带式输送机传动装置中一级圆柱齿轮减速器设计方案

1、机械设计课程设计计算说明书设计课程题目带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的院）系 机械工程系专业机电一体化技术班级 机电 1231设计者指导老师机械系2014 年 6 月 20 日摘要CNC机本次设计的课题是一级圆柱齿轮减速器在传动装置中的应用，通过合理的计算得出相应的机器部 件，同时也分析了部分零件的加工工艺和一些附件的设计与计算过程。本次设计注重的是几个常见的零 件的加工工艺分析和部件的计算，这样使得对设计减速器有更深层的认识，同时也强调了对减速器总体 结构的认识和一些转配的方法。在 21 世纪成套机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。 床和工艺技术的发展，推动了机械工艺的飞速发

2、展。在传动系统的设计中的电子控制、液压传动、齿 轮、带链的混合传动，将成为变速箱体中优化传动组合的方向。在传动设计中的交叉，将成为新型传动 产品发展的重要趋势。关键词： 工艺分析、计算、减速器引言机械设计基础课程设计是机械设计基础课程中的一个重要的实践性教案环节，是高等工科院校机械类和近机类专业学生第一次叫较为全面的机械设计的应用实训环节。通过课程设计这一教案环节，力求从课程容上、从分析问题和解决问题的方法、从设计思想上培养学生的工程设计能力。机械设计基础课程设计的目的：（ 1） 培养学生综合应用机械设计基础课程及其他先选修课程的理论知识和生产实际知识去分析和解决工程实际问题的能力，并使所学知

3、识得到巩固、加深和融会贯通，协调应用。（ 2） 使学生学习和掌握一般机械设计的基础设计方法，设计步骤。培养独立设计能力，为今后专 业课程设计及毕业设计打下基础。（ 3） 使学生在设计中得到基本技能训练，如计算，绘图，使用相关资料（手册、图册、标准和规等）以及正确使用经验数据、公式等。总之，机械设计基础课程设计是培养学生分析和解决机械设计一般问题能力的初步实践。目录、 机械课程设计任务书 、 设计计算说明书 一）电动机的选择 二）计算传动设计 三）各轴运动的总传动比并分配各级传动比 四）带传动设计 五）齿轮传动设计 六）轴的设计 七）轴的考核键的校核 八）联轴器的选择 九）减速器的结构设计 十）

4、 润滑与密封 十一） 参考资料 、机械零件课程设计任务书设计题目：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计运动简图工作条件 稍有振动，输送带单向工作，两班工作制，使用 10 年，输送带速度误差± 5%设计说明书一份设计工作量减速器装配图 1零件工作图 1 3 设计书说明书 1 份原始数据已知条件数据输送带拉力900输送带速度2.5滚筒直径400、电动机的选择计算步骤设计计算与容设计结果1 、选择电动机的类 型。按照工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机滚筒的功率 :Pw=F× V/1000PW=2.25KW2、电动机输出功率=900 &#

5、215; 2.5/1000=2.25kw电动机输出功率： Pd=Pw/ 又因为 =123 45=0.96 × 0.99 ×0.99 ×0.97 ×0.99×0.96=0.8762Pd=PW/=2.25/0.8762=2.6KW 电动机的额定功率：P=（1.0-1.3）Pd=2.6-3.38KW 电动机的额定功率为 3KW 滚筒转速： NW=60×1000V/ D=60 ×2.5 ×1000/（3.14 ×400） =119.426r/min 确定总传动比的围电动机的转速n；按表推荐的各种传动比围取V 带传

6、动比 i1 '=（2-4 ），单级圆柱齿轮传动比 i2'=（3-5）, 总的传动 比围为：i=i1 × i2= （2 4） ×（3 5）=6 20n=（6 20） × 119.426 r/min=716.58 2388.6r/min 在该围电动机的转速有： 750r/min 、1000r/min 、 1500r/min ，取电动 机同步转速为 1000r/min ，因此选择电动机行型号为： Y132S-6 同步转速 1000r/min 满载转速： 960r/min ， 额定功率 3KW额定转矩 2.0 。质量 65kgPd=2.6kwNw=119.

