带式传动机的一级圆柱齿轮减速器

1、课程设计报告课程名称：课程设计设计题目：带式传动机的一级圆柱齿轮减速.器 系 别：专业班级：机电一体化2班学生姓名：学号：机械设计基础课程设计说明书 目录机械课程设计任务书21电动机的选择32计算传动装置的总传动比 53计算传动装置的运动参数和动力参数64带传动设计 75齿轮传动设计 116轴的设计157键的设计和校核228轴承的选择和校核 249联轴器的选择2610减速器的箱体设计 2711减速器的润滑、密封和润滑油牌号的选择2912参考资料30机械零件课程设计任务书设计题目：带式传动机装置的一级圆柱齿轮减速器运动简图：工作条件：传动平稳，传动带单向工作，每天工作 24小时，使用年 限5年，

2、输送带允许误差为士 5% .原始数据：已知条件数据传送带工作拉力F/ N3000传送带工作速度v / (m/ s)1.5滚筒直径D/ mm400设计工作量：设计说明书一份；减速器装配图一张；减速器零件大齿 轮图一张；轴一张。一、电动机的选择设计项目计算及说明主要结果(1)选电按已知工作要求和条件，选用 Y型全封闭型笼型三相异动机类型步电机(2)选择工作机所需的电动机输出功率为：Pd=3.97kw电动机功由电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率)n w=71.66r/mi n率为：选择 Y160M-6(3)确定% "叽5电动机电动机的之中。分别为带传动、轴承、齿轮传动、转速联轴器、

3、卷筒的效率。3 =0.96; =0.99;巳=0.974 0.995= 0.96所以卩_ Fv/ / 1 “丿、Pd 1000叶 w=3.97kw卷筒轴的工作转速为：60 *lOOOv%一 nD=601000 ".53.14 汇 400=71.66r/mi n按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比。二?血4单级齿轮传动比，则合理总传动比的范围。故电动机转速的可选范围为：g =i nw=(620) 71.66 =429.96 1433.2r/mi n符合这一范围的同步转速电动机有Y160m2-8和Y132s-6 两种。综合考虑选择Y160M-6型电动机，其额定功率是5.5kw;同步

4、转速是1000r/min;满载转速是960r/min;总传动比是13.39。方案电动机型号额定功率电动机转速传动装置的总传动比Pc/kw同步转速满载转速1Y160M-64100096013.392Y160L-847507208.92二、计算总传动比和分配传动比设计项目计算及说明主要结果(1)计算由选疋电动机的满载转速nm和工作i =13i = 3i 2 = 4总传动比机主动轴的转速nw可得传动装置的总传动比为：960r/min =13nw 71.66r/mi n对于一级传动有：i=iMi2把总传动比合理地分】配给各级传 动比，限制传动件的圆周速度以减小动 载荷，降低传动精度等级，在满足使传 动

5、装置结构尺寸较小、重量较轻和使各 传动件的尺寸协调，结构匀称、合理、 避免相互干涉碰撞的条件下取：h = 3i2 = 4三、计算传动装置的运动和动力差数设计项目计算及说明主要结果（1）各轴的转速由式（9.8 ）式（9.10）得出：nm 960nj =320r/m in11 3山 320 n2 = =80r/m in12 4nw = n2 =80r / min=320r / mi nn2 =80r / minnw =80r / min（2）各轴的输入功率由式（9.119.13 ）得出：P"i = Pd x 叫=3.97 x 0.96 = 3.81kw p2 = Pi 況"12

6、 = 3.81 沃 0.96江 0.97 = 3.55kwPw = p2 汉"3 汉*4 = 3.55汉 0.96汉0.99 = 3.37kwPj = 3.81kw p2 =3.55kwPw = 3.37 kw（3）各轴的转矩Td =9550><匹 U9550X397 =39.49N *m nm960p13.97£ =9550 汇匕=9550江=113.70N *m m320p23.55T2 =9550 汉山=9550 汉=423.78N *m n280Tw 9550X pw 9550X337 402.29N m nw80Td =39.49N m =113.70

