一级斜齿圆柱齿轮减速器机械课程设计相关.docx

标准
计 算 及 说 明
结 果
一、 传动方案拟定
题目：设计带式输送机传动装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速器
（1） 工作条件：皮带式输送机单向运转，有轻微振动，经常满载、空载启动、二班制工作，运输带允许速度误差为5%，使用寿命十年，每年工作300天。
（2） 原始数据：输送带拉力F=；带速V=s；滚筒直径D=400mm。
整体传动示意图

二、 电动机的选择
1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器），卧式封闭结构。
2、选择电动机的容量
工作机的有效功率Pw为Pw=FV=从电动机到工作机传送带间的总效率为η。
η=η1 η23η3η4η5
由《机械设计课程设计指导书》可知：
η1：V带传动效率
η23：滚动轴承效率(球轴承)
η3：齿轮传动效率 (8 级精度一般齿轮传动)
η4：联轴器传动效率 (齿轮联轴器)
η5：卷筒传动效率
由电动机到工作机的总效率η=η1 η23η3η4η5=
因此可知电动机的工作功率为：
Pd=Pwη=3.680.83kW=
式中：Pd——工作机实际所需电动机的输出功率，kW；
Pw——工作机所需输入功率。kW；
η——电动机至工作机之间传动装置的总功率。
3、确定电动机转速
工作机卷筒轴的转速nW=60X1000VπDr/min=min
按推荐的传动比合理范围，V带传动在(2～4)之间，一级圆柱齿轮传动在（3～6）之间，所以总传动比的合理范围i‘=6～24，故电动机的转速可选范围为nm=nW?i‘=330～1319 r/min，符合这一范围的同步转速有750 r/min和1000 r/min。
根据容量和转速，有机械设计手册查出有两种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的对比情况见下表：
表1传动比方案

方案
电动机型号
额定功率（kW）
同步转速
r/min
满载转速
r/min
重量(kg)
总传动比
V带传动
减速器
1

2
Y132M2-6

Y160M2-8

1000

750
960

720
84

119

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案1较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此选定电动机型号为Y132M2-6，额定功率为Ped =，满载转速n=1000r/min。
三、 计算总传动比及分配各级的传动比
1、 传动装置的总传动比为
i=nmnW=96054.94=
2、 分配各级传动比
因i=i带? i减，初取i带=，则齿轮减速器的传动比为
i减=ii带=17.473.2=
3、 计算传动装置的运动参数和动力参数
（1） 各轴转速
Ⅰ轴 nⅠ=nmi带=9603.2=300 r/min
Ⅱ轴 nⅡ=nⅠn减=3005.46= r/min
卷筒轴 nⅢ=nⅡ=54.95 r/min
（2） 各轴功率
Ⅰ轴 PⅠ=Pd?η1=4.25kW
Ⅱ轴 PⅡ=PⅠ?η2?η3=4.04kW
卷筒轴 PⅢ=PⅡ?η2η4=3.92kW
（3） 各轴转矩
Ⅰ轴 TⅠ=9550PⅠnⅠ=135.29N?m
Ⅱ轴 TⅡ=9550PⅡnⅡ=702.13N?m
卷筒轴TⅢ=9550PⅢnⅢ=681.27N?m
表2 运动和动力参数

参数
轴 名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
卷筒轴
转速n/r?min-1
960
300

