r/min；滚筒直径：D=330mm.

2、滚筒效率：η=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；3、工作状况：使用期限8年，两班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过±5%，载荷较平稳；

4、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；5、动力来源：电力，三相交流，电压380／220V。

三、设计任务：

1、传动方案的分析和拟定2、设计计算内容

1)运动参数的计算，电动机的选择；2)V带传动的设计计算；3)齿轮传动的设计计算；4)链传动的设计计算；

5)轴的设计与强度计算；6)滚动轴承的选择与校核；7)键的选择与强度校核；8)联轴器的选择。3、设计绘图：

1）减速器装配图一张（A0或A1图纸）；

2）零件工作图2张（低速级齿轮、低速轴，A2或A3图纸）；3）设计计算说明书1份（>6000字）；

四、主要参考书目

[1]李育锡.机械设计课程设计[M].北京：高等教育出版社，2023.[2]濮良贵.机械设计（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2023.[3]成大仙.机械设计手册（第5版）[M].北京：化学工业出版社，2023

目录

一、传动方案的拟定及说明4二、电机的选择41、电动机类型和结构型式42、电动机容量43、电动机额定功率Pm44、电动机的转速45、计算传动装置的总传动5三、计算传动装置的运动和动力参数51．各轴转速52.各轴输入功率为(kW)53.各轴输入转矩（N?m）5四、传动件的设计计算61、设计带传动的主要参数62、齿轮传动设计83、链传动设计12五、联轴器的设计13六、轴的设计计算121、高速轴的设计132、低速轴的设计16七、轴承的选择及计算191、高速轴轴承的选择及计算192、低速轴的轴承选取及计算20八、键连接的选择及校核201、高速轴的键连接202、低速轴键的选取20九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择201、铸件减速器机体结构尺寸计算表212、减速器附件的选择22十、润滑与密封221、润滑222、密封22十一、设计小结22十二、

2）、轴Ⅱ的转矩为T2?9550?P29550?4.434??356.56n2118.769550?P39550?4.04??812.25n347.59550?P49550?3.92??788.13n447.53）、轴Ⅲ的转矩为T3?4）、卷筒轴的转矩为T4?将各数据汇总如下表1传动参数的数据表轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ卷筒轴

功率P∕kW转矩T∕(N2m)转速n(r∕min)4.664577.344.434356.564.04812.253.92788.13576118.7647.547.5四、传动件的设计计算

1、设计带传动的主要参数

已知带传动的工作条件：两班制工作，连续单向运转，稍有波动，所需传递的额定功率p=4.91kw小带轮转速n1?1440r/m大带轮转速n2?576r/m，传动比i1?2.5。

设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（由于之前已经选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）1）、计算功率papa=KA?P?1.3?4.91kw?6.383kw

2)、选择V带型根据pa、n1由图8-10《机械设计》p157选择B型带（d1=125—140mm）3）、确定带轮的基准直径dd并验算带速v

(1)、初选小带轮的基准直径dd，由（《机械设计》p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径

dd1?125mm

（2）、验算带速vv???dd?n1160?1000???125?144060?1000m/s?9.42m/s

-6-

由于5m/s90°包角满足条件（6）.计算带的根数单根V带所能传达的功率

根据n1=1440r/min和dd1=125mm表8-4a用插值法求得p0=2.2kw

单根v带的传递功率的增量Δp0

已知B型v带，小带轮转速n1=1440r/min转动比i=

n1=dd1/dd2=2.5n2-7-

查表8-4b得Δp0=0.46kw计算v带的根数

查表8-5得包角修正系数k?=0.96,表8-2得带长修正系数kL=0.92

pr=(p0+Δp0)3k?3kL=(2.2+0.46)30.9630.92=2.35KW

Z=

pc=6.383/2.35=2.72故取3根.Pr（7）、计算单根V带的初拉力和最小值

F0min＝500*

(2.5?k?)pc+qVV=190.0N

ZVk?对于新安装的V带,初拉力为:1.5F0min=285N对于运转后的V带,初拉力为:1.3F0min=247N（8）．计算带传动的压轴力FP

FP=2ZF0sin(?1/2)=754N

（9）.带轮的设计结构A.带轮的材料为:HT200

B.V带轮的结构形式为:腹板式.C．结构图（略）

2、齿轮传动设计

1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数

(1)、按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

(2)、带式机为一般工作机器，速度不高，应选用7级精度（GB10095—88）。(3)、材料选择。由表10-1选择小齿轮材料40Cr（调质），硬度280—320HBS,大齿轮材料为45（调质），硬度为250—290HBS。二者硬度差为40HBS左右。