7、NT2 =423.78N tTw =402.29N *r运动和动力参数的计算结果列和下表:、一轴参数、电动机轴1轴2轴滚筒轴功率p/kw3.973.813.553.37转速 n/r/min9603208080转矩T/N.m69.0218.78787.16733. 7传动比i341效率0.960.970.99四、带传动设计设计项目计算过程及计算说明主要结果(1)确定计确定计算功率，查表8-7有Pc =6.35kw算功率kA "6贝SPc汉 3.97 = 6.35kw选择V带根据使用要求，选择普通 B型V带普通B型V带的型号确定带取 ddl =140mm：dmin =125mmdd1 =

8、140mm轮基准值所以大带轮 dd2 =d =96°>d40 = 420mm2 n21320dd2 = 450mm取大带轮的标准值dd2 = 450mm则实际传动比1,=皿=450 =3.21dd1140(4)验算带利1口nQ .v =7.03m/ sv = 7.03m/s60 "000速(5)初定 中心距a 和基准带 长初定中心距为a=750mm2.c兀(dd2 ddjld 2a + (d +dd2) +24a°3.14(450-140)2 2x750+x(450 + 140) + ')24x750=2458.33mm由表8-3取标准值为ld =

9、2500mm由式8-19得实际中心距a为：丄 Ld 一 Ld。 宀”丄 2500 2458.33、“ “a 俺 a0 +=(750 +) = 770.84mm2 2中心距a的变动范围为：amin =a 0.015Ld =733.34mmamax =a +0.03Ld =770.84 +0.03 汉 2500 =845.84mmld = 2500mma 彩 770.84mmamin = 733.34mmamax = 845.84 mmi(6)校验小带轮包角dd9 一d d100、Qa1=180 57.3 =172.90 120a印=172.90 =(7)确定由式z >-(得:P。+3)仆p

10、0 =1.65kwV带根数Zkb =2.649如0根据 ddi =140, n= 320查表8-4用内插法得：也p0=0.31kwPo =1.65kwZxZ=31Po =3 1<ki丿由表8-5查得kb =2.649x10根据传动比i=4表9.19 & =2.6494x10.3(1 YPo = |2.649汇 10汉 970 11 kw-0.31kw、1.1373 丿由表8-3差的带；长度修正系数=1.03由图8-5查得包角系数ka =0.97得普通带根数Z-635=3.24(1.65 + 圆整得Z=3根(8)单根由参考资料1表8-2得q=0.1kg/mFo =131.21NV带

11、的初L1000 p 2.5 八，2Fo (T)十qv2zv 0.97拉力1000“.352 52=x (一1) +0.17沢 7.032 乂 67.030.95= 131.21N(9)带轮"2佔碍。131.21“仙17：90Fq =1517.50N轴上的压= 1571.50N边力(10)设计选用 3 根 A-4000GB/T 11544_1997V 带；3根结果带基准长度2500mm轴上压A-4000GB/T力 Fq为 1571.50N ；dd1 =140mm;dd2 =450mm11544 1997V带综上结果各参数列表如下:""参数. _r电动机轴1轴2轴滚筒

12、轴功率p/kw3.973.783.493.42转速960315.7993.9893.98n/r/min转矩T/N.m59.24183.73779.78732.3传动比i3.213.951效率0.960.970.99五、齿轮设计设计项目计算过程及计算说明主要结果(1)选择因传递功率不大，选用软齿面齿轮组合，齿轮材料小齿轮用45钢正火，硬度为169217HBS,及精度等大齿轮选用45钢调质。硬度为288300级HBS，选齿轮精度等级为9级，要求粗糙度(2)按因两齿轮均为钢质齿轮，可使用式51.99F0 N.m齿面接触(11.23 ):K=1.1疲劳强度d：k(u + 叽(317爲2!%U$H F乙

13、=27设计z2=107确定相关参数：U =3.96c PSlim =450mpa=9.55。06 上bhiim =580mpa转矩：n1N d =5T1 =1.9105 N *m185.98X10载荷系数K:查表11.10取K=1.1错误！未找到引齿数。和齿宽系数用源。d= 61.53mm小齿轮的齿数取27,则大齿轮的齿数mn = 2.5mm圆整取7a = 208.3mm头际齿数比为u3.96B = 15.2z127齿数比的误差为因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面又为软齿面，由表11.19选取 许用接触应力由图11.25查得Sim =450mpaSim =580mpa由表11.9查得Nj

