减速器课程设计带式传输机的传动装置设

1、课程设计（论文）任务书年级专业09学生姓名 学 号090200611题目名称带式传输机的传动装置设计设计时间第12周17周课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点一、 课程设计（论文）目的1.1 综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。1.3 进行工程师的基本技能训练计算、绘图、运用资料。二、 已知技术参数和条件2.1 技术参数：运输机工作轴转矩t：850nm输送速度：1.45m/s卷筒直径：410mm工作年限：10年2.2 工作条件：单班工作制空载启动单向连续转动，有轻微冲击，输送带速度允许误差为5%。三、 任务和要求3.1

2、 绘制二级直齿圆柱齿轮减速器装配图1张；标题栏符合机械制图国家标准；3.2 绘制零件工作图2张（齿轮和轴）；3.3 编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合邵阳学院规范格式且用a4纸打印；3.4 图纸装订、说明书装订并装袋；四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1 机械设计教材 4.2 机械设计课程设计指导书4.3 减速器图册4.4 减速器实物；4.5 机械设计手册 4.6 其他相关书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）12传动装置的总体设计33各级传动的主体设计计算54减速器装配图的设计和绘制55零件工作

3、图的绘制36编写设计说明书47总计21六、教研室审批意见教研室主任（签字）： 年 月 日七|、主管教学主任意见 主管主任（签字）： 年 月 日八、备注指导教师（签字）： 学生（签字）：注：1此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。 目 录课程设计（论文）评阅表课程设计（论文）任务书1、 系统总体方案设计11.1、 电动机选择11.2、 传动装置运动及动力参数计算12、 v带传动的设计与计算 33、 传动零件的设计计算43.1、 高速级齿轮的设计43.2、 低速级齿轮的设计84、 轴的设计124.1、 高速轴的设计124.2、

4、 中间轴的设计144.3、 低速轴的设计175、 键的设计与校核20 6、 滚动轴承的选择与校核227、 箱体及各部位附属零件的设计24 设计总结与参考文献27计算与说明主要结果1 、系统总体方案设计1.1 电动机选择（1） 选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过35，因此可选用y系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，b级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、价格低廉。（2）确定电动机功率和型号运输带机构输出的功率： 传动系得总的效率：= 4 2=0.867电机所电动机所需的功率为： 由题意知，选择y

5、160m-6比较合理，额定功率=7.5kw,满载转速970r/min.。1.2 传动装置运动及动力参数计算（1）各传动比的计算卷筒的转速总传动比: 则减速器的传动比为：分配减速器的各级传动比，按展开式分布为使两级大齿轮直径相近，查课程设计指导p17图12得低速级圆柱齿轮传动比: pw=6.01kw （2）各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（r/min）。高速轴 中间轴 低速轴 滚动轴 （3）各轴的输入功率（kw） 高速轴 中间轴 低速轴 滚动轴 p=6.500.990.99=6.37（4）各轴输入扭矩的计算（） t=95506.37/1072.6=592.9将以

6、上算得的运动和动力参数列表如下：项 目电动机轴高速轴i中间轴ii低速轴iii滚筒轴转速（r/min）970970215.6101.2101.2功率（kw）7.57.26.3996.506.37转矩（nm）73.8 70.9309.6613.4592.9传动比1 ： 4.5 ： 2.10 ： 1效率0.99 0.97 0.97 0.982、v带传动的设计与计算（1） 确定计算功率pca由表8-7查得工作情况系数ka=1.1,故 pca=kap=1.17.5kw=8.25kw（2）选择v带的型号 根据pca、由图8-10选用b型。（3）确定带轮的基准直径d1和d2 并验算带速 初选小带轮的基准直径

7、d1。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径d1=132mm验算带速v。根据式（8-13），验算带的速度 v=3.14 d1/601000=3.14132970/601000=76.69m/s 因为5m/sv25m/s，故带速合适。 计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径d2 d2=id1=1.5132=198(mm)（4） 确定v带的中心距a和基准长度l00.7（d1+d2）a2（d1+d2）得 245a700根据式（8-20），初定中心距a0=600（mm）。由式（8-22）计算带所需的基准长度l0=2a+3.14（d1+d2）/2+(d2-d1)2/4a =2

