中南大学机械设计课程设计说明书

1、带轮输送机传动装置设计计算说明书设计课题: 带轮输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计冶金院班 级 冶金1101 姓 名 张宏 学 号 0709110129 指导教师 邓晓红老师 2013年 9月机械设计课程设计计算说明书目录前 言第一章 传动方案拟定 第二章 电动机的选择 2.1 电动机类型及结构的选择 62.2 电动机选择 62.3 确定电动机转速 7第三章 确定传动装置总传动比及分配各级的传动比 3.1 计算总传动比 83.2 分配传动比 9第四章 传动装置的运动和动力设计 4.1轴的转速计算 104.2轴的功率设计计算 104.3轴的转矩设计计算 10第五章 齿轮传动的设计 第六章

2、 传动轴的设计6.1高速轴的设计计算 146.2低速轴的设计计算 17第七章 箱体的设计 第八章 键连接的设计8.1输入轴的键设计 218.2输出轴的键设计 21第九章 滚动轴承的设计9.1当量动载荷计算 229.2输入轴的轴承设计 229.3输出轴的轴承设计 22第十章 联轴器的设计第十一章 润滑和密封的设计 10.1密封的设计 2210.2 润滑的设计 23第十二章 参考资料第十三章 设计小结 前言课程设计在机械设计当中占有非常重要的地位。因为机械课程设计就是根据使用要求对机械的工作原理、结构、运动方式、力和能量的传递方式、各个零件的材料和形状尺寸、润滑方法等进行构思、分析和计算并将其转化

3、为具体的描述以作为制造依据的工作过程。本课程设计采用单机齿轮减速器，这是因为齿轮减速器广泛应用于机械制造，纺织，轻工机械，冶金，船舶，航空等领域中是生产中具有典型性，代表性的通用部件，运用极其广泛。齿轮减速器具有轮、轴、滚动轴承、螺纹连接等通用零件和箱体等专用件，充分的反应了机械设计基础课程的相关教学内容，使我们受到本课程内外比较全面的基础训练。而且在画装配图以及零件图的时候，也应用到了以前制图的相关知识和内容，使相关内容得以巩固、加强和提高。在设计的过程中我仔细的精读了机械设计基础课本和设计书，并查阅了相关资料，依据前面设计着的设计对实际设计中的每个环节加以分析、概括和完善。只有不断地对机械

4、设备进行改造充分发挥其应用能力，才能在各个方面将工业生产逐步转变为机械化、自动化、现代化。机械设计课程设计任务书一、 设计题目：设计题目一设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器二、 传动方案图：三、原始数据输送带压力F（N）3000N输送带速度v(m/s)1.5滚筒直径D（mm）400mm四、设计工作量：1、减速器装配图一张（1号图纸）2、零件图2张（1号图纸、2号图纸各一张）3、设计说明书一份设计过程一、设计方案的拟定分组，分方案 二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于

5、不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、 电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：da (KW) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=××××5式中：1、2、3、4、5分别为带轮传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取=0.96，0.99，0.98，.99. 5=0.96则：总=0.96×0.99×0.97×0.99×0.96=0.859所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000总 =(3000×1

6、.5)/(1000×0.859) =5.24(kw)3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒60×1000·V/（·D） =(60×1000×1.5)/（400·） =71.64 r/min根据手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=3。取带轮传动比=4 。则总传动比理论范围为：a24。故电动机转速的可选范围为 Nd=Ia×n卷筒 =(624)×71.64 =429.84 1719.36r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由

7、相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电 动机 型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量Kg传动装置传动比同步转速满载转速齿轮传动比V带传动减速器1Y132M-45.5150014406813.403.53.832Y132M2-65.510009608413.4034.473Y160M2-85.575072011913.40255.36综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带轮传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：电动机主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸 A&

8、#215;B地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸D×E装键部位尺寸 F×GD132515×345×315216×1781238×8010×8三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为： ia=nm/n=nm/n卷筒 =960/71.64=13.40总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0×i （式中i0、i分别为带轮传动 和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书P7表1，取i0=3（带轮 i=24）因为：iai0&

9、#215;i所以：iiai013.40/34.467四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （N·m）n,n,.为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数： 轴：n=nm/ i0=960/3=320（r/min）轴：n= n/ i1 =320/4.467=71.64 r/min 卷筒轴：n= n（2）计算各轴的功率：轴

10、： P=Pd×01 =Pd×1=5.5×0.96=5.28（KW）轴： P= P×12= P×2×3 =5.28×0.98×0.99 =5.07（KW）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550·Pd/nm=9550×5.5/960=54.71N·m轴： T= 9550·P1/nm =157. 575 N·m 轴： T=9550·P2/nm =675.86N·m 计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P

11、=P×轴承=5.5×0.96×0.99= 5.23KWP= P×轴承=5.23×0.99×0.97=5.02 KW计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T×轴承=157.575×0.99=155.99 N·mT = T×轴承 =675.86×0.99= 669.10N·m 五、齿轮传动的设计：(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为240HBS，大齿轮选用4