14、 =60njLh =60 汇 319.5 汉 1 "5汉52 汉 5 汉24 ) =5.98。08门18N2 = =1.51X10i查图11.28得掩存九114>(450=513MpaSn1k 石1 心 hlin2 1.14X580一- 661.2MpaSn1由表11.9查得 确定模数：由表 11 . 11 查得 Ze =189.8叫雹宀炸211.1 汉 1.99 汉 105 汉(3.96+1)3.17 汉 189.8 2绑i、()213.96513=61.53mmd cosB 77.48 cos15- . _mn 2.19mm乙27由表11.3取标准模数 确定中心距和螺旋角：

15、mn(Z1 +Z2)2.5"27 +107).a 一- 208.3mm2cosB2K cos15圆整后去中心距为a=214mmB arcosmn(zi+z2)2.5><(27 +107)。B = ar cos= ar cos=15.22a2x214此值和初选值相差不大，不必重新计算。(3)主要mn Zi2.5 汉 27“ 一d =巳=69.94mmd1 = 69.94mmcosB cos15.2尺寸计d召 一2®107 一布帀口d2 =cos B cos15.2算：b = ®d d 1 =仆69.94 = 69.94mm277.2mmd = 70mm综

16、合选择取b1 = 70mm b2 = 75mmb2 = 75mm(5)按齿根弯曲疲由式(11.37出，如则校核合格。Zv1 = 30Zv2 = 117确定有关参数和糸数：劳强度校(1)当量齿数Yf1 =2.54Yf2 =2.17核z127ccZv1 任 3 0 30cos P cos15.2Ys1 = 1.63(6)验算Z2107Ys2 =1.82Zv2 口 3 3 _ 117cosPcos15.2齿轮的圆查表(11.12 )得% =150mpagn =160mpa周速度YF1 =2.54Yf2 =2.17查表 11.13 得 丫S1 "63Ys2 =1.82G F 1 =116MP

17、aBf】2 =由图11.26查得123MPaaFnn =150mpa a Flin -160mpa口 F 1 =由表11.9查得SF=1'374.84MpaCT由图11.27查得1U F271.39mpa由式（11.16 ）可得：齢 1 =YzFlin1 “i6MPaSFbr YN2"-' Fli 2 f 2 二=123MPaSf故1.6 KT1 cosPctF1 =2=74.84Mpa £ bF 1bmn z1aFaF1 丫F2Ys2 =71.39mpa v bF 1YF1YS1齿根弯曲强度校核合格。由表11.21可知，选8级精度是合适的,齿轮的齿顶圆直径

18、为da2 二 d2 2ha =277.22 1 2.5 = 282.2mmda1 = d2ha 二 66.94mm由于200mm所以采用腹板式结构。兀 d1n1V 1 11.09m/s60 1000 60000由表11.21可知，选9级精度是合适的（a2=282.2mmd a1 二66.94mm六.轴的设计设计项目计算及说明主要结果(1)选择由已知条件知减速器传递的功率属于小d1=30mm轴的材料，功率，对材料无特殊要求，故选45钢并经调d2=40确定许用质处理。由参考资料1第273页表14.4查得d3=47高速轴设计应力。强度极限S b= 637MP& 由表16.3得d4=53（2）

19、按扭矩t 少】=60MPa.d5=40强度估算根据表16.2得C=118107又由式（16.2 ）轴径。（最得 d>C3但=(118107) 3 6.73 =29.9633.04Rn 319.5小直径）考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有（3）设计键槽存在，故将估算的轴的最小直径加大轴的结构3%5%,取为，30.8634.69mm 由设计手册并绘制草取标准直径d1=30mm图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在确定轴箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，上零件的轴的外伸端安装半联轴器。位置和固要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的装定方式配顺序和固定方式。轴承对称安装于齿轮的确定各两

20、侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配轴段的直合固定。径轴段（外伸端）直径最小，d1=30mm考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴肩，冋时为能顺利在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，因为齿轮为斜齿，所以选角接触轴承，查参考资料2第87页附表7.2选6008型深沟型轴承。故取轴段直径为 d2=40mm用相 同方法确定轴段 ' 的直径 d3=47mm;d=53mm为了便于拆卸左轴承，可查 出6008型深沟型轴承的安装高度为 2.5mm 齿轮轮毂宽度为75mm齿轮轴段长度应略短 于从动齿毂宽度，取为 173mm为保证齿轮 端面和箱体内壁不相碰，齿轮端面和箱体内 壁间应

