一级斜齿圆柱齿轮减速器机械优秀课程设计相关.doc

计 算 及 说 明
结 果
一、 传动方案确定
题目：设计带式输送机传动装置中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，常常满载、空载开启、二班制工作，运输带许可速度误差为5%，使用寿命十年，每十二个月工作300天。
（2） 原始数据：输送带拉力F=3.2kN；带速V=1.15m/s；滚筒直径D=400mm。
整体传动示意图

二、 电动机选择
1、电动机类型选择：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、选择电动机容量
工作机有效功率Pw为Pw=FV=3.2X1.15=3.68kW
从电动机到工作机传送带间总效率为η。
η=
由《机械设计课程设计指导书》可知：
：V带传动效率 0.96
：滚动轴承效率0.98(球轴承)
：齿轮传动效率 0.97 (8 级精度通常齿轮传动)
：联轴器传动效率 0.99(齿轮联轴器)
：卷筒传动效率 0.96
由电动机到工作机总效率η==0.83
所以可知电动机工作功率为：
==kW=4.43kW
式中：——工作机实际所需电动机输出功率，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总功率。
3、确定电动机转速
工作机卷筒轴转速=r/min=54.94r/min
按推荐传动比合理范围，V带传动在(2～4)之间，一级圆柱齿轮传动在（3～6）之间，所以总传动比合理范围=6～24，故电动机转速可选范围为==330～1319 r/min，符合这一范围同时转速有750 r/min和1000 r/min。
依据容量和转速，有机械设计手册查出有两种适用电动机型号，其技术参数及传动比对比情况见下表：
表1传动比方案

方案
电动机型号
额定功率（kW）
同时转速
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
5.5

5.5
1000

750
960

720
84

119
17.47

13.11
3.2

2.5
5.46

5.24

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量和带传动和减速器传动比，可知方案1较适宜（在满足传动比范围条件下，有利于提升齿轮转速，便于箱体润滑设计）。所以选定电动机型号为Y132M2-6，额定功率为Ped =5.5kW，满载转速n=1000r/min。
三、 计算总传动比及分配各级传动比
1、 传动装置总传动比为
i===17.47
2、 分配各级传动比
因i= ，初取=3.2，则齿轮减速器传动比为
===5.46
3、 计算传动装置运动参数和动力参数
（1） 各轴转速
Ⅰ轴 ===300 r/min
Ⅱ轴 ===54.95 r/min
卷筒轴 r/min
（2） 各轴功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
卷筒轴
（3） 各轴转矩
Ⅰ轴
Ⅱ轴
卷筒轴
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
960
300
54.94
54.94
功率P/kW
4.43
4.25
4.04
3.92
转矩T/Nm
44.07
135.29
702.13
681.27
传动比i
3.2
5.46
1
效率η
0.96
0.95
0.97
四、V带设计
设计参数应该满足带速、小带轮包角、通常带根数等方面要求。
1、求计算功率Pc
查表13-8得 ，
2、选V带型号
可用一般V带或窄V带，现选以一般V带。
由，n=960 r/min
查《机械设计基础》表13-15可知选A型，
3、求大小带轮基准直径
由表13-9可知大于75mm，现取
=
由表13-9可知取
4、 验证带速

在525m/s范围内，适宜
5、 求V带基准长度和中心距a
初选中心距：+
取，符合++
由《机械设计基础》第205页13-2式可得带长
+
有表13-2对A型带选
实际中心距：
6、 验算小带轮包角
，适宜
7、 求V带根数

今n=960r/min,
查表13-3 ，
由式13-9得传动比
查表13-5知：
由查表13-7得：，查表13-2得：
由此得，取4根
8、 求作用在带轮轴上压力
查表13-1得 q=0.1Kg/m；
单根V带初拉力：

轴上压力：
五、齿轮设计
（1）择齿轮类型，材料，精度，及参数
① 选择闭式斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）
② 选择齿轮材料；小齿轮材料全部取为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； =1.25；
=2.5；=188.9；（表11-4）
[]=/=600MPa ； []=/=300MPa
[]=/=360MPa ； []=/=240MPa
按齿轮接触强度设计计算：
选择齿轮为8级精度制造，取载荷系数=1.3，（表13-3）；齿宽系数=1.2；（表11-6）
初选螺旋角=15；
小齿轮齿数=20；大齿轮齿数=205.46=110；

