单级圆柱减速器设计说明书

1、广东工业大学华立学院课程设计（论文）课程名称机械设计基础课程设计题目名称带式运输机传动装置学生学部（系）机电与信息工程学部专业班级12 机械1班学 号 5112030112010138学生姓名许建强指导教师黄惠麟2014年12月26日广东工业大学华立学院课程设计（论文）任务书题目名称带式运输机单级直齿圆柱齿轮减速器设计学生学部（系）机电与信息工程学部专业班级12机械1班姓名许建强学号38一、课程设计（论文）的内容1传动装置及电动机的选择2、传动装置的总体设计3、传动件的设计与计算、润滑和密封二、课程设计（论文）的要求与数据1工作条件：连续单向运转，载荷变化不大，空载启动，工作机效率为0.95

2、;工作时间为10年，每年按300天，两班制工作（每班8小时）；运输带的速度允许误差 为土 5%2、原始数据：运输带工作拉力 F=3800 N ;运输带速度v=1.6 m/s ;滚筒直径 D =320mm三、课程设计（论文）应完成的工作1、 设计带式运输机的单级圆柱齿轮减速器装配图1张。2、绘制输出轴、大齿轮的零件图各1张。3、编写设计说明书1份。四、课程设计（论文）进程安排序号设计（论文）各阶段内容地点起止日期1明确任务，分析传动简图1-5012014.11.14 2014.11.152课程设计原始数据的确定图书馆2014.11.17 2014.11.183传动方案的拟定、电动机的选择图书馆2

3、014.11.19 2014.11.204传动系统的总体设计图书馆2014.11.21 2014.11.235传动零件的设计计算图书馆2014.11.24 2014.11.266减速器装配图设计图书馆2014.11.27 2014.11.307零件工作图设计图书馆2014.12.1 2014.12.48整理和编写设计计算说明书图书馆2014.12.6 2014.12.10五、应收集的资料及主要参考文献1 .陈立德.机械设计基础课程设计高等教育出版社.20042 .孙德志，张伟华.机械设计基础课程设计.北京：冶金工业出版社.19973 .胡家秀.机械设计基础.机械工业出版社.20074 .杨可桢

4、,程光蕴，李仲生.机械设计基础.高等教育出版社.2006.陈良玉、机械设计基础.沈阳：东北大学出版社.20006 .常新中.机械设计.化学工业出版社.20077 .裘文言,张继祖.机械制图.高等教育出版社.2006发出任务书日期：2014年11月14日指导教师签名：计划完成日期：2014 年12月26日教学单位责任人签章:摘要此课程设计是设计单级圆柱齿轮减速器，通过对减速器的简单了解，开始学习设计 齿轮减速器，尝试经过设计减速器增强感性认知能力及对社会的适应能力，及进一步巩 固已学的理论知识，提高发现问题、解决问题、把理论和实践结合在一起的综合能力。 机械课程设计基础课程设计是机械设计基础课程

5、的重要实践性环节，是学生在校期间第一次较全面的设计能力训练，在实践学生总体培养目标中占有重要地位。减速器作为一 种传动装置广泛用于各种机械产品和装置中，对如今工业制造业发展发挥不可估量的作 用。因此，设计出精良的齿轮减速器对提高生产力、提高经济效益都是很大帮助的。而 目前在单级传动齿轮减速器的设计方面，还是没有创造性的突破，所以设计出更精良的 减速器，提高其承载能力，延长使用寿命，减小其体积和质量等都是非常有意义的。关键词：传动装置、齿轮减速器、效益目录1. 传动装置 11.1 皮带运输机的功用 11.2 传动方案分析比较 12. 电动机的选择 22.1 选择电动机的类型 22.2 选择电动机

6、功率 22.3 电动机转速的确定 23. 传动比的计算及分配 33.1 总传动比 33.2 分配传动比 33.3 传动装置运动及动力参数的计算 34. 传动件的设计与计算 44.1减速器外传动件的设计 44.2. 减速器内传动的设计计算 64.3齿轮上作用力的计算 95. 轴的设计与计算 105.1. 高速轴的设计与计算 105.2低速轴的设计与计算 156. 润滑和密封 196.1润滑方式 196.2润滑油选用及用量 196.3密封形式 197. 参考文献 201 .传动装置机器通常由原动机（电动机、内燃机等）、传动装置和工作机三部分组成。根据工作机的要求，传动装置将原动机的动力和运动传递给