21、留一定的间距，取该间距为15mm为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽 度为18mm）,并考虑轴承的润滑，取轴承端 面距箱体内壁的距离为5mm（1）选择轴 的材料，确 定许用应 力。（2）按扭矩强 度估算轴 径。（最小直 径）（3）设计轴 的结构并绘 制草图 迪确定轴上 零件的位置 和固定方式 ©确定各轴 段的直径 ©确定各轴 段的长度 ©选定轴的 结构细节 按弯扭 合成强度校 核轴直径 画出轴的 受力图（见 图 1b）。 作水平面 的弯矩图见图图1c）。支点反 力为： 作垂直内 的弯矩图d, 支点反力 为： 作合成弯 矩图e 作转矩图 f: 求当量转 矩 确定

22、危险 截面及校核d1=48mmd2=55mmd3=60mmd4=69mmd5=60mmL=132mmL1 =92mmL2=84mmFt2=8282.5NFr2=3123.92NFa2=848.46NFha=4141.25N Mi=273322.5N.mm MiiFva=1385.18NMi 左MiMii =251164.9 N.mmM 左=287345.1 N.mmM右M =293141.32 N.mmT=20116.28 N.mmMi=530201.14 N.mmMii3 ei=31.86Mpa6 eii =23.45 Mpa由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选45

23、钢并经调质处理。由参考资料1第273页表14.4查得强度极限S B= 637MPa。由表16.3得6.16=58.7Mpa.根据表16.2得C=118107。又由式（16.2）得 d>C3 P = （118107） 3 6.6 =42.451.2 忤V 80.83考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有 键槽存在，故将估算的轴的最小直径加大 3%5%,取为，43.6753.76mm。由设计手册取标准直径d1=48mm由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在 箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧， 轴的外伸端安装半联轴器。要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的装 配顺序和固定方式。参考资料1第

24、267页图 14.8，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左 端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。 这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿 轮的周向定位采用平键连接。轴承对称安装 于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采 用过盈配合固定。如图1:轴段（外伸端）直径最小，d1=48mm; 考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定 位，轴段上应有轴肩，同时为能顺利在轴 段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径 的标准，因为齿轮为斜齿，所以选角接触轴 承，查参考资料2第87页附表7.2选7011AC 型角接触轴承。故取轴段直径为d2=55mm; 用相同方法确定轴段 ' 的直径 d3=60mm;d4=69m

25、m;为了便于拆卸左轴承，可 查出7011AC型角接触的安装高度为 2.5mm，取 d5=60mm.齿轮轮毂宽度为70m m。轴段的长度应略 短于齿轮轮毂宽度，取为 68m m，为保证齿 轮端面和箱体内壁不相碰，齿轮端面和箱体 内壁间应留一定的间距，取该间距为 15mm, 为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承 宽度为18mm），并考虑轴承的润滑，取轴承强度修改轴 的结构端面距箱体内壁的距离为5mm,所以轴段 的长度取为20mm,轴承支点距离L=132mm; 根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距 离要求，取Li=92mm;查阅有关的联轴器手 册；L2=84mm;在轴段，上分别加工出键 槽，使两

26、键槽处于同一圆柱母线上，键槽的 长度比相应的轮毂宽度小约 510m m,查参考 资料1第279页表14.5有轴段上的键槽键 宽 b=14mm,键咼 h=9mm,键长 L=36160mm 轴段上的键槽键宽b=18mm,键高 h=11mm，键长 L=50200mm。圆角 r=2。轴环宽 b=1.4 ,h=1.4 x 2.5=3.5mm. 按计算结果画出轴的结构草图见（图1a）. 查参考资料1第199页公式（10.34）有： 盼211 =2“98.78=8282.5Nd148Fr2= Ft2 tan* =3123.92NcosPFa2= Ft2tan14 ° =848.46NFt2FhA=

27、Fhb=一 =4141.25N2I- I截面的弯矩为：132M hi=4141.25 汇 2II- ll截面处的弯矩为：M hii =4141.25 x 匚Ft2Fa2d23123.9222l2848 46 汇 55848.46 55=1385.18N2 "32Fvb=Fp2 Fva=6881.23NI- I截面左侧弯矩为：Mvi 左=Fva* - 2I-I截面右侧弯矩为：Mi 右=F/b丄2II- ll截面处的弯矩为：Mii = FvbX 36.5=251164.9 N.mmM=；M 2 +M/ HI-I截面：Mi 左二 JMh+Mvi 左2 =287345.1 N.mmMi 右=