8、600+3.14（132+198）+（198-132）2/(4600)=2238.015（mm）由表8-2选带的基准长度l=2500（mm）得实际中心距:a= a0+（l- l0）/2=600+（2500-2238.015）/2=731（mm）（5）验算小带轮上的包角=1800 -（d2-d1）57.30 /a =1800 -（198-132）57.30/731=174.81200 合适。（6）确定带的根数z= pca/（p0+p）ka kl ;查表8-4a查得 p0=2.08（kw）p=0.23（kw）ka=0.99,kl=0.98z=8.25/(2.08+0.23)0.990.98=3.6

9、8 取z=4根（7）确定初拉力和计算轴上的压力查得b型带的单位长度质量q=0.18 (kg/m) 初拉力f0=500 pca（2.5- ka ）/ ka zv+qv2=500（2.5-0.99）8.25/0.9947.1+0.187.17.1=235.18(n)（8）计算压轴力=2z f0sin(/2)=24235.18sin（174.80/2）=1879.5(n)3、传动零件的设计计算因减速器中的齿轮传动均为闭式传动，且所受的负载且小，其失效形式主要是点蚀，故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。对于两级传动的齿轮可设计为：速度不高，故选用7级精度的直齿轮。材料的选择：由1表10-1选择两个小齿轮

10、材料为40cr（调质），硬度为280hbs，两个大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。3.1 高速级齿轮的设计3.1.1试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为，取。精度选为7级。 ka=1.1d1=132mmv=6.69m/sd2=198mml0=2238.015mma=731mm=174.8z=43.1.2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 2.32（1）确定公式内的各计算数值试选kt1.3计算小齿轮传递的转矩。 由表107选取尺宽系数d1由表106查得材料的弹性影响系数ze189.8mpa由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa；大齿轮

11、的解除疲劳强度极限mpa； 由式1013计算应力循环次数60n1jlh609701（836510）1.7由图1019查得接触疲劳寿命系数由1图1019查得接触疲劳寿命系数:0.92；1.0计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数s1，由式（1012）得 0.92600mpa552mpa 1.0550mpa550mpa（2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。=56.15计算圆周速度v=2.85m/s计算齿宽bb=d=156.15mm=56.15 mm计算齿宽与齿高之比模数 m=2.808mm齿高 h=2.25m=2.252.808mm=6.318mmb/h=56.15/6.31

12、8=8.89计算载荷系数。根据v=2.808m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.06；直齿轮=1由表10-2查得使用系数ka=1.50由表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 =1.421由b/h=8.89，=1.421查表1013查得 =1.34故载荷系数 k=kakvkhkh=1.501.0611.421=2.26按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=67.5mm计算模数m m=mm=3.325mm3.1.3按齿根弯曲强度设计由式(105) m（1）确定公式内的计算数值由图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮得弯曲疲

13、劳极限强度=380mpa由10-18查得弯曲寿命系数=0.86 =0.89计算弯曲疲劳许用应力取安全系数s=1.4 见表10-12得=（）/s=307.14mpa= （）/s=241.57mpa计算载荷系数k=kakvkfkf=1.501.0611.34=2.13查取应力校正系数由表105查得 =1.55；=1.748查取齿形系数 由表105查得 =2.236计算大、小齿轮的并加以比较=0.01413=0.01618 大齿轮的数值大。(2)设计计算m=2.30对结果进行处理取m=2.5=/m=67.5/2.527大齿轮齿数， = =3.42527=92.5 取=933.1.4几何尺寸计算(1)

14、计算中心距a=(+)/2=(67.5+232.5)/2=150mm，(2)计算大、小齿轮的分度圆直径=m=272.5=67.5mm =m=932.5 =232.5mm(3)计算齿轮宽度 b=d=67.5=75mm，=67.5mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm3.1.5小结实际传动比为：误差为： 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2.567.57527大齿轮2.5232.567.5933.1.6结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。3.2 低速级齿轮的设计3.2.1试选小齿轮齿数，大齿轮齿

15、数为，取64。3.2.2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 2.32（1）确定公式内的各计算数值试选kt1.3计算小齿轮传递的转矩。 由表107选取齿宽系数d1由表106查得材料的弹性影响系数ze189.8mpa由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa；大齿轮的解除疲劳强度极限mpa；由式1013计算应力循环次数60jlh60283.21（836510）4.96 由图1019查得接触疲劳寿命系数由1图1019查得接触疲劳寿命系数:0.999；1.05计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数s1，由式（1012）得 0.999600mpa599.4mpa 1.055