(4)、选小齿轮齿数z1?24，齿轮传动比为i2=4.85，则大齿轮齿数

z2?4.85?24?116.4,，取z2?116。

2）、按齿面接触疲乏强度设计，初步选定β＝15°。

由设计计算公式进行计算，即3）、确定公式内的各计算数值(1)、试选载荷系数

进行计算。

Kt?1.3

（2）、选取区域系数Zh=2.425

（3）、由图10-26查得??1?0.76,??2?0.84,则?????1???2?1.60

-8-

(4)、计算小齿轮传递的转矩。

T1?77.34N?m

(5)、由表10-7选取齿宽系数?d?1。(6)、由表10-6

1差得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa2

Pa；大齿轮的接触疲乏(7)、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲乏强度极限σHlim1=650M强度极限?Hlim2?580MPa。4）、计算应力循环次数。

N1?60nijLh?60?576?1?(2?8?300?8)?1.327?109

N11.327?10N2???2.74?108

4.854.85(1)、由图10-19取接触疲乏寿命系数KHN1?0.93,KHN2?1.01。(2)、计算接触疲乏许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1,则KHN1?lim1?0.93?650?605MPaSKHN2σlim2[?H]2??1.03?580?585.5MPaS[?H]1?95）、计算

(1)、试算小齿轮分度圆直径代人[σH]中较小的值。

d1t>=45.4mm

(2)、计算圆周速度

v??d1tn160?1000???45.4?57660?1000?1.37m/s

6）、计算齿宽。

b??d?d1t?1?45.4?45.4mm

7）、计算齿宽与齿高之比。模数mt?d1t45.4??1.89mmz124齿高h?2.25mt?2.25?1.89?4.2525mm

-9-

齿高比计算纵向重合度??

b45.4??10.68h4.2525??=0.318φdz1tanβ=2.05

8）、计算载荷系数。

根据v?1.37m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV?1.04;斜齿轮，KHα=KFα=1.2。

由表10-2查得使用系数KA?1。

由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KHβ?1.314。由

b?10.5，KHβ?1.422查图10-13得KF??1.32，故载荷系数hK?KAKVKH?KH??1?1.04?1.2?1.314?1.64

9）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

d1?d1t3K1.64?45.43?49.06mmKt1.310）、计算模数m。d49.06m?1??2.045mm

z12411）、按齿根弯曲疲乏校核公式对小齿轮进行设计。

mn1?322KTYcos?YF1Ysa11??a??z12??F1?12)、确定公式内的各计算值：

(1)、由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲乏强度极限σFE1?550MPa，大齿轮的弯曲疲乏极限

σFE2?390MPa。

(2)、由图10-18取弯曲疲乏寿命系数KFN1?0.91，KFN2?0.95。13)、计算弯曲疲乏许用应力。

取弯曲疲乏许用安全系数S=1.4，则KFN3σFE30.91?550??357.5MPaS1.4KFN4σFE40.95?390[σF]2???264.6MPaS1.4[σF]1?14）、计算载荷系数K。

-10-

15)、根据纵向重合度

??=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数

Y??0.85

16）、查取齿形系数。

由表10-5查得YFa1?2.6;5YFa2?2.17。717）、查取应力校正系数。

YSa2?1.79。3由表10-5查得YSa1?1.5;818）、计算大、小齿轮的

YFaYSa并加以比较。[σ]YFa1YSa12.69?1.58??0.011712[σF]1357.5YFa2YSa22.177?1.793??0.014752[σF]2264.6大齿轮的数值大。18）、设计计算

32?2?1.65?77.34?10?0.85?cos15mn1?3?0.014752?1.4821?1.6?24对比计算结果，由齿面接触疲乏强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲乏强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲乏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）有关，可取弯曲疲乏强度算得的模数1.48mm，并就

近圆整为标准值为m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1?49.06mm，算出小齿轮齿数

z1?d1?cos?49.06?cos15???23.69，取z1?24mn2z2?4.85?24?116.4，取z2?116（1）、计算中心距a1?mn(z1?z2)2?(24?116)??145mm?2cos?2?cos15取a1=145mm（2）、确定螺旋角

mn(z1?z2)2a

2?(24?116)?arccos?15.1?2?145?1?arccos（3）、计算大小齿轮分度圆直径:

Z1mn?50mm

cos15.1?Zmd2=2n??240mm

cos15.1d1=

-11-

（4）、确定齿宽b2??ad1?1?50?50mm取B2?55mm，B1?50mm

3、链传动设计

1）、选择链轮齿数

取小链轮齿数z1=30,大链轮的齿数为z2=i?z2=2.5?30=75。2）、根据链的布置形式，分别由1个单排链构成。

3）、确定计算功率

由文献表9-6查得KA?1.0，由文献图9-13查得KZ?0.82，单排链。

P2??4.434KW

则单排链的计算功率为Pca?KAKZP2?1.0?0.82?4.434KW?3.636KW4）、选择链条型号和节距

根据Pca?3.636KW及n2?118.76r9-1，链条节距为P?15.875mm5)、计算链条数和中心距

初选中心距a0?(30~50)P?(30~50)?15.875mm?476.25~793.75mm取a0?700mm

相应的链长节数为LP0?2条节数LP?140节。

6)、计算链速v，确定润滑方式

min，由文献图9-11选择10A。由文献表

a0Z1?Z2ZZP70030?30??(21)2?2???140.7取链p22?a015.8752v?nz1P118.76?30?15.875m??0.97m

ss600?1000600?1000由v?0.97m和链号10A，由文献图9-14可知采用滴油润滑。

s7)、计算压轴力FP有效圆周力为Fe?1000P3.636?1000?N?3748NV0.97链轮水平布置时的压轴力系数KFP?1.15，则压轴力为

FP?KFPFe?1.15?3748N?4310N

-12-

五、联轴器的设计

联轴器的计算转矩Tca?KaT3，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取ka?1.3，则

Tca?KaT3?1.3?812250?1055925Nmm.

依照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用TL10型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000N.m。半联轴器的孔径d=65mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴协同的毂孔长度

L1?107mm

六、轴的设计计算与校核

选取轴的材料为45钢调质，查表15-1得许用应力为[?-1]?60MPa。为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。高速级齿轮上的作用力为

Ft?2T12?77340??3094Nd150tan?ntan20?Fr?Ft?3094??1166N

cos?cos15.1?Fa?Fttan??3094?tan15.1??835N1、高速轴的设计与校核

(1)、初步确定轴的最小直径。

按公式dmin?A03取A01?110。则

P初步计算轴的最小直径。轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，ndmin1?A013P14.6645?110?3?22mmn1576-13-

又由于高速轴Ⅰ有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的减弱。故轴应相应地增大10%-15%。现将轴增大10%。则增大后的最小轴径d?min1?20?(1?0.1)?24.3mm，取为25mm。(2)、轴上各段直径的初步确定。A段:d1=25由最小直径算出。

B段：d2=32，根据毡圈油封标准。

C段：d3=35，与轴承（圆锥滚子轴承30207）协同，取轴承内径35mm。D段：d4=40，设计非定位轴肩高度h=2.5mm，高速轴内径40.E段：d5=50，高速轴齿轮分度圆直径50.F段：d6=40，设计定位轴肩高度h=2.5mm。

G段：d7=35，与轴承（圆锥滚子轴承30207）协同。(3)、轴上各段所对应的长度。A段长度为L1?50mm；B段长度为L2?58mm；C段长度为L3?17mm；D段长度为L4?8mm；E段长度为L5?55mm；F段长度为L6?8mm；G段长度为L7?17mm。

(4)、各轴段的倒角设计按表15-2（零件倒角C与圆角半径R的推荐值）进行设计。（5）按弯扭合成强度校核轴径

画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图

-14-

①作水平面内的弯矩图。支点反力为

FHA?FHB?Ft3094??1547N221-1截面处和2-2截面处的弯矩

MH1?1547?50N.mm?77350N.mmMH2?1547?26N.mm?40222N.mm②作垂直平面内的弯矩图，支点反力

FVA?FrFa*d?1166835?54???????357.55N22l200??2FVB?Fr?FVA?1161??357.55??803.45N

1-1截面左侧弯矩为

MV1左?FVA?l?357.55?50?17877.5N.mm2l?803.45?50?40175.5N.mm21-1截面右侧弯矩为

MV1右?FVB?2-2截面处的弯矩为

MV2?FVB?32?803.45?32?25710.4N.mm

③作合成弯矩图

M?M2H?M2V

1-1截面

-15-

M1左?M2V1左?M2H1?(?17877.5)2?(77350)2?63056N.mmM1右?M2-2截面

2V1右

?M2H1?(40175.5)?(77350)?87012N.mm22M2?M2V2?MH2?(25710)2?(40222)2?45246N.mm

④作转矩图T=77.34N.mm⑤求当量弯矩

因减速器单向运转,修正系数?为0.6

Me1?MMe2?M21右2?(?T)2?(87012)2?(0.6?77340)2?92268N.mm

222?(?T)?(45246)?(0.6?77340)?82023N.mm2⑥确定危险截面及校核强度

截面1-1、2-2所受的转矩一致，但弯矩Me1?Me2，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危险截面。但由于d4?d3也应当对截面2-2校核1-1截面