功率P/kW

转矩T/N?m

传动比i

1
效率η

四、V带设计
设计参数应该满足带速5m/s≤V≤10m/s、小带轮包角α1≥120°、一般带根数Z≤4～5等方面的要求。
1、求计算功率Pc
查表13-8得 KA=1.2，Pc=KA?PⅠ=1.2X4.25=5.1kW
2、选V带型号
可用普通V带或窄V带，现选以普通V带。
由Pc=5.1kW，n=960 r/min
查《机械设计基础》表13-15可知选A型，d1=112～140mm
3、求大小带轮基准直径d2，d1
由表13-9可知d1不小于75mm，现取d1=125mm
d2=nnⅠd11-ε=960300X125X1-0.02=392mm
由表13-9可知取d2=400mm
4、 验证带速
V=πd1n60X1000=6.28m/s
在5～25m/s的范围内，合适
5、 求V带基准长度Ld和中心距a
初选中心距：a0=1.5（d1+d2）=1.5X125+400=787.5mm
取a0=800mm，符合0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2）
由《机械设计基础》第205页13-2式可得带长
L0=2a0+π2（d1+d2）+（d2-d1）24a0=2448mm
有表13-2对A型带选Ld=2500mm
实际中心距：a≈a0+Ld-L02=800+2500-24482=826mm
6、 验算小带轮包角α1
α1=180°-d2-d1aX57.3°=161°>120°，合适
7、 求V带根数
Z=Pc（P0+?P0）?Kα1?KL
今n=960r/min, d1=125mm
查表13-3 P0=1.38kW，
由式13-9得传动比 i=d2d1（1-ε）=3.3
查表13-5知：?P0=0.11kW
由α1=161°，查表13-7得：Kα1=0.95，查表13-2得：KL=1.09
由此得Z=5.11.38+0.11X0.95X1.09=3.3，取4根
8、 求作用在带轮轴上压力FQ
查表13-1得 q=m；
的单根V带的初拉力：
F0=500PcZV2.5Kα1-1+qV2=169.6N
轴上的压力：FQ=2ZF0sinα12=2X4X169.6Xsin161°2=1338N
五、齿轮的设计
（1）择齿轮类型，材料，精度，及参数
① 选用闭式斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）
② 选择齿轮材料；小齿轮材料都取为45号钢，调质，HBS=197-286 ;=600MPa;=450MPa；大齿轮材料取为：45号钢,正火处理HBS=156-217;=380MPa; =300MPa;(表11-1);由表11-5：=1； =；
=；=；（表11-4）
[]=/=600MPa ； []=/=300MPa
[]=/=360MPa ； []=/=240MPa
按齿轮接触强度设计计算：
选取齿轮为8级的精度制造，取载荷系数=，（表13-3）；齿宽系数=；（表11-6）
初选螺旋角=15；
小齿轮齿数=20；大齿轮齿数==110；

mm
模 数 === 取=4；
中心距 =270 mm；
螺旋角：==arccos=；
分度圆直径：== mm；== mm；
齿宽== mm；
取 =105mm； =100mm；
验算齿面弯曲强度：
齿形系数=; =; =; =;
（表11-8；11-9）
==48MPa；
=48=；
<[]; <[]; 故安全；
齿轮的圆周速度：
==s
齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)
名
称
代
号
结果
小齿轮
大齿轮
法面模数

4
螺旋角

中心距

270 mm
传动比

法面压力角

20
齿顶高

4
齿根高

5
全齿高

9
顶隙
c

齿数
z
20
110
分度圆直径

齿顶圆直径

齿根圆直径
df

齿轮宽
b
105
100
六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计。
名称
符号
结果
公式
机座壁厚

8mm
+18
机盖壁厚

8mm
+18
机座凸缘壁厚度
b
12mm

机盖凸缘厚度

12mm

机座底凸缘壁厚

20mm

地脚螺钉直径

24mm
+12
地角螺钉数
n
6
a>250-500时；n=6
轴承旁连接螺栓直径

16 mm

机盖与机座连接螺栓直径

12 mm
（）
轴承端盖螺钉直径

10 mm
（）
窥视孔螺钉直径

8 mm
（）
定位销直径

10 mm
（）
至外机壁距离

见下表
至凸缘边缘距离

见下表
轴承旁凸台半径

外机壁纸轴承作端面距离

40 mm
++（8-12）
大齿轮顶圆与内机壁距离

12 mm
>
齿轮端面与内机壁距离

10 mm
>
机盖机座肋厚

7/7 mm

轴承端盖外径

140/165 mm

轴承端盖凸缘厚度

12 mm
（）
表,值（mm）
螺栓直径
M8
M10
M12
M16
M20
M24
M30

13
16
18
22
26
34
40

11
14
16
20
24
28
34
七：轴的设计
1. 高速轴的设计。
（1） 选择轴的材料：选取45号钢，调质，HBS=197-286；
（2）初步估算轴的最小直径
据教材公式，
查表14-2得c=110；； r/min；
=28mm ；28（1+5%）= 取=30mm；
2.轴的结构设计：
考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径；
齿轮轮毂直径：==（）mm 取=55mm；
根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为=45mm；
查《机械设计手册》第三版 P949；选取轴承：
型号
孔径
外径
宽B
动载
KN
静载
KN
油
r/min
脂
r/min
7209AC
45mm
85
mm
19
mm

