1、.计 算 项 目 及 内 容主要结果目录第一章 任 2第二章 方案的 定3第三章 机的 取 算3第四章V 6第五章 7第六章 的 与校核13第七章 承的校核22第八章 的 24第九章 器的 24第十章 滑与密封25第十一章 小 25第十二章参考 料28;.第一章设计任务书：一、课程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。运输机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产。使用期限 10 年，两班制工作。运输带容许速度误差为5%。原始数据：第 1 组：运输带拉力 F=2300N，运输带速度 v=1.5m/s，卷筒直径 D=400mm。原始数据运输带拉力 F(N)运输带
2、速度 v(m/s)卷筒直径 D(mm)第 1 组23001.5400二、课程设计内容、传动方案的分析、电动机的选择、与传动装置运动和动力参数的计算；、传动零件（如齿轮、带传动） ，轴系零件的设计；、连接件、密封、润滑条件的选择；、装配草图的设计；、箱体结构的设计；、装配图和零件图的设计；9、设计计算说明书的编写。三、课程设计的要求、减速器装配图一张（号图纸） ；、零件工作图两张（中间传动轴零件图，齿轮零件图）；、设计计算说明书一份（包括总结） ；;.、时间： 12 月 221 月 9 号。课程设计完成后进行答辩。第二章传动方案的分析与拟定本设计采用带传动和单级圆柱齿轮传动，传动见图如图。第三章
3、电动机的选取计算一、电动机的选取：1、选择电动机类型：按工作要求选用Y 系列全封闭自扇冷式笼型三项异步电动机，电压 380V2、选择电动机容量：运输带拉力 F=2300N，运输带速度 v=1.5m/s，工作机所需功率为：;.Pw =FV1000 wPw =3.59kw= 2300 1.510000.96传动装置的总效率：22a = 1 ? 2 ? 3 ? 4 ? 5 0.97 0.95 0.990.995V 带传动效率， 深沟球轴承传动效率 （一对），直齿圆柱齿轮传动效率1 =0.97，联轴器传动效率4 =0.995，卷筒传动效率5 =0.96a = 0.970.950.9920.995a =
4、0.898电动机输出功率为：Pw3.59Pd0.898Pd3.99kWa所选电动机额定功率为 4kw3、确定电动机转速：滚筒轴工作转速：nw = 60 1000v = 601000 1.5nw71.62r / minD400V 带传动比常用范围为2id4，单级圆柱齿轮减速器传动比3 ic 5 ，总传动比范围，总传动比范围in 6 20，故电动机转速范围： nd (6 20)71.26n d427 .56 1425 .3r / min选择同步转速为1000r/min，电动机型号为： Y132M1-6 ，满载转速 n0 960r/min总传动比为：96013.4i71.62ic4.80选取 i d
5、 2.84 ，则 ic4.80 ，所以 i实13.63id2.84二、各级转速计算：i实13.63;.n0960n2.84i dn0960n13.63i实三、传动装置的运动和动力参数电动机：PP4kW0dn0nm 960r / minT 0P095504955039.79 N mn0960轴 1（高速轴）：P P0140.95nn0960i d2.84T 9550 P195503.8n1338.03轴 2（低速轴）：PP234.980.990.97n0960n13.63i实T 9550 P295503.649n270.4轴各轴的输出功率和输出转矩分别为各轴输入功率和输入转矩乘轴承效率：P1P1
6、23.8 0.99T 1T12107.360.99P P23.6490.99T T2494.840.99.n338.03r / minn70.4r / minP3.80kW1n338.03r / minT107.36N mP3.65kWn70.4r / minT 494.84 NmP3.76kWT1106.29N mP 3.61kWT 489.90N m;.将上述参数汇成表格：轴名功率 P/kw转矩 T/N.m转速输入输出输入输出n/（ r/min ）电动机49601 轴3.803.76107.36106.29338 032 轴3.653.61494.84489.9070.40第四章V 带选择
7、一、定 V 带型号和带轮直径：工作情况系数：查表得，KA1.1计算功率： PcKAPcd1.144.4kW选带型号：选 A 型小带轮直径：查相关手册，取D1125mmD2355mm) D 1n0125 960大带轮直径： D 2(1(10.01)（设1% ）n338.03n2338.03r / min大带轮转速： n2n二、求中心距和带长中心距： 336a960取a=700mmLd2191.8mmLd 2aD1D 227003.14 12535522取带长 Ld=2240mm 。a729mmaLd Ld70022402191.8a02amin695.4mm2amina 0.015Ldamaxa
