带式单级圆柱齿轮减速器机械设计基础课程设计说明书

课程设计说明书课程名称题目名称学生学院专业班级

机械设计基础带式单级圆柱齿轮减速器学

号学生姓名指导教师机械设计基础课程设计2011年12月15日二、目录一、设计任务书……………3二、传动方案的拟定和说明………………4三、传动装置的运动和动力参数计算……5四、传动零件的设计计算…………………6五、轴的设计计算…………11六、轴承的选择与计算……………………15七、键连接的选择与计算…………………16八、联轴器的选择…………17九、减速器附件的选择……………………17十、润滑与密封方式选择、润滑剂选择…………………18十一、设计小结……………18十二、参考资料……………19设计题目：带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器设计小组成员：2机械设计基础课程设计三、设计任务书青岛滨海学院机电一体化技术专业机械设计基础课程设计任务书学生姓名：

班级：

学号：一设计题目：设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器给定数据及要求已知条件：运输带工作拉力F=2200N；运输带工作速度V=1.8m/s允许运输带速度差为±5%）；滚筒直径D=450mm；两班制，连续单项运转，载荷轻微冲击；工作年限5年；环境最高温度35℃；小批量生产。二应完成的工作25.减速器装配图一张；26.零件工作图1-2张（从动轴、齿轮）；27.设计说明书一份系主任：

科室负责人：

3

指导教师：机械设计基础课程设计发题日期：2011年11月28日完成日期：2011年12月24日四、传动方案的拟定和说明计算内容设计单级圆柱齿轮减速一级带传动：１、工作条件：使用年限5年，工作为两班工作制，载荷平稳，环境清洁。２、原始数据：滚筒圆周力F=2200N；带速V=1.8m/s；滚筒直径D=450mm；方案拟定：采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。选择电动机：1、电动机类型和结构型式：Y系列三相异步电动机2、电动机容量根据传动装置总效率及查表2-3得：V带传动=0.96；滚动轴承=0.98；圆柱齿轮传动=0.97；

计算结果1弹性联轴器=0.99；滚筒轴滑动轴承=0.97。

34传动装置的总功率：

5

查表得：=0.961η总=η带×η轴承2×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.97=0.85

23

=0.98、=0.97、电机所需的工作功率：

4

=0.99、Pd=FV/1000η总

5

=0.97=2200×1.8/1000×0.85=3.36KW

4

=0.85机械设计基础课程设计方案

电动机

额定功率（kw）

电动机转速（r/min）

传动装置的传动比Pd=3.36(kw)5机械设计基础课程设计型号

同步

满载

总传动比

V带传动

单级减速器123

Y160M1-8Y132M1-6Y112M-4

444

75010001500

7209601440

9.4212.5718.85

32.83.5

3.144.55.385计算内容

计算结果3、电动机的转速已知条件计算驱动滚筒的转速nω,即6010006010001.8n

n

w

=76.4r/mi为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-1查得V带传动常用传动比范围i1=2~4,单级圆柱齿轮传动比i

nd由表中数据可知两个方案均可行，方案1相对价格便宜，方案458～1528r/min3的传动比较大，传动装置结构尺寸较大，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，整体结构更紧凑，价格也可下调，因此采用方案2，选定电动机的型号为Y132M-6。4、电动机的技术数据和外形、安装尺寸

初选电动机型号为Y132M-6由表20-1，20-2查出Y112M-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用（略）。五、传动装置的运动和动力参数计算计算内容计算传动装置传动比和分配各级传动比1传动装置传动比

计算结果i

nn

m

96076.4

12.56

i=12.562分配各级传动比取V带传动的传动比i1=3，则单级圆柱齿轮减速器传动比为676.4r/minD45076.4r/minD450范围i2=3~5，则电动机转速可选范围为nd=nω·i1·2=458~1528r/min机械设计基础课程设计i2

ii1

12.563

4

i=4所得i2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。传动装置运动及动力参数计算1、各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为高速轴1n0=nm=960r/min低速轴2nI=n0/i1=960/3≈320r/min卷轴nII=nI/i2=376/4.2≈89.5r/min

nnn

012

=458.1（r/min）=114.53（r/min）=89.5r/min2、各轴输入功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即高速轴1P0=Ped=3.36kw低速轴2PI=P0ŋ1=3.36x0.96≈3.226kw卷轴PII=PIŋ2ŋ3=3.226x0.98x0.97≈3.066kw3、各轴转矩To=9550xP0/n0=9550x3.36/960=33.425N·mTI=9550xPI/nI=9550x3.226/320=96.28N·mTII=9550xPII/nII=9550x3.006/89.5=320.75N·m六、传动零件的设计计算计算内容1．选择V带的型号根据任务书说明，每天工作24小时，载荷平稳，由《工作情况系数KA》的表7-5查得KA=1.4。则P4kwIPd=PI·KA=1.4×4=5.6kW7