16、50mpa577.5mpa（2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t=82.97mm 计算圆周速度v=1.23m/s 计算齿宽bb=d=1829.7mm=82.97mm计算齿高与齿高之比m=3.46h=2.25m=2.253.46mm=7.785mmb/h=82.97/7.785=10.66计算载荷系数。 已知轻微冲击，所以取=1.5根据v=1.1382m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.025；由表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的计算公式和直齿轮的相同. =1.12+0.18(1+0.6d)d+0.2310b =1.424由b/h=11.56，=1.429查表1013查得

17、=1.38由表103查得=1。故载荷系数 k=kakvkhkh=1.51.02511.429=2.196 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=98.81mm计算模数m m=mm=4.18mm3.2.3按齿根弯曲强度设计由式(105) m（1）确定计算参数由图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度=380mpa由10-18查得弯曲寿命系数=0.885 =0.895计算弯曲疲劳许用应力取安全系数s=1.4 见表10-12得=（）/s=316.07mpa= （）/s=242.93mpa计算载荷系数k=kakv=1.51.025

18、11.38=2,1216查取应力校正系数由表105查得 =1.58；=1.738 查取齿形系数 由表105查得 计算大、小齿轮的并加以比较=0.013247=0.016140 大齿轮的数值大。（2）设计计算m=3.07对结果进行处理取m=3.5=/m=98.81/3.529大齿轮齿数， = =2.6329=76.27 =77 3.2.4几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径=m=293=87mm =m=773 =231mm（2）计算中心距a=(+)/2=(87+231)/2=159mm （3）计算齿轮宽度 b=d=87mm=95mm，=87mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10

19、mm3.2.5小结实际传动比为：误差为： 0.57%由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮3.5879529大齿轮3.523187774、轴的设计4.1高速轴设计：（1）材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取=35mpa，a=120（2）各轴段直径的确定由，p=7.2kw,则初选轴承6008，其内径为40mm，所以取；右起第二段装齿轮，为了便于安装，取 ，左端用轴端挡圈定位；右端轴肩高（0.070.1），去4mm，则；第四段装轴承，所以；初取，；端盖的总宽为20，根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑，取齿轮距箱体内壁16mm，6008抽承厚15mm，齿轮宽67.5mm，所以初取， 综上所述

20、：该轴的长度l=341mm（3）校核该轴=61.5mm，=171.5mm， 作用在齿轮上的圆周力矩为：nm圆周力：径向力：求垂直面的支承反力：求水平面的支承反力：由得n绘制垂直面弯矩图绘制水平面弯矩图求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把直接相加求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的应力因为材料选择45号调质，查课本362页表15-1得，查课本362页表15-1得许用弯曲应力60mpa所以该轴是安全的（4）弯矩及轴的受力分析图如下： 4.2中间轴设计：（1）材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取=35mpa，a=120（2）各轴段直径的

21、确定： 由, p=6.99kw,n=283.2则mm,段要装配轴承，选用6009轴承，=45mm，=40mm装配低速级小齿轮，由上边方法判断的e5，故无需用齿轮轴，且取=50mm，=75-2=73mm，段主要是定位高速级大齿轮，取=55mm，=12mm，装配高速级大齿轮，取=50mm，=85mm段要装配轴承，取=45mm，=35mm取齿轮距箱体内壁距离为：16mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。故该轴总长为：l=245mm（3）校核该轴 =63.5mm，=91mm，=74.5mm作用在2、3齿轮上的圆周力：径向力： 求垂直面的支反力计算垂直弯矩：=22.58

22、求水平面的支承力： 计算、绘制水平面弯矩图： =-290.1求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径： n-n截面: m-m截面: 由于=50d，所以该轴是安全的。（4）弯矩及轴的受力分析图如下 4.3低速轴设计：（1）材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取=35mpa，a=120（2）各轴段直径的确定：由, 则,考虑到该轴段上开有键槽，因此取=50mm，=65mm。装配轴承，选用6309轴承,取=56。l2=30mm靠轴定位,取=60mm,=32mm取=70mm,=87mmd5装配低速级大齿轮, ,取,d5=65mm，l

23、5=93mm装配轴承,选用6012取=60mm, =35mm取齿轮距箱体内壁距离为：16mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。所以该轴的总长为：l=342mm（3）校核该轴 =155.5mm,=71.5mm 作用在齿轮上的圆周力为：径向力为求垂直面的支承反力：求水平面的支承反力：由得n绘制垂直面弯矩图绘制水平面弯矩图求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把直接相加求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径因为材料选择调质，查得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：因为=65d，所以该轴是安全的。(4)