7、工作机。实践表明，传动装置设计得是否合理，对整部机器的性能、成本以及整体尺寸都有很大影响。因此，合理地设计传动装置是整部机器设计工作中的重要一环，而合理地拟定传动方案又是保证传动装置设计质量的基础。1.1皮带运输机的功用皮带运输机是工作机的一种，通过皮带的转动将皮带上的货物传送到指定的方位。 达到将原动机的动力转化为工作所需的效果。1.2 传动方案分析比较图1单级圆柱减速器装置简图1- 电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-输送带6-带轮2. 电动机的选择2.1 选择电动机的类型根据用途选用丫系列三相异步电动机。2.2 选择电动机功率2.2.1输送带所需功率的计算I Fv 3800U6=6.

8、4kwPw 二二1000 口 1000X0.952.2.2电动机的额定功率由书减速器设计实例精简表 2-1查得V带传动效率带二0.96，一对轴承的传动效率 轴承=0.99,直齿圆柱齿轮传动效率直齿=0.97,联轴器效率 联二0.99则总效率：总二V带轴承直齿联电动机所需工作功率：P0 丄6.47.083kW总 0.96 0.992 0.97 0.99由减速器设计实例精简表 8-2可取电动机的额定功率Ped = 7.5kw。2.3 电动机转速的确定2.3.1输送带带轮的工作转速1000疋 60 v 1000汉 60S.6“/n95r/m innd320 汎2.3.2电动机的转速范围由书减速器设计

9、实例精简表 2-2查得V带传动传动比iV带二24，单级圆柱齿轮减速器 i 齿=36，则 i 总=（2 4） （36）6 24那么电动机转速范围为：n0 =nwi总二95 （ 6 24）570 2280 r/min由书减速器设计实例精简表 8-2查得符合这一要求的电动机同步转速有1500r/min和1000r/min等多种。从成本及结构尺寸考虑，选用同步转速为1000r/min的电动机进行计算，其满载为nm =970r/mi n,型号为Y160M-63. 传动比的计算及分配3.1总传动比nmnw97095= 10.21953.2 分配传动比根据传动比范围，取V带传动的传动比iV带= 2,，则减速

10、器传动比i2二空二5.105ii3.3传动装置运动及动力参数的计算3.3.1各条轴的转速no970n0 二 nm = 970r / min ; “485r/mini12rhn2- =485/5.105 =95r/min ； nw 二 n2=95r/mini23.3.2各轴功率R = P。v带-7.038 0.96 =6.8kw ；P2 = Rm轴承齿=6.8 汇 0.99 汉 0.97 = 6.53kwPv = P?轴承联二 6.53 0.99 0.99 = 6.40kw3.3.4各轴的转矩p7 038T0 =9550=955069.73N *m ；n0970T1 =9550 旦=9550 空

11、 133.90N *m ； n1485T2 =9550旦=9550 653 =656.44N *m ； 匕95TW -9550-Pwnw-95506.40= 643.37N *m4传动件的设计与计算4.1减速器外传动件的设计4.1.1确定设计功率由减速器设计实例精简表 8-6查得工作情况系统Ka =1.1,则巳二 KaP0 =1.1 7.083 = 7.79kw4.1.2选择带型根据n。=970r/min，pd = 7.79kw ;查减速器设计实例精简图8-2，选择B型V带。4.1.3确定带的基准直径查减速器设计实例精简图8-2得小带轮直径dd1 =125 140mm，因传动比不大，dd1可取

12、大值而不会使d2过大，现取dd 140mm，则大带轮直径rhdd 2-dd1 二/朗=2 140 = 280mm4.1.4验算带的速度denn140_970 = 7.11m/s,带速在530m/s范围内，带速符合要求。60 1000 60 10004.1.5确定中心距和V带长度根 据0.7仏1 dd2)”： a ”： 2(dd1 dd2)， 初步 确定中 心距， 即0.7汇(140 +280) =294mm ca 2叫140+280)mm =840 为使结构紧凑，取 a = 400mm，2V 带的计算基础长度为Ld =2a-(dd1 dd2)(dd2dd1)24a2n(280 140)=2 4