9000
6700
两轴承支点间的距离：
；
式中： ―――――小齿轮齿宽，
―――――― 箱体内壁与小齿轮端面的间隙，
――――――― 箱体内壁与轴承端面的距离，
――――― 轴承宽度，
得到：=168mm
带轮对称线到轴承支点的距离：
；
式中：―――――轴承盖的凸缘厚度，
（=27 ）
―――――螺栓头端面至带轮端面的距离，15mm
―――――轴承盖M10螺栓头的高度， 查得k=6；
――――带轮宽度；
（查表13-10得的值）；
求得：=88mm；
2. 按弯扭合成应力校核轴的强度。
（1）计算作用在轴上的力
小齿轮受力分析
圆周力：=83=3257 N
径向力：
=3257=1231 N
轴向力：= N
（2） 计算支反力
水平面： N
垂直面：= N
=390N
（3）求F在支点产生的反力：
N
N
（4） 求垂直面的弯矩:
Nm
= Nm
（5）求水平弯矩：
Nm
求合成弯矩：
=252 Nm
= Nm
（6） 求轴传递的扭矩：
Nm
（7）求危险截面的弯矩当量：
a-a截面最危险，其当量弯矩为:
265 Nm
（8）计算危险截面处轴的直径：
==35 mm 安全；
3. 低速轴的设计。
① 选择轴的材料：选取45号钢，调质，197-286
② 初步估算轴的最小直径
据教材公式，
查表14-2得c=110； kw； r/min
=； mm 取d=50 mm；
2.轴的结构设计：
考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装联轴器处轴径：
d=50 mm；
齿轮轮毂直径：==（）mm 取=65mm；
根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为=60mm；
查《机械设计手册》第三版 P949；选取轴承：

型号
孔径
外径
宽B
动载
KN
静载
KN
油
r/min
脂
r/min
7212AC
60mm
110mm
22
mm

9000
6700
两轴承支点间的距离：
；
式中： ―――――小齿轮齿宽，
―――――― 箱体内壁与小齿轮端面的间隙，
――――――― 箱体内壁与轴承端面的距离，
――――― 轴承宽度，
得到：=166 mm
带轮对称线到轴承支点的距离：
；
式中：―――――轴承盖的凸缘厚度，
（=27 ）
―――――螺栓头端面至带轮端面的距离，15mm
―――――轴承盖M10螺栓头的高度， 查得k=6；
――――联轴器宽度；
（查表13-10得的值）；
求得：=112 mm；
3. 按弯扭合成应力校核轴的强度。
（1）计算作用在轴上的力
小齿轮受力分析
圆周力：==3073N
径向力：
=3073=1161N
轴向力：=
（3） 计算支反力
水平面： N
垂直面：=—
+= N
（4）求垂直面的弯矩:

=147 Nm
（3） 求水平弯矩：
Nm
（7）求轴传递的扭矩：
702 Nm
（8）求合弯矩:
= Nm
1、 求危险截面的弯矩当量：
465 Nm
（10）计算危险截面处轴的直径：
==43 mm 安全；
八：轴承校核计算
1、 高速轴承的校核
寿命为48000小时，校核初选的7209AC轴承
两轴承径向力：
Fr1=2F1v2+F1H2=23902+1628.52=1674.5
Fr2=2F2v2+F2H2=2840.92+1628.52=1832.8
轴向力：Fa=911.8N
查《机械设计基础》表16-11可知：e=
Fs1=e×Fr1=0.68×1674.5=
Fs2=e×Fr2=0.68×1832.8=
由于Fs1+Fa>Fs2，所以2为压紧端
故Fa1=Fs1=1138.4
Fa2=Fs1+Fa=
计算轴承的当量动载荷：
由Fa1Fr1=1138.41674.5=0.68=e；查表16-11 可知：
X1=0，Y1=1；
所以P1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1138.4N
由Fa2Fr2=2050.21832.8=1.12>e；查表16-11可知：
X2=0.41，Y2=0.87；
所以P2=X2×Fr2+Y2×Fa2=2535N
计算所需的径向基本额定动载荷Cr:
因为P1<P2
故以轴承2的径向当量动载荷P2为计算依据。因受中等冲击查表16-9得fP=1.5;工作温度正常，查表16-8得ft=1。
所以Cr=fP×P2ft（60n106Lh）13=1.5×25351×(60×300106×48000)13=<
因此合适
2、 低速轴承的校核
寿命为48000小时，校核初选的7212AC轴承
两轴承径向力：
Fr1=2F1v2+F1H2=21750.62+1536.52=2329N
Fr2=2F2v2+F2H2=2589.12+1536.52=1646N
轴向力：Fa=860.3N
查《机械设计基础》表16-11可知：e=
Fs1=e×Fr1=0.68×2329=
Fs2=e×Fr2=0.68×1646=
由于Fs1+Fa>Fs2，所以2为压紧端
故Fa1=Fs1=1583.7N
Fa2=Fs1+Fa=2444N
计算轴承的当量动载荷：
由Fa1Fr1=1583.72329=0.68=e；查表16-11 可知：
X1=0，Y1=1；
所以P1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1583.7N
由Fa2Fr2=24441646=1.48>e；查表16-11可知：
X2=0.41，Y2=0.87；
所以P2=X2×Fr2+Y2×Fa2=2801N
计算所需的径向基本额定动载荷Cr:
因为P1<P2
故以轴承2的径向当量动载荷P2为计算依据。因受中等冲击查表16-9得fP=1.5;工作温度正常，查表16-8得ft=1。
Cr=fP×P2ft（60n106Lh）13=1.5×28011×(60×54.95106×48000)13=<
因此合适
九、键的设计
?由于齿轮和轴材料均为钢，故取[σP]=120Mpa
1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接
轴径d=30mm,L=60mm，T=?
查《机械设计基础》课本P156得，选用圆头普通A型平键，得：b=8mm，h=7mm，键长范围L=18~90mm。
键长取L=50 mm。键的工作长度l=L－b=42mm。
强度校核：由P158式10-26得
σp=4T/dhl=61Mpa<[σP]=120Mpa
所选键为：普通A型8X7平键
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d=55mm,L=105mm，T=?
查课本P156得，选用圆头普通A型平键，得：b=16mm，h=10mm，键长范围L=45～180mm。
键长取L=90mm。键的工作长度l=L－b=74mm。
强度校核：由P158式10-26得
σp=4T/dhl=109 Mpa<[σP]=120Mpa
所选键为：普通A型16X10平键
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d=65mm,L=100mm
查课本P156得，选用圆头普通A型平键，得：b=20mm，h=12mm，键长范围L=56～220mm。
键长取L=90 mm。键的工作长度l=L－b=70mm。
强度校核：由P158式10-26得
σp=4T/dhl=32 Mpa<[σP]=120Mpa
所选键为：普通A型20X12平键
4、输出轴与联轴器联接用平键联接
轴径d=50mm,L=110mm
查课本P156得，选用圆头普通A型平键，得：b=14mm，h=9mm，键长范围L=36～160mm。
键长取L=90mm。键的工作长度l=L－b=76mm。
强度校核：由P158式10-26得
σp=4T/dhl= Mpa<[σP]=120Mpa
所选键为：普通A型14X9平键
十、联轴器的选择
根据低速轴最小端轴颈选择 LZ4型弹性柱销齿式联轴器
型号
公称转矩
Tn/N·m
许用转速[n]r/min
轴孔直径d1,d2,dz
轴孔长度
L、L1
D
B
S
质量Kg
LZ1
112
5000
12-24
27-52
76
42