28、JMh+Mvi 右'=530063.74 N.mmII-II 截面：M II = JMhii 2 +Mvii2 =293141.32 N.mm6 P6 73T=9.55 X 106 - =9.55 X=20116.28n319.5N.mm因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动 循环变化，修正系数。为0.6。I- I截面：.2Mei=JMi 右2 +(gT) =530201.14 N.mmII- II截面：M eii=JM"2+(gT)2=293141.34 N.mm由图1可以看出，截面I-I, II-II 所受转矩 相同，但弯矩 Mi> Mii，且轴上还有键槽，故 截面

29、I-I可能为危险截面。但由于轴径 da> d2,故也应对截面II-II 进行校核。I- I截面：M el6ei=-=31.86MpaWII- II截面：M ell6 eii =虬=23.45 MpaW查表14.2得1b=65Mpa,满足6 e< 的 条件故设计轴有足够的强度，并有一定裕量。 因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作 修改。七、键的校核设计项目计算及说明主要结果(1)齿轮处低速轴d=60mm的键。选择键的型号A型8 jy =140MPa确定键的基本尺寸轴径低速轴d=60mmA18X50已知：GB/1096-2003b=18mm h=11mmL=50200mm由表8.2查

30、得许用应力：8=150MFag .4000T8 jydhl4x787.16"000A IV o jy60工11域328 jy =140MPav 8 jy(满足)写出键的型号：A18 X 50 GB/1096-2003(2)联轴器选择键的型号C型jy =107.83MPa处的键确定键的基本尺寸轴径C14X70d=48mmGB/T1096-2003b=14mm h=9mmL=36160mm由力J : 8 jy =150MFa .4000T8 jy =dhl4000x787.16S jy =48x9x63S jy =107.83MPa v S jy（满足）写出键的型号：C14 X 70 G

31、B/T1096-2003(3)带轮处选择键的型号C型C8X70的键确定键的基本尺寸轴径d=30mm由参考资料1第121页表8.1查得：b=10mm h=8mmL=22110mmGB/T1096-2003由=表8.2查得许用应力：150MFa._4000T S jydhl4000X98.75S jy =30汇8汉55S jy =60MPv S jy （满足）（写出键的型号：C8X 70GB/T1096-2003S八、滚动轴承的校核设计项目计算及说明主要结果(1)轴承的选低速轴：初选轴承用角接触球轴承7011AC型号择高速轴：初选轴承用深沟球轴承6008型号计低速轴低速轴：算轴承Fr= jFva2

32、 +FHa2 二？I385.182 +4141.252 =3123.92NFr=3123.92N的轴向Fa=848.46NFa=848.46N力Fr高速轴高速轴：FaFr= jFva2 +FHa2 =923,122 +3202212 =2168.97NFr=2168.97NFa=558.68NFa=558.68N(3)轴已知：X=0.4P=2727.17 N承的寿f p=1.2Cr=37.2KN命计算f T=1C=2467.23N的校核Cr=37.2KN Y =1.5P=1879.56N低速轴Lh=43800hPf p(X F叶 Y Fa)CW7896.47NP=1.2(0.4 X 3123.

33、9+1.5 X 848.46)=2727.17 N轴承的工作时间为：Lh=5X 365 X 24=4380ChC=p(2727.17(80.843800) 0.3 =2467 23NfT 16670116670C<Cr高速轴Pf P(X F叶 Y Fa)P=1.2(0.4 X 2168.97+1.5 X 558.68)P=1879.56N轴承的工作时间为：Lh=5X 365X 24=4380ChC=p ( nLh二1879.56(32.33x43800)0.3 fT(16670116670=47896.47NC<Cr九、联轴器的选择设计目的计算及说明主要结果(1)选择联轴器 的类型为缓和震动和冲击，选择弹性柱 销联轴器(2)选择联轴器 的型号计算转矩：由参考资料1第397页表19.1得K=1.3Tc=KT=1.3 X 779.78=1013.72 N M由参考资料2第299页附表3.2选 用HL4型号的联轴器 Tm=1250N- M因为Tc<Tm，所以联轴器的选择合格 因为外伸端为圆柱型轴，故选取Y型轴孔，从动端选用 J型轴孔，A型键 槽所以所选联轴器的型号为：HL4 型 YA238JA24 汉 3