P0=3.36（KW）PI=3.226（KW）PII=3.066（KW）计算结果机械设计基础课程设计根据Pd=5.6kW和n1=960r/min,由《机械设计基础课程设计》T=33.42N·m0图7-17确定选取A型普通V带。2．确定带轮直径D1，D2。

T=96.28N·m1由图7-17可知，A型V带推荐小带轮直径D1=122～140mm。考虑到带速不宜过低，否则带的根数将要增多，对传动不利。因此确T=320.75N·m2定小带轮直径D1=125mm。大带轮直径，由公式D2=iD（1-ε）=367mm(其中ε取0.02)

K

=1.41)由查《机械设计基础》表8-3，取D2=355mm。2)计算实际传动比i

P

d

=5.6D2D12513．检验带速vv=5.9m/s<25m/s4．确定带的基准长度根据公式7—29：0.7（D1+D2）<a<2（D1+D2）初定中心距500mm依据式（7-12）计算带的近似长度L

A型V带D1=125mmv=5.9m/s满足速度要求（5m/sv25m/s）L2a0

2

(DD)12

(DD)2124a0

=1780mm由表7-3选取Ld=1800mm，KL=1.015．确定实际中心距a

D=355mm2i=2.84aa0

LLd2

=510.0mm6．验算小带包角α

1a180o-1

(D-D)57.321a

o

=1550

0.3%<5%合格7．计算V带的根数z由式得根据D1=125mm，n0=960r/min查表8.9，根据内插法可得P=[1.191.401.19(960800)]=1.376kW08

259a74001=355=2.84i=1=355=2.84i=980800机械设计基础课程设计功率增量P=Kn1(11)0ai由表K=0.001275a根据传动比i3552.84查表8.19得K=1.1373i

取a=500mm0L=1800mmdP0

=[0.001275*960*(1

11.1373

)=0.147kw

a

=510.0mm由表8.4查的带长度修正系数KL=1.01，由图8.11查得包角系数0.94z

Pd(PP)KK00a

L

=

5.6(1.3760.147)0.94*1.01

=3.87

1格

=155>120合圆整得z=48．确定单根V带出拉力F查表8.6得单位长度质量q=0.10

P0

=1.376kw)F

0

=

500Pdvz

(

2.5k

1)qv2

P0

=0.147(kw)KaF

0

=200.38N

012759．计算压轴力K=1.1373iF

Q

2zFsin0

12

=1381.1N10．带轮结构设计小带轮d=125mm采用实心结构1

取z=4大带轮d=355mm采用孔板式结构2

F

0

=200.38N高速级齿轮传动设计一、选择材料、精度及参数

F

Q

1381.1N小齿轮：45钢，调质，HB1=240大齿轮：45钢，正火，HB2=1901.计算齿轮上的作用力设高速轴为1，低速轴为2圆周力：Ft1=2T1/d=1540.5N