79.33 mm
模 数 ===3.83 取=4；
中心距 =270 mm；
螺旋角：==arccos=15.64；
分度圆直径：==83.076 mm；==456.918 mm；
齿宽==1.279.33=99.6 mm；
取 =105mm； =100mm；
验算齿面弯曲强度：
齿形系数=2.82; =1.57; =2.2; =1.84;
（表11-8；11-9）
==48MPa；
=48=37.86MPa；
<[]; <[]; 故安全；
齿轮圆周速度：
==1.3m/s
齿轮传动几何尺寸，制表以下：(具体见零件图)
名
称
代
号
结果
小齿轮
大齿轮
法面模数

4
螺旋角

15.64
中心距

270 mm
传动比

5.5
法面压力角

20
齿顶高

4
齿根高

5
全齿高

9
顶隙
c
1.125
齿数
z
20
110
分度圆直径

83.076
456.918
齿顶圆直径

91.076
464.918
齿根圆直径
df
73.076
446.918
齿轮宽
b
105
100
六、减速器铸造箱体关键结构尺寸设计。
名称
符号
结果
公式
机座壁厚

8mm
0.025a+18
机盖壁厚

8mm
0.02a+18
机座凸缘壁厚度
b
12mm
1.5
机盖凸缘厚度

12mm
1.5
机座底凸缘壁厚

20mm
2.5
地脚螺钉直径

24mm
0.036a+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
0.75
机盖和机座连接螺栓直径

12 mm
（0.5-0.6）
轴承端盖螺钉直径

10 mm
（0.4-0.5）
窥视孔螺钉直径

8 mm
（0.3-0.4）
定位销直径

10 mm
（0.7-0.8）
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）
大齿轮顶圆和内机壁距离

12 mm
>1.2
齿轮端面和内机壁距离

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
（1-1.2）
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：轴设计
1. 高速轴设计。
（1） 选择轴材料：选择45号钢，调质，HBS=197-286；
（2）初步估算轴最小直径
据教材公式，
查表14-2得c=110；3.952kw；253.70 r/min；
=28mm ；28（1+5%）=26.6 取=30mm；
2.轴结构设计：
考虑带轮机构要求和轴刚度，取装带轮处轴径；
齿轮轮毂直径：==（52.5-70）mm 取=55mm；
依据密封件尺寸，选择装轴承处轴径为=45mm；
查《机械设计手册》第三版 P949；选择轴承：
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
36.8
27.2
9000
6700
两轴承支点间距离：
；
式中： ―――――小齿轮齿宽，
―――――― 箱体内壁和小齿轮端面间隙，
――――――― 箱体内壁和轴承端面距离，
――――― 轴承宽度，
得到：=168mm
带轮对称线到轴承支点距离：
；
式中：―――――轴承盖凸缘厚度，
（=27 ）
―――――螺栓头端面至带轮端面距离，15mm
―――――轴承盖M10螺栓头高度， 查得k=6；
――――带轮宽度；
（查表13-10得值）；
求得：=88mm；
2. 按弯扭合成应力校核轴强度。
（1）计算作用在轴上力
小齿轮受力分析
圆周力：=2135.29/83=3257 N
径向力：
=3257=1231 N
轴向力：=911.8 N
（2） 计算支反力
水平面： N
垂直面：=840.9 N
1231-840.9=390N
（3）求F在支点产生反力：
N
N
（4） 求垂直面弯矩:
Nm
=32.76 Nm
（5）求水平弯矩：
Nm
求合成弯矩：
=252 Nm
=136.43 Nm
（6） 求轴传输扭矩：
Nm
（7）求危险截面弯矩当量：
a-a截面最危险，其当量弯矩为:
265 Nm
（8）计算危险截面处轴直径：
==35 mm 安全；
3. 低速轴设计。
① 选择轴材料：选择45号钢，调质，197-286
② 初步估算轴最小直径
据教材公式，
查表14-2得c=110；3.96 kw；54.95 r/min
=45.8； 45.81.05=48.06 mm 取d=50 mm；
2.轴结构设计：
考虑带轮机构要求和轴刚度，取装联轴器处轴径：
d=50 mm；
齿轮轮毂直径：==（52.5-70）mm 取=65mm；
依据密封件尺寸，选择装轴承处轴径为=60mm；
查《机械设计手册》第三版 P949；选择轴承：