24、弯矩及轴的受力分析图如下：5 键的设计与校核选择a型普通键 =1001205.1高速轴上键的设计与校核(1)与齿轮联接的键 由d=44mm，查表6-1选 bh=128， 取l =80mm则工作长度 l=l-b=51 k=0.5h=4所以强度 所以所选键为: bhl=12880 (2)与v带轮联接的键 由d=30mm，选 bh=87，取l=50则 l=42，h=3.5 所以 所以所选键为:bhl=87505.2中间轴上键的设计与校核(1) 与大齿轮联接的键 已知d=50，=242.8参考教材，取bh=149 l=56 则 l=42 k=4.5 根据挤压强度条件，键的校核为：所以所选键为:bhl=

25、14956(2)与小齿轮联接的键已知d=50，=242.8参考教材，取bh=149 l=90 则l=76 h=4.5所以所选键为:bhl=149905.3低速轴上键的设计与校核(1)与齿轮联接的键已知=65mm，=631.0参考教材，取bh=1811 l=90 则l=72 k=5.5 根据挤压强度条件，键的校核为：所以所选键为:bhl=181190(2) 与联轴器联接的键 已知=50mm，=631.0参考教材，取bh=149 l=63 则l=49 k=4.5 根据挤压强度条件，键的校核为：所以所选键为:bhl=149636、滚动轴承的校核6.1计算高速轴的轴承：(1)已知 两轴承径向反力： 轴

26、向力： n 根据表13-5，x=0.4 y=0.67(2)根据表13-6，=1.01.2，有轻微冲击，则取=1.1。初步计算当量动载荷p，p=1.1(0.4793.8+0.67*544)=750.2n计算轴承6008的寿命：额定寿命t=835610h=28480h查表得c=17000n28480故可以选用6.2计算中间轴的轴承：（1）已知两轴承径向反力： 轴向力： （2）初步计算当量动载荷p，根据=根据表13-6，=1.01.2，取=1.1。根据表13-5，x1=0.4 y1=0.67, x2=1 y2=0所以p=1.1(0.4785.45+0.67*992=978.82n p=1.11242

27、3.3=2665.63n计算轴承6009的寿命：28480h故可以选用。6.3计算低速轴的轴承（1）已知两轴承径向反力： 轴向力：为 （2）初步计算当量动载荷p，根据p=根据表13-6，=1.01.2，取=1.1。所以p=1.111932.7=2125.97n计算轴承6012的寿命：28480h故可以选用。kt1.3=1.70.921.0v=2.85m/sb=56.15mmm=2.808mmh=6.318mmb/h=8.89=1.421k=2.26=67.5mmk=2.13m=2.5=27=93a=150mm=67.5mm=232.5mm=75mm=67.5mm=4.96 v=1.23m/sb

28、=82.97mmm=3.46h=7.785b/h=10.66ka=1.5=1.38k=2.196=98.81m=4.18 =0.895=316.07=242.93 k=2.1216=1.58；=1.738 m=3.5=29=77=87mm=231mma=159mm=87mm=95mm=45mm=50mm=55mm=50mm=45mm=40mm=73mm=12mm=85mm=35mm=50mm=56=60mm=70mmd5=65mm=60mm=65mml2=30mm=32mm=87mml5=93mm=35mmbhl=12880bhl=8750bhl=14956bhl=14990bhl=18119

29、0bhl=14963t=56960h07、箱体的设计及各部位附属零件的设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约见减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体选用球墨铸铁qt40018，布氏硬度。7.1铸造减速箱体主要结构尺寸表:名 称符号尺寸关系取 值箱座壁厚10mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度

30、12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径18mm地脚螺钉数目a250mm6轴承旁联接螺栓直径14mm盖与座联接螺栓直径10mm联接螺栓的间距mm180视孔盖螺钉直径6mm定位销直径8mm至直外箱壁距离查手册16mm至凸缘边缘距离查手册14mm轴承旁凸台半径14mm凸台高度30mm外箱壁至轴承座端面距离38mm铸造过度尺寸查手册3mm,15mm,r4大齿轮顶圆与内箱壁距离12mm齿轮端面与内箱壁距离10mm箱盖箱座肋厚=m=7mm轴承端盖外径108115mm135mm轴承旁连接螺栓距离1407.2各部位附属零件的设计窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手

31、伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内. 放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。 通气器 减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成.启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