9

8级精度小齿轮45钢调质HB240HBS大1齿轮45钢正火K125=0.0K125=0.0机械设计基础课程设计Ft2=2T/d=1807.1N

HB

2

190HBS径向力：Fr1=F1t·tana=344.6NFr2=F2t·tana=404.25N轴向力为几乎为零2．按齿面接触疲劳强度设计

合格z241z962合格d1

3

2kTu1zzz(EH)2duH1)确定设计公式中各参数

K

t

=1.1初选载荷系数K=1.1t2)小齿轮传递的转矩

T

0

=33.42N·mT

0

=33.42N·m

=1d3)选取齿宽系数查表10.20（P203）d

z=189.9MPaE4)弹性系数z查表10.12（P186）E

H

lim=580Mpa15)小、大齿轮的接触疲劳极限

H

lim、1

H

lim（P181）2

H

lim=560Mpa26)应力循环次数NL60nt60196024365511h

=2.52109

NL2.521091NL

2

6.3108NLNL/i6.3108217)接触寿命系数z、z8)计算许用应力

N1N2

查图10.27（P183）

zz

N1N2

=0.88=0.92H1H2查表10.10（P180）最小安全系数Smin1H

S

H

min1

H1

limz1SminH

N1

5800.881

510.4MPa

H1

=510.4Mpa

H2

=HS

limz2minH

N2

5600.921

515.2MPa

H2

=515.2Mpa模数：m=2齿数：z1=24

z2=96

10

Flim1

=210Mpa=H机械设计基础课程设计齿数比：

u=z2/z1=96/24=4

Flim2

=190Mpa精度等级：选8级（GB10095-88）齿宽系数Ψd:Ψd=0.83（推荐取值：0.8~1.4）

Y

N1

=Y

N2

=1齿轮直径：d1=mz1=48mm压力角：a=200齿顶高：ha=m=2mm齿根高：hf=1.25m≈2.5mm

d2=mz2=192mm

Y=1X=279.68MpaF1=190.08MPaF2全齿高：h=(ha+hf)=4.5mm中心距：a=m(z1+z2)/2=120mm

Y

=0.70小齿轮宽：b1=Ψd·d1=0.83×48=39.84mm

Y

Fa1

=2.65Y

Fa2

=2.1大齿轮宽：根据《机械设计基础》P168,为保证全齿宽接触，

8通常使小齿轮较大齿轮宽，因此得：b2=40mm

Y

Sa1

=1.59,Y

Sa2

=2.d=mz2.52050mm11

18d=mz2

2

2.580200mm

K=1.21)齿宽bbd15050mmd1bb(5~10)mm12

m=2b20mm1b30mm24．校核齿根弯曲疲劳强度2KT1F2FaSaFd1

D20mm1D=22mm21)确定验算公式中各参数

D

3

=25mm小大齿轮的弯曲疲劳极限

Flim1

、

Flim2

查图10.25（P182）

D

4

=48mm弯曲寿命系数Y、YN1

N2

查图10.26（P183）

D

5

=25mm尺寸系数Y

X

查图5.25（P162）

D

6

=29mm计算许用弯曲应力

F1

、

F2

D

7

=25mm查表10.10安全系数S

Fmin

1.3

11YYYYYYm3z机械设计基础课程设计YYFlimNFFmin重合度系数Y

X

L35mm1L42mm2Y

=0.25+0.750.250.750.701.68

L3

16mm齿形系数Y

Fa1

，Y

Fa2

查图10.13（P187

L12mm4应力修正系数Y

Sa1

，Y

Sa2

，查图10.14（P187）

L

5

=40mm2)校核计算

L6

16mm

F1

2KT1m3zd

1

2

Y

Sa1

Y

Fa1

=

F

rA

1568.8N21.11052652.5225

*2.65*1.59=91Mpa

FrB571N

F2

F1

YYFa2FSa2YYFa1Sa1

91

2.181.82.651.59

85Mpa七、轴的设计计算计算内容1、轴的材料选用45钢2、估算轴的直径根据《精密机械设计》P265式(14.2)

计算结果轴的最小直径d

3

9.55106P/n0.2[]T

C3

Pn

取C=110或[]=30T计算得

d1min≈20mmd2min≈30mm

D30mm；1D=32mm2取

d1=20mm，d2=30mm

D

3

=35mmD40mm412SS机械设计基础课程设计3、轴的各段轴径

D5

48mm根据《机械设计基础》P302，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取6～10mm。用作滚动轴

D

6

=35mm承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直

L60mm1L40mm2径略有差值即可，例如取1～5mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。

L3

30mm按照这些原则高速轴的轴径由小到大分别为：L440mm20mm,22mm,25mm,29mm,54mm29mm,25mm；低速轴的轴径由小到大分

L10mm5别为：30mm,32mm,35mm,40mm,48mm，35mm。4、轴的各段长度设计带轮宽：35mm联轴器端：60mm轴承的厚度B01=15mm,B02=17mm根据上面数据，可以确定各段轴长，由小端到大端依次为：

L6

17mm高速轴：35mm,42mm，16mm,12mm,40mm,12mm,16mm低速轴：60mm,40mm,30mm，40mm，10mm,17mm5、轴的校核计算对于高速轴校核：垂直面内支点反力：La:28.5带轮中径到轴承距离，Lb：67.5mm两轴承间距离。

选用轴承合格·F

rA

Fr

LLaLb

b

749.2(28.567.5)67.5

1065.5NF

rB

Fr

LL

ab

749.228.567.5

316.3N

选用键合格校核FrA=Fr+FrB13机械设计基础课程设计1065.5N=（749.2+316.3）NFrFtFzLc

LaLbL类似方法求水平面内支点反力：V带在轴上的载荷可近似地由下式确定：F2zFsinz0

12

；F0——单根V带的张紧力（N）F500(0

2.5K

1)

Pdzv

qv2Pd——计算功率Pd=2.079Kw;Z——V带的根数；ν=1.8m·s-1（为带速）Ka——包角修正系数Ka=0.95q——V带单位长度质量q=0.10（kg·m-1）F0=144.7Fz=570NF

tB

FZ

lc2

F(Ll)FLZbctL

a

57033.5570(67.567)2058.328.5134.5

1148N（lc=Lc=67中轴到轴承距离）F

tA

2FFz

tB

F257011482058.32066.3N,tM⊥A=Fr·La=21352.2N·mmM⊥B=0同理求得：M=A=Ft·La=58662.4N·mm14机械设计基础课程设计M=B=Fz·Lc=38190N·mmM