LZ2
250
5000
16-32
30-82
90
50

LZ3
630
4500
25-42
44-112
118
70
3

LZ4
1800
4200
40-60
84-142
158
90
4

联轴器的校核
Tc=KT=1.5×9.55×106×3.9654.95=1032N?m<1800N?m
n2=54.95r/min1<4200r/min
合适
十一、润滑与密封
1、 润滑方式
齿轮的润滑
==s
由于速度低于2m/s，轴承采用脂润滑Zl-1GB7324-1994，闭式齿轮采用工业闭式齿轮油L-CKC150GB5903-1995,浸油深度以从动轮一个齿高为宜。
2、 密封方式
（1） 箱座与箱盖凸缘的密封
选用接合面涂密封胶703
（2） 观察孔、注油孔等处密封
选用石棉橡胶纸
（3） 轴承盖密封
高速轴：
透盖 B 35 54 GB/T 13871-1992
盲盖 O 低速轴：
透盖 B42 62 GB/T 13871-1992
盲盖 T34521-2005
(4)其他处密封
轴承靠近机体内壁处用挡油板密封，防止润滑油进入轴承内部。
十二、附件设计
A 视孔盖和窥视孔：
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8 紧固。
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油,放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。
E 位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。

十三、设计小结
这次关于带式运输机上的单级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。
1．机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械制图》、《机械设计基础》、《工程力学》、《机械制造》、《CAD 制图》等于一体，使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。
2．这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。
3．在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。
4．本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。
5．设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。
参考资料
[1]《机械设计》，高等教育出版社，西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编着，2006年5月第八版；
[2]《机械设计课程设计指导书》，高等教育出版社，李平林，黄少颜等主编，
2009年5月第二十九版。
[3]《机械设计实用手册》，机械工业出版社，王少怀、徐东安等主编，2009年4月第二版。
[4]《机械设计课程设计图册》，高等教育出版社，李平林，黄少颜等主编，
2009年5月第二十九版。
[5]《机械设计基础》，高等教育出版社，杨可桢，程光蕴等主编2006年5月第五版。

目录
第一章 传动方案拟定

第二章 电动机的选择

第三章 计算总传动比及分配各级的传动比

第四章 V带设计

第五章 齿轮的设计

第六章 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计

第七章 轴的设计

第八章 轴承校核计算

第九章 键的设计

第十章 联轴器的选择

第十一章润滑与密封

第十二章附件设计

第十三章设计小结

参考文献

Pw=

η=

nW=min

i=

根据各段装配的零件及定位需要得出轴径和长度
L1=110，R1=50
L2=59，R2=58
L3=59，R3=60
L4=95，R4=65
L5=7，R5=70
L6=，R6=60

L1=
L2=
L3=
L4=
L5=
L6=

文案