7、426r/min同步转速为 1000r/min额定功率为 3kw计算步骤设计计算与容设计结果1、 计算总传动比2、 各级 传 动 比分配i=nm/nw=960/119.426=8.038为使 V 带传动的外部尺寸不至于过大，初选传动比 i=3.2 。 则齿轮传动比为： i2=i/i1=8.038/3.2=2.512i1=3.2i2=2.512三、各轴运动参数和动力参数的计算计算步骤 设计计算与容 设计结果1、 d 轴（电动机轴）2、1 轴（高速轴）3、2 轴（低速轴）3 轴（滚筒轴）Pd=2.6KW nd=960r/min Td=9550Pd/nd=9550 × 2.6/960=25

8、.86N.m P1=P0× 1 =2.6 × 0.96=2.496KW n1=nd/i1=960/3.2=300r/min T1=9550P1/n1=9550 × 2.496/300=79.456N.m P2=P1× 2 3=2.496 ×0.99 × 0.97=2.397KW n2=n1/i2=300/2.512=119.427r/min T2=9550P2/n2=9550× 2.397/119.427=191.68N.m P3=P2× 3× 4参数轴号d轴1轴2轴3轴功 P(KW)2.62.4962.

9、3972.3018转速n(r/min)960300119.427119.427转 矩 T（N.m）25.8679.456191.68183.93传动比 i3.22.5121效率0.960.970.96=2.397 ×0.97 × 0.99=2.3018KWN3=n2=119.427r/minT3=9550P3/n3=9550 ×2.3/119.427=183.93N.mPd=2.6KWnd=960r/minP1=2.496KWn1=300r/minT1=79.456N.mP2=2.397KWn2=119.427r/minT2=191.68N.mP3=2.3018K

10、WN3=119.427r/minT3=183.93N.m四、 V 带传动设计计算步骤设计计算与容设计结果1、确定设计功率 PC由 <<机械设计基础 >>表 4-5 得 KA=1.3KA=1.32、选择普通 V 带型号PC=KAP=1.3× 3=3.9KWPc=3.9kw3、确定带轮基准直径根据 PC=3.9KW,nd=960r/min 。由图 4-9 应选 A 型 V带。dd1、 dd2。由机械设计基础图 4-4 取 dd1=100mm，dd1=100> ddmin=75mmdd1=100mmdd2=nddd1/n1=960 × 100/300

11、dd2=315mm=320mm按表 4-4 取标准直径 dd2=315mm，则实际传动比 i 、从动轮的实际转速分别为：i=dd2/dd1=315/100=3.15i=3.15n2=n1/i=960/3.15=304.7n2=304.74、 验证带速 V从动轮的转速误差为（ 304.7-300 ） /300=0.015%5、确定带的基准长度 Ld在± 5%以，为允许值。和实际中心距 a。V= dd1n1/60 × 1000= ( 100 × × 960 ) / ( 60 × 1000 )m/s=5.024m/sV=5.024m/s带速在 5 2

12、5m/s 围。由式 (4.13) 得0.7 ( dd1+dd2) a02(dd1+dd2)0.7 ( 100+315) a0 2(100+315)6、 校核小带轮包角 17、确定 V 带根数Z8、 求初拉力 F0 及带轮 轴上的压力 F09、带轮的结构设计10、设计结果290.5 a0 830取 a0=700 由式（ 4-14 ）得L0=2a0+（dd1+dd2） /2+（dd2-dd1）2/4a0 =2×700+（100+315） /2+ （315-100 ） 2/ （ 4× 700） =1482.6mm由表 4-2 选取基准长度 Ld=1600mm 由式（ 4-15 ）

13、得实际中心距 a 为 a a0+（Ld-L0）/2=700+（ 1600-1482.6 ） /2 =758.7mm 759mm 中心距 a 的变动围为 amin=a-0.015Ld =759.7-0.015 × 1600 =735.7mmamax=a+0.03Ld=758.7+0.03 × 1600=1238.7mm 由式（ 4-17 ）得 1=180o- （ dd1-dd2 ） / × 57.3o =180o-57.3o × （ 315-100 ） /758.7=.76o > 120o 由式（ 4-18 ）得Z Pc/（P0+ P0）KaKL根据

14、 dd1=100mm，n1=960r/min ，查表 4-6 得， P0=0.95kw 取 P0=0.95kwP0=0.95kw 由式（ 4-6 ）得功率增量 P0 为 P0=0.11kw 由表 4-7 查的 Ka=0.97 查表 4-2 得 Kl=0.99 ，则 Z Pc/（P0+ P0）KaKL=3.9/ （ 0.95+0.11 ）× 0.97 × 0.99 =3.83Z= 3.83 根 取整得根数 由表 4.1 查得 A 型普通 V 带的每 M 长质量 q=0.10kg/m ，根据式 （ 4.19 ）得单根 V 带的初拉力为F0=500pc/ Zv ×（ 2