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
38.5
28.5
9000
6700
两轴承支点间距离：
；
式中： ―――――小齿轮齿宽，
―――――― 箱体内壁和小齿轮端面间隙，
――――――― 箱体内壁和轴承端面距离，
――――― 轴承宽度，
得到：=166 mm
带轮对称线到轴承支点距离：
；
式中：―――――轴承盖凸缘厚度，
（=27 ）
―――――螺栓头端面至带轮端面距离，15mm
―――――轴承盖M10螺栓头高度， 查得k=6；
――――联轴器宽度；
（查表13-10得值）；
求得：=112 mm；
3. 按弯扭合成应力校核轴强度。
（1）计算作用在轴上力
小齿轮受力分析
圆周力：=2702.13/456.918=3073N
径向力：
=3073=1161N
轴向力：=860.3N
（3） 计算支反力
水平面： N
垂直面：=—590.1N
1516.5+590.1=1750.6 N
（4）求垂直面弯矩:
49.48Nm
=147 Nm
（3） 求水平弯矩：
Nm
（7）求轴传输扭矩：
702 Nm
（8）求合弯矩:
=191.2 Nm
1、 求危险截面弯矩当量：
465 Nm
（10）计算危险截面处轴直径：
==43 mm 安全；
八：轴承校核计算
1、 高速轴承校核
寿命为48000小时，校核初选7209AC轴承
两轴承径向力：

轴向力：
查《机械设计基础》表16-11可知：e=0.68
=1138.4
=1246.3
因为+>，所以2为压紧端
故
=2050.2
计算轴承当量动载荷：
由；查表16-11 可知：
；
所以
由；查表16-11可知：
；
所以
计算所需径向基础额定动载荷:
因为<
故以轴承2径向当量动载荷为计算依据。因受中等冲击查表16-9得工作温度正常，查表16-8得。
所以36.2kN<38.5kN
所以适宜
2、 低速轴承校核
寿命为48000小时，校核初选7212AC轴承
两轴承径向力：

轴向力：
查《机械设计基础》表16-11可知：e=0.68
=1583.7N
=1119.28N
因为+>，所以2为压紧端
故
=2444N
计算轴承当量动载荷：
由；查表16-11 可知：
；
所以
由；查表16-11可知：
；
所以
计算所需径向基础额定动载荷:
因为<
故以轴承2径向当量动载荷为计算依据。因受中等冲击查表16-9得工作温度正常，查表16-8得。
22.7kN<58.2kN
所以适宜
九、键设计
 因为齿轮和轴材料均为钢，故取[σP]=120Mpa
1、输入轴和大带轮轮毂联接采取平键联接
轴径d=30mm,L=60mm，T=135.29Nm
查《机械设计基础》书本P156得，选择圆头一般A型平键，得：b=8mm，h=7mm，键长范围L=1890mm。
键长取L=50 mm。键工作长度l=L－b=42mm。
强度校核：由P158式10-26得
σp=4T/dhl=61Mpa<[σP]=120Mpa
所选键为：一般A型8X7平键
2、输入轴和齿轮联接采取平键联接
轴径d=55mm,L=105mm，T=135.29Nm
查书本P156得，选择圆头一般A型平键，得：b=16mm，h=10mm，键长范围L=45～180mm。
键长取L=90mm。键工作长度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：一般A型16X10平键
3、输出轴和齿轮2联接用平键联接
轴径d=65mm,L=100mm
查书本P156得，选择圆头一般A型平键，得：b=20mm，h=12mm，键长范围L=56～220mm。
键长取L=90 mm。键工作长度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：一般A型20X12平键
4、输出轴和联轴器联接用平键联接
轴径d=50mm,L=110mm
查书本P156得，选择圆头一般A型平键，得：b=14mm，h=9mm，键长范围L=36～160mm。
键长取L=90mm。键工作长度l=L－b=76mm。
强度校核：由P158式10-26得
σp=4T/dhl=15.8 Mpa<[σP]=120Mpa
所选键为：一般A型14X9平键
十、联轴器选择
依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
2.5
1.7
LZ2
250
5000
16-32
30-82
90
50
2.5
3.0
LZ3
630
4500
25-42
44-112
118
70
3
7.3
LZ4
1800
4200
40-60
84-142
158
90
4
15.3
联轴器校核
<