13、00 (140 280)1471.98mm24 汉 400查减速器设计实例精简P60表8-8得B型V带选用L 1600mm，贝U中心距为= 4001600 一1471*98=461.01mm4.1.6计算小轮包角宀=180 一 ddi 42 57.3 胡80 _280-140 573 =162.6 _ 120，合适(式中 57.3 a461.01为将弧度转化为角度的常数)4.1.7确定V带根数V带的根数可用右式计算Pd z =(P0 + P0 )(kL查减速器设计实例精简表8-9得单根V带所能传递的功率P0 1.27kw Po =kbno(1 -1/ki)得查表8-10 得 K=1.9875

14、X 10-3,由表 8-11 查得 ki = 1.137 ,则有：Po =1.9875 0.001 970 (1 -1/1.137)kw = 0.232kw ,机械设计基础表 13-6 得厶P。=0.3kw ;由1 =169.04 ,查减速器设计实例精简表8-8与8-12分别得k 0.92Pd(P0P0)k：.kL与 =0.96，则带的根数为5.872 , 取 6 根。(1.27 0.232) 0.96 0.92 4.1.8计算初拉力查减速器设计实例精简表 8-13得B型V带m=0.17kg/m则初拉力 F500Pd(空 一1) mv带=500 7.79( 2.5-0.96 厂 0.17 7.

15、11156.3Nzv带心6 汉 7.040.964.1.9计算作用在轴上的压力1162.6F2zF0sinJ=2 6 156.3 sin1854.02NQ 0 2 24.1.10带轮结构设计小带轮结构：小带轮采用实心式，查减速器实例精简表8-14得电动机的轴径D=42mm,y由表8-15 得 e =190.4mm； fmin = 11.5mm，取 f = 12mm。轮毂宽：L1 =(1.5 2)D0 =(1.5 2) 42 = 63 84mm，取 L70mm轮缘宽：B =(z-1)e 2f =(6-1) 19 2 12=119mm大带轮结构：大带轮采用孔板式结构，轮缘宽可与小带相同，轮毂宽可与

16、高速轴的结构设计同步 设计进行。4.2. 减速器内传动的设计计算4.2.1选择材料、热处理方式与公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢。为制造方便采用软齿面，小齿轮调至处理，大齿轮正货处理，两个都选用8级精度。查减速器设计实例精简表8-17得小齿轮齿面硬度为217255HBW,取硬度值为250HBW进行计算，大齿轮 齿面硬度为162217HBW,取硬度值为200HBW4.2.2初步计算传动的主要尺寸因为是软吃面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有2KT1u 1(ZeZhZ；小齿轮传递转矩：耳=133900 N *mm载荷系数:查机械设计基础表11-3得载荷系数Kt

17、 =1.4齿宽系数:查减速器设计实例精简表8-18得齿宽系数d = 1弹性系数:查减速器设计实例精简表8-19得弹性系数ZE =189.8. Mpa节点区域系数:对于标准直齿轮，节点区域系数 Zh= 2.5齿数比:确定齿轮齿数:初选小齿轮的齿数乙-29，则乙-uZ 5.105 29=148.63，取u 二)2 二 5.105Z2 -149重合度：端面重合度用以下公式计算. 1.88 - 3.2(乙乙1 1)cos1 1n2(29 為 cos05轴向重合度用以下公式计算J =0.318Z1ta n：?=：0.318 1 30 tan 90 =0，查减速器设计实例精简图8-3得重合度系数Z .二0

18、.875许用接触应力：公式为！L二ZHLim查减速器设计实例精简图8-4的e、a得接触Sh疲劳极限应力二HLim1 =570Mpa、二HLim2400Mpa。小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别用以下公式计算M = 6OnaLh = 60 485 1 2 8 300 10 =*二雹严273614104 ,查减速器设计实例精简图8-5得寿命系数Zni =1.0, Zn2 =1.0；查表 8-20 取安全系数 Sh =1.0 则ZN1；- HLim1Sh1.0 5701.0=570Mpa, - H2ZN 2；- HLim 2 匸0400Sh_1.0=400MpaH =4 0M