?e1?Me19226892268???14MPa33W0.1?d40.1?402-2截面

?e2?Me28202382023???10MPaW0.1?d330.1?353由表15-1得许用弯曲应力???1??60MPa，满足?e????1?条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。

2、低速轴的设计

2T2?356560Ft?2??2971Nd2240tan?ntan20?Fr?Ft?2971??1120N?cos?cos15.1Fa?Fttan??2971?tan15.1??802N1)、初步确定轴的最小直径。按公式dmin?A03P初步计算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取nA02?110。则

-16-

dmin2?A023P24.434?110?3?36mmn2118.76又由于低速轴Ⅰ有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的减弱。故轴应相应地增大

10%-15%。现将轴增大10%。则增大后的最小轴径为

d?min2?36?(1?0.1)?39.6mm，圆整为40mm。

低速轴的轮廓图如上所示。2)、轴上各段直径的初步确定。

A段：d1=40mm，与弹性柱销联轴器协同B段：d2=43mm，设定轴肩高h=1.5mm。C段：d3=45,与轴承协同。

D段：d4=50mm，设定非轴肩高度为2.5mm。E段：d5=55mm，设定轴肩高为2.5mm。F段：d6=45mm,与轴承协同。3)、轴上各段所对应的长度。A段长度为L1?68mm；B段长度为L2?61mm；C段长度为L3?30mm；D段长度为L4?48mm；E段长度为L5?10mm；F段长度为L6?17mm；

4)、各轴段的倒角设计按表15-2（零件倒角C与圆角半径R的推荐值）进行设计。5）按弯扭合成强度校核轴径

画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图

-17-

①作水平面内的弯矩图。支点反力为

FHA?FHB?Ft22971??1485.5N221-1截面处和2-2截面处的弯矩

MH1?1485.5?47N.mm?69818.5N.mmMH2?1485.5?32N.mm?47536N.mm②作垂直平面内的弯矩图，支点反力

FVA?FrFa*d?1120802?150.2????????19.58N22l22?94??FVB?Fr?FVA?1120???19.58??1140N

1-1截面左侧弯矩为

MV1左?FVA?l??19.58?47??920N.mm22-2截面处的弯矩为

MV2?FVB?32?456.58?32?14610N.mm

③作合成弯矩图

M?M2H?M2V

1-1截面

M1左?M2V1左?M2H1?(?920)2?(27354)2?27369N.mmM1右?M2-2截面

-18-

2V1右?M2H1?(21459)?(27354)?34767N.mm22

M2?M2V2?MH2?(14610)2?(18624)2?23670N.mm

④作转矩图T=87420N.mm⑤求当量弯矩

因减速器单向运转,修正系数?为0.6

Me1?MMe2?M21右22?(?T)2?(34767)2?(0.6?356560)2?376526N.mm

?(?T)2?(23670)2?(0.6?356560)2?362548N.mm

⑥确定危险截面及校核强度

截面1-1、2-2所受的转矩一致，但弯矩Me1?Me2，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危险截面。但由于d4?d3也应当对截面2-2校核1-1截面

?e1?Me1376526376526???14MPaW0.1?d430.1?4032-2截面

?e2?Me2362548362548???10MPa33W0.1?d30.1?35由表15-1得许用弯曲应力???1??60MPa，满足?e????1?条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。

七、轴承的选择及计算

1、高速轴轴承的选择及计算

1）、高速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30207型Cr=31.5kN

2）、计算轴承的径向载荷A处轴承径向力Fr1?C处轴承径向力Fr2?FNH12?FNV12?22532?20902?3073NFNH22?FNV22?13292?20892?3159N

所以在C处轴承易受破坏。3）、轴承的校验

(1)、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故P?fp?Fr2,查表13-6得载荷系数fp?1.2。

P?1.2?3159?3791N

(2)轴承的预计使用寿命为8年，即预计使用计算寿命L?h?16?300?8?38400h

-19-

轴承应有的基本额定动载荷值C?P?60nL?h106,其中??3，则

C?3791?360?576?38400?20570N?20.57kN?Cr

106(3)、验算30207轴承的寿命

106Cr3106315003Lh?()??()?60268.7h?48000h

60nP60?5763791综上所得30207轴承符合设计要求。

2、低速轴的轴承选取及计算

1）、低速轴的轴承选取圆锥滚子轴承30209型，Cr=31.5kN。2）、计