15、.5/Ka-1 ） +qv2=154.6 由式（ 8.20 ）可得作用在轴上的压力 FQ为FQ=2×F0Zsin （.76o/2 ） =2 ×154.6 ×4× sin （.76o/2 ） =1224.31N按本章进行设计（设计过程略）。选用 4 根 A-1600GB V 带，中心距 a=759mm，带轮直径 dd1=100， dd2=315mm，轴上压力 FQ=1224.31N。a0=700Ld=1600mma 759mmamin=735.7mm amax=1238.7mm 1=.76oP0=0.95kw P0=0.11kwK=0.97Kl=0.99Z

16、=4F0=154.6NFQ=1224.31N结果选择 4 根 A-1600GB 1V 带。五、齿轮传动设计设计一级圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P1=2.496KW电动机驱动，小齿轮转速 n1=300r/min ，大齿轮转速 n2=119.427r/min ，传递比 i=2.512 ，单向运转，载荷变化不 大，使用期限十年，两班工作。设计步骤1、选择齿轮材料及精度 等级。2、按齿轮面接触疲劳 强度设计计算方法和容小齿轮选用 45 调质钢，硬度为 230HBS；大齿轮选用 45 钢正火， 硬度为 200HBS。因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（ 5.28 ）求出 d1 值。确定有 关参数

17、与系数：（ 1）转矩 T1T1=9.55 × 106P/n=79456N.mm（ 2）载荷系数 K查表 5.7 取 K=1.1（3）齿轮 Z1 和齿宽系数小齿轮的齿数 z1 取为 25，则大齿轮齿数 Z2=2.512 ×25=62.8 。 故 Z2=63（ 4）许用接触应力【 H】由机械设计基础中表5.5查的Hl=5 30MPaH2=490Mpa由表 5.8 知 d =1.1设计结果d12671 2 K T1 u 13 67H1 K dT1 uu 13 671 2 1.1 79456 2.512 1 490 1.1 2.51259.28mm3、齿根弯曲疲劳强度校核计算模数

18、m=d1/ z1=2.37 由表 5.1 取标准模数 m=2.5mm d1=mz1=2.5×25mm=62.5mm d2=mz2=2.5× 63=157.5mm 取 b2=65mmb1=b2+5mm=70mma=0.5 m （z1+z2）=0.5×2.5 ×（ 25+63） =110mm由表 5.9 知 YFs1=4.21 YFs2=4.00 由表 5.5 知 bb1 310MPa bb2 295MPaT1=130516.67N.mmZ1=25Z2=63H1=530MPaH2=490Mpad1=59.28 mmb1=70mma=110mmbb168.51

19、MPabb1bb2bb1 <设计步骤选择轴 的 材 料， 确 定许用应 力。1、2、 按钮转 强 度 估算 轴 径。设计轴 的 结 构并 绘 制结构草图3、1）、确定的定轴 上 零件 位 置 和固 方式2kT12 3 YES1 68.51MPa dz mYES2YES1bb1 】弯曲疲劳强度足够bb1 65.09MPabb2 <【 bb2 】bb2 69.09MPa六、轴的设计由前面计算可知：传动功率P2=2.397KW,转速 n2=119.427r/min ，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。计算方法和容设计结果由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用

20、45 钢并经调质处理。查表 7.1 得强度极限 B=640MPa，查表 7.1 得许 用弯曲应力【 -b1】 =60MPa。查表 7.2 得 C=107118. 又由式（ 7.2 ）得：Pd C× . 3n2.397=（ 107118）× 3119.427=29.05 32.04 考虑到轴的最小直径出要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大 3%7%，取为 29.92 34.28mm。查书 233 页附表弹 性柱销 联轴器 （GB5014-1985 摘录）取 d1=32mm 查表 9.2 知工作系数 K=1.8轴的计算转矩为：TC=K×9550× P

21、/n=345.02N.m查书 233 页附表弹性柱销联轴器，（ GB5014-85 摘录）得 HL3 型联轴器， 半联轴器轮毂长 L=82mm，键槽长 L1=60mm。（1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，将齿轮布置在中间， 对称于两端轴承。齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合 H7/K6 作 周向定位。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸 段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合 H7/K6 作周定 位。（2）、确定轴的各段直径 、由上述可知轴段 1 直径最小 d1=32mm。轴的直 径d1018> 18 30> 30 50> 50 8