A

M

2A

M

2A

21352.2258662.4262427.5

N·mmM

B

M

2B

M

2B

0238190

2

38190

N·mm已知T=52800N·mm，选用轴的材料为45钢，并经正火处理。其强度极限=600N·mm-2，并查表10-3与其对应的B

1b

=55N·mm-2，=95N·mm-2故可求出0b

1b0b

5595

0.58M

vA

M

2A

(T)2

62427.52(0.5852800)269534.3N·mm同理得MvB=31098.7N·mmd

3

MvA0.1[1b

]

3

69534.30.155

23.3mm在结构设计中定出的该处直径dA=25mm,故强度足够。同理对高速轴的校核中：d=33.2mm,在结构设计中定出的该处直径d=35mm,故强度足够。估算轴的基本直径选用45钢，调质处理，估计直径

d100mm由表7.2查得

b

650MPa

查表7.4取C=118，dC3

Pn

1183

1.88458.1

18.89mm所求d应为受扭部分的最细15机械设计基础课程设计八、轴承的选择与计算计算内容8.1高速轴处1)初步计算当量动载荷P轴承在工作过程中只受径向力PFr571N1根据条件轴承预计寿命Lh283001048000h10温度系数f1,载荷系数f1tp计算额定动载荷

计算结果'

fP60nt6p

Lh)10

57160458.1(6

148000)3=6262.6N选6206型轴承Cr19500NLh10

106C(60nP

)h

=

10660458.1

(

19500571

)3=1449052

h>48000h8.2高速轴处计算当量动载荷P轴承在工作过程中只受径向力PFr548.5N2计算额定动载荷'

fP60ntf106p

Lh)10

548.560114.53(1106

148000)3=3789.8N选用6009型轴承Cr21000NLh10

106C(60nP

)h=

10660114.53

(

21000548.5

)3h=8166904.5h>48000h16C(f10110CC(f10110C(机械设计基础课程设计九、键连接的选择与计算计算内容9.1高速轴处轴段直径为20mm轴长为48，选用A型平键（GB1905-1990,GB1906-1990）键长L=40mm有效键长lLb40634mm按抗压强度计算

66

计算结果选用键合格

p

4T1dhl

439.2210320634

38.45MPa100MPap强度满足要求9.2低速轴齿轮处轴径为48mm，轴长42mm选用A型普通平键149（GB1905-1990，GB1906-1990）键长L36,有效键长l361422mm抗压强度计算

p

4T2dhl

4150.6510348922

63.4MPa100MPap强度满足要求联轴器处轴径为32mm，轴长80mm选用A型普通平键108（GB1905-1990，GB1906-1990）键长L=70有效键长l701060mm抗压强度计算

p

4T2dhl

4150.6510332860

39.23MPa100MPap17机械设计基础课程设计十、联轴器的选择计算内容两轴间相对位移较小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高故选用弹性柱销联轴器。载荷计算：计算转矩TKT1.3150.65195.85NmCA2

计算结果K为工况系数查表A

10.（P334）得根据T，轴径d，转速n查标准GB5014-1985选用HL2弹性柱销联C轴器，其公称转矩T=315Nm,许用转速5600r/min,符合要求n十一、减速器附件的选择为保证减速器正常工作，应考虑油池注油，排油面高度，加工及装拆检修，箱座的定位，吊装等附件的设计1．检查孔：为检查传动件的啮合情况并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查孔盖板用螺钉固定在箱盖上。2．通气器：保持箱内外压力平衡，避免使润滑油渗漏因而设置通气器。3．轴承盖：固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷轴承座孔两端用轴承盖封油，采用嵌入式轴承盖。4．定位销：保证拆装箱盖时，能够正确定位，保持轴承座孔制造加工时的精度应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装定位销，采用非对称布置。5．油面指示器：采用油标尺检查箱内油池面的高度经常保持油池内有适量的油。6．放油螺塞：在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺赛堵住。7．启箱螺钉：为方便开启平时用水玻璃或密封胶连接的箱体剖面，增设启箱螺钉在启盖时旋动螺钉将箱盖顶起。8．起吊装置：为便于搬运在箱体设置起吊装置吊环或吊钩等。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。箱体结构尺寸选择如下表：18

选用联轴器合格11机械设计基础课程设计名称机座壁厚机盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联结螺栓直径机盖与机座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径df，d1,d2至外机壁距离d1，d2至凸缘边缘距离轴承旁凸台半径凸台高度外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机座肋厚轴承端盖外径轴承旁联接螺栓距离

δδ1bb1Pdfnd1d2d3d4dC1C