12、5号钢正火，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级齿宽系数d查表可得，d=0.8，小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限： 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 则 取两式计算中的较小值，即H=380Mpa小大齿轮的弯曲疲劳强度：查表6-8 ，取SF=1.25则 按接触强度设计齿轮按8级精度制造，去载荷系数k=1.5。d1 查表114， 知 Ze=188 Zh=2.5u=4.467 d1=79.6mm常用小齿轮小齿数z1=1740，取z1=28，Z2=4.467×28=125.076mm，取整为125mm， 取m=3，则d1=84mm, d2=375 mm 中心距a=230mm, 实际传动比

13、i=4.464小齿轮宽b1=67.2mm, 取整b1=70mm, 大齿轮宽b2=65mm校核齿的弯曲强度,齿形系数YF1=2.65，YF2=2.23按最小齿齿宽计算F1=2KT1YF1/bm²z1=113.9MPa,F2=F1 YF1/YF2=108.9MPa。齿轮圆周速度v=d1n1/60×1000=1.407m/s.符合强度要求。选8级精度合适。分度圆直径d1=84mm， d2=375mm，齿顶圆直径da1=90mm， da2=381mm，齿根圆直径df1=76.5mm， df2=367.5mm，全齿高h=6.75 mm。六 轴的设计1， 输入轴的设计 (1) 确定轴上

14、零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#合金钢，调制处理，硬度197286HBS轴的输入功率为P=5.28 KW 转速为n=320r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=116D1D247.96mm。考虑到键槽对轴强度消弱的影响，直径增加2-3%，得d1=30.45mm，d2=49.42mm，将轴标准化d1=31.5mm，d2=50mm。(3)确定轴各段直径和长度从带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取31.5mm，L=63mm右

15、起第二段，考虑链轮的轴向定位要求，该段的直径取33mm, L2=55mm。右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×72×17，那么该段的直径为35mm，长度为L3=33。右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，小齿轮的分度圆直径为84mm，则第四段的直径取40mm,齿轮宽为b=70mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=67mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=46mm ,长度取L5=14mm右起第六段，该段为滚动轴

16、承安装出处，取轴径为D6=35mm，长度L6=17mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=84mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =156×105 N·mm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=3714N 求径向力FrFr=Ft·tan=3714×tan200=1352NFt，Fr的方向如下图所示 （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1857 N水平面截面C处的弯矩Mn=L×RA/2=136.948N。 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承

17、则Fa=0那么RA=RB =Fr/2=676 N垂直面截面C的弯矩：MC1= MC2=RA×73=50 Nm。（6）合成弯矩 （7）转矩T= Ft×d1/2=146.754 Nm （8）当量弯矩 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=73.164Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=73.164×1000/(0.1×453

18、)=8.59 Nm<-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=33.1×1000/(0.1×403)=5.12 Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。2输出轴的设计计算(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度197286HBS轴的输入功率为P=5.07 KW 转速为n=71.64 r/mind2=50mm(3)确定轴各段直径和长度 从联轴器

19、开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=50mm，又联轴器的长度为112mm，取轴长稍小于联轴器的长度为100mm。右起第二段直径取d2= 55mm，考虑到带有密封的轴承端盖的轴段长度，应根据轴承端盖的厚度来确定，并考虑联轴器和箱体外壁之间应有一定的距离，故取L2=57mm。 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6212型轴承，其尺寸为d×D×B=60×110×22，那么该段的直径为D3=60mm，长度为L3=38mm。右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴之间用键连接，直径要增加5

20、%，则该段取63mm，即d4=63mm，取轴段长度L4=63mm， 右起第五段，d5 =65mm, L=16.5mm。右起第六段，由于同一轴上的轴承选用同一型号，便于轴承座孔镗制和减少轴承类型，取d6=d3=60mm，Ld=22mm。 . 七箱体结构设计(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为

21、国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结

22、构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n8轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓

23、d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df， d2至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 16凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 55大齿轮顶圆与内机壁距离123齿轮端面与内机壁距离2 15机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D2112， 150轴承端盖凸缘厚度t 10，12轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2八键联接设计1输入轴与联轴器联接采用平键联接此段轴径d1=31.5mm, L1=

24、63mm查手册得，选用C型平键，得：1键 10×8 GB1096-79 L=L1-b=63-10=53mmT=157.575N·m h=8mm根据课本P243（10-5）式得p=4 ·T/(d·h·L)=4×157.575×1000/（31.5×8×53） =47.2Mpa < R (110Mpa)2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径d2=35mm L2=67mm T=157.575N·m查手册 选A型平键 GB1096-792键12×8 GB1096-79l=L2-b=67-

25、12=55mm h=8mm p=4 ·T/（d·h·l）=4×157.575×1000/（35×8×55） = 40.9Mpa < p (110Mpa)九、轴承设计1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1352N （3）选择轴承型号查课本表11-5，选择6207轴承 Cr=19.8KN2.输出轴的轴承设计计算 （3）选择轴承型号查课本表11-5，选择6212轴承 Cr=36.8KN 根据条件，轴承预计寿命 Lh5×365×8=14600小时十、联轴器的选择输入轴最小直径为50mm，综合考虑选择梅花形弹性联轴器，Y型ML7联轴器。.十一、密封和润滑的设计1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1) 对于齿轮来说