22、0> 80 100轴上圆角倒角C1/R11.62.03.04.05.0最小轴肩高度hmin22.533.54.5轴环宽 度bb 1.4h轴上圆角半径R0.81.01.622.5（2）、确定 各 轴 段的 直 径 -b1 】 =60MPaFr=1505.26NTC=345.02N.mL1=82mm L=60mmd1=32mm 、轴段 2考虑到要对安装在轴段 1 上的联轴器进行定位，轴段 2上应有 轴肩，同时为能很顺利地在轴段 2 上安装轴承，轴段 2 必须满足轴承径的 标准，至少应满足：d2=38mmd3=40mmd4=42mmd5=50mmd6=d2=38mm毂宽为 38mmd1+2&#

23、215;3mm=32+6=38mm取轴径 d2=38，并根据机械设计基础课程设计指导书228 页附表 10.5选用 6208 型轴承。 、轴段 3 不考虑对安装在轴 2 上的零进行定位，只要求有一定圆角即 可，至少应满足：d3=d2+1 5mm取标准 d3=40mm。 、轴段 4 一般要比轴段 3的直径大 10mm，所以有 d4=d3+1 5mm取标准 d4=42 、为了便于拆卸左轴承，根据书 228 页附表 10.5 可知， 6028 型轴承的 最小安装直径：da=47mm，所以取 d5=50mm 、轴段 6与轴段 2 安装相同型号的轴承，所以该轴径为： d6=d2=38mm（ 3）、确定轴

24、的各段长度 、已知毂宽为 38mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段3 的长度应略短于齿轮轮毂宽度 2mm，取轴段 3 的长度为 36mm。 、轴环的宽度约为该最小轴肩高度的 1.4 倍，即附表如上可得：所以轴 环的宽度为 7mm。（ 3）、确定 各 轴 段的 长 度 、为保证齿轮端面与箱体壁不相碰，齿轮端面与箱体壁间应留有一定的 间距，可取该间距为 14mm。B=18mmL=88mma =156.25mmdf=20mm 1=8mm 、为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端 面距箱体壁的距离为 8mm。又查书 228 的附表 10.5 知， 6208 型滚动轴承 的宽度为： B

25、=18mm。所以轴承支点的距离为：L= （ 18/2+2+14+38/2 ）×2=88mm 、确定轴段 2 的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，所以有： a、上有一套筒，与齿轮端面与箱体壁间应留有一定的间距相同，故取套 筒的长度为 20mm。套筒左端紧靠与齿轮的圈横截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其轴承定位，由上述可知 6208 型轴承的宽度为 18mm。 b、减速器中两个齿轮的中心距a =156.25mm，并且设轴承座端面距外箱体的距离为 y，则： 查书地脚螺钉直径为：df=0.036a+12=0.036 × 156.25+12=17.625mm 圆整后得：

26、df=20mm 箱盖的壁厚为： 1=0.02a+1mm=0.025 × 156.25+1=4.906mm 8mm 取 1=8mm 轴承端盖螺钉直径： d3=（ 0.4-0.5 ）df= （0.4 0.5 ）× 20mm=（8 10） mm 取 d3=8mm查书轴旁连接螺栓直径为：d 1=0.75df=0.75 × 20=15mm 由于较大的偶数则 d1 =16mm，所以轴承的连接螺栓直径为 查手册表 4.2,c1min=22 ， c2min=20 所以轴承座端面距离箱壁的距离为 y 为：y= 1+C1min+C2min+（ 5 10 ） =8+22+20+5=55

27、mmC、外壁圆角半径一般为 3 5mm，取圆角半径为 4mm。 d、由 b、步可知 d3=8mm 螺钉连接外装式轴承的厚度为：e=1.2d316mm写为 M16=1.2 × 8mm=9.6mme、轴段 2 伸出箱体外的长度一般为 15 20mm，为了方便计算取该轴段的 伸出长度为 18mm。 、轴段 1的长度确定，根据联轴器的长度来确定其长度，查书233 页知L =82mm。 、在轴段 1、 3 上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线 上，键槽的长度比相应的轮廓宽度约小5 10mm，键槽的规格查书轴段 1的键槽深度为 5.5mm，宽度为 14mm；轴段 3 的键槽深度为 7m

28、m，宽度为 18mm。d1=15mmcmin=22 ， c2min=20y=55mme=10mmL =82mm。轴全长为 L=82+18+55+10+6+20+38=239mm 两轴承之间的跨距为 203mm七、轴承的选择与校核设计步骤设计计算与容设计结果一、轴承的当量由前面计算知 d2=38mm，选用 6208 型号的轴承。动载荷查书 232 页查表 8.15 知：载荷系数 fp=1.2fp=1.2查书 232 页查表 8.14 知：温度系数 fT=1fT=1因为此 Fa=0由 P=fp× Fr=1.2 × 1505.26P=1806.312N=1806.312N二、 试