适宜
十一、润滑和密封
1、 润滑方法
齿轮润滑
==1.3m/s
因为速度低于2m/s，轴承采取脂润滑Zl-1GB7324-1994，闭式齿轮采取工业闭式齿轮油L-CKC150GB5903-1995,浸油深度以从动轮一个齿高为宜。
2、 密封方法
（1） 箱座和箱盖凸缘密封
选择接合面涂密封胶703
（2） 观察孔、注油孔等处密封
选择石棉橡胶纸
（3） 轴承盖密封
高速轴：
透盖 B 35 54 GB/T 13871-1992
盲盖 O 87.5X2.65-A-N-GB/T34521-
低速轴：
透盖 B42 62 GB/T 13871-1992
盲盖 O128-3.55-A-N-GB/T34521-
(4)其它处密封
轴承靠近机体内壁处用挡油板密封，预防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 传动零件齿合区位置，并有足够空间，方便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔和凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板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：
放油孔在油池最底处，并安排在减速器不和其它部件靠近一侧，方便放油,放油孔用螺塞堵住，所以油孔处机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部支承面，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。油尺安置部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
D 通气孔：
因为减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部窥视孔改上安装通气器，方便达成体内为压力平衡。
E 位销：
为确保剖分式机体轴承座孔加工及装配精度，在机体联结凸缘长度方向各安装一圆锥定位销，以提升定位精度。

十三、设计小结
这次相关带式运输机上单级展开式圆柱齿轮减速器课程设计是我们真正理论联络实际、深入了解设计概念和设计过程实践考验，对于提升我们机械设计综合素质大有用处。经过两个星期设计实践，使我对机械设计有了更多了解和认识.为我们以后工作打下了坚实基础。
1．机械设计是机械工业基础,是一门综合性相当强技术课程，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，使我们能把所学各科知识融会贯通，愈加熟悉机械类知识实际应用。
2．这次课程设计,对于培养我们理论联络实际设计思想;训练综合利用机械设计和相关先修课程理论,结合生产实际反系和处理工程实际问题能力;巩固、加深和扩展相关机械设计方面知识等方面相关键作用。
3．在这次课程设计过程中,综合利用先修课程中所学相关知识和技能,结合各个教学实践步骤进行机械课程设计,首先,逐步提升了我们理论水平、构思能力、工程洞察力和判定力,尤其是提升了分析问题和处理问题能力,为我们以后对专业产品和设备设计打下了宽广而坚实基础。
4．此次设计得到了指导老师细心帮助和支持。衷心感谢老师指导和帮助。
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相关机械设计知识，继续培养设计习惯和思维从而提升设计实践操作能力。
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 编著，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，
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，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，
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5月第五版。

目录
第一章 传动方案确定

第二章 电动机选择

第三章 计算总传动比及分配各级传动比

第四章 V带设计

第五章 齿轮设计

第六章 减速器铸造箱体关键结构尺寸设计

第七章 轴设计

第八章 轴承校核计算

第九章 键设计

第十章 联轴器选择

第十一章润滑和密封

第十二章附件设计

第十三章设计小结

参考文件

Pw=3.68kW

η=0.83

=54.94r/min

i=17.47

依据各段装配零件及定位需要得出轴径和长度
=110，=50
=59，=58
=59，=60
=95，=65
=7，=70
=42.5，=60

=
=
=
=
=
=