19、0 p ad1t用以下公式初算：小齿轮的分度圆直径,2 “ 133900 5105 1(1898 25 临学5.08400二 73.01mm4.2.3确定传动尺寸 计算载荷系数查减速器设计实例精简表8-21得使用系数K a =1.35因v 驰73.01 485 = 1冬厶口怡，查减速器设计实例精简图8-6得动载60100060000荷系数Kv =1.42，查图8-7得齿向载荷分配系数K-： =1.11，查表8-22的齿间载荷分配系数K：. =1.1,则载荷系数K =KaKvK K.=1.35 1.42 1.11 1.1 =2.34 对d1t进行修正因K与心有较大的差异，故需要对Kt计算出d1t

20、进行修正，即d1 一恥 K -73.01 3 2.34 =86.65mm1；心1.4 确定模数mm =虫二86.65 = 2.99，查减速器设计实例精简表 8-23取m = 3mm 乙 29 计算传动尺寸中心距为a_m(Z1乙)3 (29 149)=267mm小齿轮的分度圆直径:d mZ 3 29 二 87mm大齿轮的分度圆直径:d2 二 mZ2 = 3 149 = 447mm大齿轮的宽度：b = dd1 =1 90 =90mm，取 b2 = 90mm小齿轮的宽度：0 = b2(5 10) = 95 100mm,取 bi = 95mm 4.2.4校核齿根弯曲疲劳强度公式为匚F二2KT1 YFY

21、SYFbmd| K、壬、m和d1同前面一样；齿宽b2二90mm 齿形系数Yf与应力修正系数Ys查减速器设计实例精简图8-8与图8-9得Yf1 =2.53 , Yf2 =2.20 ；Ys1 =162, 丫$2 =1.82 重合度系数查减速器设计实例精简图8-10得重合度系数Y.二0.695- 许用弯曲应力公式为=为 FLm 查减速器设计实例精简图8-4的f和b得弯曲疲劳极SF限应力为匚fm =240Mpa，匚FLim1 =170Mpa查减速器设计实例精简图8-11得寿命系数YN1 =YN2 =1，查表8-20得安全系数 Sf =1.25I.- I _ YN1 J FLim1Sf= g=192Mp

22、a1.25YN2 J FLim2SF1 1701.25=136Mpaf2KT1YfiYsiY2 234 133900 2.53 1.62 0.69 = 75.44bmd1190 3 87=75.44 2.20 1.82 =73.70Mpa ： !F2YF1YS12.53 1.62满足齿根弯曲疲劳强度。4.2.5计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高：ha =ham =1 3 =3mm齿根高：hf =(ha c)m=(1 0.25) 3 = 3.75mm全齿高：h 二 ha hf = 3 3.75 = 6.75mm顶隙：c = c*mn =0.25 3 = 0.75mm齿顶圆直径：dad1 2ha =8

23、7 2 3 = 93mmda2 二 d2 2ha = 4472 3 = 453mm齿根圆直径:df1 詔-2hf =87 -2 3.75 = 79.5mmdf2 2 -2hf =447 -2 3.75 =439.5mm4.3齿轮上作用力的计算4.3.1已知条件高速轴传递的转矩为T133900Nmm，转矩为=485r/min，小齿轮分度圆直径 d1 =87mm4.3.2小齿轮的作用力圆周力：片二也=2 133900 =3078.16N，其方向与力作用点圆周速度方向相反。d187径向力：Fr1二Ft1 tann =3078.16 tan20 =1120.36N，其方向由力的作用点指向小齿轮的转动中

24、心。4.3.3大齿轮的作用力从动大齿轮各个力与主动小齿轮上相应的力大小相等，作用反向相反。5.轴的设计与计算5.1. 高速轴的设计与计算5.1.1已知条件高速轴传递的功率P =6.80kw，转速m =485r/min，小齿轮分度圆直径di =87mm , 小齿轮的宽度b95mm，转矩T, T33900Nmm。5.1.2选择高速轴的材料因传递的功率不大，并对重量及其尺寸无特殊要求，故查减速器设计实例精简 表8-26选用常用的材料为45钢，调至处理。5.1.3初算轴径因为高速轴外伸段上安装带轮，所以轴径可按下式求得，通常取C =110160，查减速器设计实例精简表9-8取C =120，则考虑到轴上