29、选轴承型因为是球轴承 =3号根据轴颈 d=38mm，选择 6208 型，并查书 228 页附=3表 10.5 得该型号轴承的基本额定动载荷 Cr=29.5KN基本额定静载荷 Cor=18.0KN Cr=29.5KN由表 8.16 知：轴承预期寿命Lh 的参数值为Cor=18.0KN4000060000h在因为该轴承要工作 5 年且 24 小时连续工作，所以有：三、由预期寿命求所需 c 并校核Lh=5 × 52×5× 24=31200hCmax= fpP/fT 3 60nL6 hCmax= fpP/fT 3 106=13155.58N选择 6208 轴承 Cr=29

30、.5KN满足要求 Cmax<Cr，选择合适。满足要求 Cmax< Cr，选择合适八、键的设计设计步骤设计计算与容设计结果一、 联轴器的键选择 C型健选择 C 型键由轴 径 d1=32mm，在表查得健 宽 b=10mm，健高 h=8mm，1、 选择健的型号L=22110mm。b=14mmL=70mm（ 1.6 1.8 ） dh=9mml1=L-0.5b=70-0.5 × 10=65mm 由式 6.1 得jy1= 4T/dhl 【jy 】L=22 110mm2、写出健的型号选健为 C22× 110GB/T1096-2003二、 齿轮键的选择选择 A 型健选择 A 型

31、键1、选健的型号轴径 d3=40mm，为了使加工方便，应尽量选取相同得健高和b=12mm2、写出键的型号健宽。但强度不够。h=8mm故 健宽 b=12mm，高 h=8mm， L=50mm l2=L-18=50-18=32mm jy2= 4T/dhl 【 jy 】选取键 A28× 140GB/T1096-1979L=28 140mm九、联轴器的选择设计步骤设计计算与容设计结果一、计算联轴器由表 16.1 查得工作情况系数 K=1.3的转矩由式 16.1 得二、确定联轴器主动端 TC1=KT2TC1=249.18N· mm的型号=1.3 × 191.68=249.18

32、N · mm从动端 TC2=KTW=1.3 × 183.93 =239.113N·m Tm由前面可知： dC = 29.05 32.04mm 又因为 d（ 1+0.05 ）= （29.05 32.04 ）（ 1+0.05 ） =30.5 33.64mm n2=119.427r/min n 由附表 11.5 可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴TC2=239.113 N ·m器HL3 GB5014-85。标记为： HL3GB5014-85。十、减速器箱体设计设计步骤设计计算与容设计结果轴中心距a=155mma=155mm箱体壁厚 1=0.02a+1mm=4.9

33、06mm 8mm 1=8mm箱盖壁厚 1=0.02a+1 8mm 1=4.906 8mm机座凸缘厚度b=1.5 × =12mm b1=1.5 1=12mmb=12mm机盖凸缘厚度b2=2.5 =2.5 × 8=20mmb2=20mm机盖底凸缘厚度df=0.036a+12df=17.58mm地脚螺栓直径=17.625mm 取整偶数 20mm地脚螺钉数目a250，n=4n=4轴承旁联结螺栓直径盖与座连接螺栓直径d1=0.75df=15mm 查表取 16mmd1=0.75df=15mm联结螺栓 d2 的间距d2=（ 0.5 0.6 ） df轴承端盖的螺钉直径=10 12mm 取

34、d2=12mmd2=12mmd3l=150 200mml=150 200mm窥视孔盖螺钉直径 d4由表得： d3=（0.4 0.5 ）dfd3=810mm定位销直径=8 10mmdf 、 d1、 d2 至外壁距d4=（ 0.3 0.4 ）df=6 8mmd4=68mm离df 、d2 至凸缘距离d=（ 0.3 0.4 ） d2=8.4 9.6mm凸台高度外箱壁至轴承座端面C1=20mmC1=20mm与箱壁距离C2=18mmC2=18mm机盖机座力厚h=0.36D2=0.36 × 130=46.8mmh=46.8mm轴承端盖外径轴承旁连接螺栓距离l1=C1+C2+（5 10）=43 48mm 取 l1=47mml1=47mm 1 > 1.2 1=9.6mm 1=9.6mm 2 &g