25、有键槽，轴径应增大3%5%，则d 28.94 28.94 (3% 5%) =28.81 30.39mm，取 dmin=29mm5.1.4高速轴结构设计 轴的初步设计构想如图5-1所示，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方 式。按轴上零件安装顺势，从dmin最小处轴端1开始设计。图2高速轴构想图 轴断1的设计轴断1上安装带轮，此步设计应于带轮设计同步进行。由最小直径可初定轴断1的轴径 d30mm,带轮轮 毂宽度为(1.5 2.0)d (1.5 2.0) 30mm = 45 60mm ,取为60mm则轴断1的长度略小于毂孔宽度，取 Li=58mm。 轴断2的轴径设计考虑带轮的轴向固定及密圭

26、寸圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度h =(0.07 0.1)di =(0.07 0.1) 30mm =2.1 3mm 轴 段 2 的 轴 径d2=di2 (2.1 3)mm =34.2 36mm , 该 处 轴 的 圆 周 速 度 v带 色30 485 = o.76m/s ： 3m/s,查机械课程设计设计手册P60表7-1260 1000 60 1000可用毡圈油封，选毡圈30JB/ZQ 4606-1997,则d 35mm，由于轴段的长度涉及因素 太多，稍后再确定。 轴段1和7的设计轴段1和7安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用球轴承即可，其直 径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径

27、系列。先暂取轴承为6308,由减速器设计实例精解表8-28查得，轴承内径d =40mm，外径D = 90mm，宽度B = 25mm ,，内圈 定位轴肩直径da =49mm，外圈Da = 81mm，故d40mm，该减速器齿轮的圆周速度 小于2m/s,故轴承采用脂润滑，需要挡油环，取挡油环端面到内壁距离B1=2mm,为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面至箱体内壁的距离-14mm，贝U L3= 25+14+ 2 = 41mm。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d7 = d3 二40mm, L7 = L3 二41mm。 轴段2的长度设计轴段2的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽

28、及轴承端盖等零件有关。由减 速器设计实例精解表4-1知下箱座壁厚由公式0.0025a1 1计算。则= 0.0025a1 1 =0.0025 267 1 = 7.68mm，取 =8mm，上箱座壁后由公式 -0.8， 则、；1 =6.8mm，取j =7mm ;由于中心距a1 = 267mm 3二丄1 （b2 -b） / 2二10mm 2.5mm二12.5mm 取挡油环面到内壁距离为2.5mm，则轴断5的长度为L5 二 3 - 4 = 12.5mm 2.5mm 二 10mm 轴段3和轴段6的长度设计轴段 6 的长度为 L6 二 B 亠；亠 = 20 14 2.5 二 36.5mm，取 L6 二 36

29、mm 轴段 3 的长度为 L3 二b2L4 . 3 ： B =90-87 12.5 14 20 = 49.5mm ,取L3 =49mm。 轴上作用点的距离轴承反力的作用点距轴承外圈大端面 a = B =10mm，则由低速轴结构图可求得轴的支点2及受力点间的距离为Ii二a L2 112mm“o . 41 56 = 107mm2b2丨3 = L5 L6 a = 36 10 45-10 = 81mm，丨2 = |325.2.5键的选择联轴器与轴段间和轴段采用 A型普通平键连接，根据减速器设计实例精解表 8-31 可得型号分别为键 16X 100 GB/T1096-1990 和键 22X 80 GB/

30、T1096-1990。5.2.6受力分析 轴的受力简图 支承反力在水平面上为在垂直平面上为轴的受力简图如图4(f)所示RARB 一业I2 +| 31120.36 8181 81560.18NRav=Rbvft2|2l 2 l33078.16 8181 81= 1539.08N轴承A、B的总支承反力为Rav 二 Rbv 二 Rah2 Rav2 二 560.182 1539.082 =1637.85N 弯矩的计算在水平面上，齿轮所在轴截面为M2h =Rah|3 - -560.18 81Nmm - -45374.58N *mm在垂直平面上，M 2V 二 Rav|3 = 1637.85 81N mm = 132665.85N mm合成弯矩，齿轮所在轴截面为