8、0.03Ldamax796.2mm四、小轮包角：161.9120D 2D 1355 125111806018060a729包角验算合格。;.四、求带根数：由表11.8， P01.40kW ，由表 11.7， k 0.98由表 11.12， kL1.06，由表 11.10， P0 0.11kWzPc4.42.805(PP0)k kL (1.40 0.11) 0.98 1.06D n13.14125960带速： v1100060100060传动比： idn1960n2338.03五、求轴上载荷：初拉力 F0 ：F 0 500P( 2.5 k ) qv 25004.4( 2.51) 0.10 6.2
9、832cvzk6.283 30.98轴上的压力 FQ ：FQ 2zF 0 sin2 3 184.98 sin 161.9122.z 3v 6.283m/ s id 2.84q 0.10kg / m F0 184.98 NFQ1096.7 N小带轮包角直径 d / mm转速 r / min带型号中心距 a / mm 带长 L / mm带速 v m/ s 传动比 i 带根数 z轴上载荷 FQ / N小带轮大带轮161.9125355960 338.03A72922406.2832.8431096.7第五章斜齿圆柱齿轮的设计功率小，采用 8 精度闭式软齿面，按解除疲劳强度设计中心距，;.按弯曲疲劳强
10、度校核， 因传动尺寸无严格限制， 小批量生产， 故小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度270HBS，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 240HBS，计算步骤如下：一、齿面接触疲劳计算：1、初步计算：转速：i实13.63i C4.80id2.84接触疲劳极限设计，查图表可得：H lim 1710MPaH lim 2570MPaSH 1.1H 11710 /1.1645MPaH lim 1SHH 2 1570 /1.1518MPaH lim 2SHF lim 1245MPaF lim 2 195MPa SF1.3F lim 1245F1188MPaSF1.3F lim 2195F 2150MPaS
11、F1.32、强度设计：传动中有轻微冲击，载荷平稳，取K=1.1 齿宽系数a0.5 ，初选螺旋角为153、中心距 a 、模数 mn 及螺旋角的确定：z1212z2101a 4.8 1 3305 1.1 1.074 105149.32mm518 0.5 4.8取 z1 21 ， z2 ic z1 4.8 21 100.8mn2.5mm;.a 2cos149.322 cos15mn212.364mmz1 z2101圆整法面模数 mn2.5mm确定中心距 amnz1 z22.521 1012cos2157.88mmcos15圆整中心距 a160mm齿宽 baa150 0.5 80mmb2 80mmb1
12、85mmarccos 2.522110117 36 44160二、齿根弯曲疲劳计算zV 1z124.25cos317 36 44当量齿数：z2zV 2116.62cos3 17 36 44查表可得：小齿轮齿形系数YF12.75大齿轮齿形系数YF22.181.61.11.07361052.75188MPaF185212.5246.577MP aF11.61.14.94841052.18150MPaF2801012.5237.596MP aF 2强度校核合格。三、齿轮的圆周速度校核vd1n3.14 2.521 338.031000600.929m / s601000满足 8 精度要求。.a160m
13、m17 36 44b185mmb280mm选 8 级精度v0.929m/ sz130z2160d155mm;.四、齿轮各参数的计算1、小齿轮：分度圆直径da160mmd1mn z12.521/ cos55.08mmcos17 36 44d f 148.85mm齿顶圆直径：da1mn z12h*amn2.5 212 1 2.5 60.08mmst 4.12mmcoscos17 36 44齿根圆直径：d f 1mn z12 ha*c*2.5 212 1 0.25 2.5 48.85mmcoscos17 36 44端面齿厚：stmn /( 2cos )3.142.54.12mm2cos17 36 4
14、42、大齿轮：分度圆直径：d2mn z22.5101/ cos264.9mmcos17 36 44齿顶圆直径：da2mn z22.5101/ cos270.0mmcos17 36 44齿根圆直径：d f 2 mn z2 / cos2 ha*c* mn2.5 1012 1 0.25 2.5 258.65mmcos17 36 44断面齿厚：st3.142.5mn / 2cos4.12mm2 cos1736 44传动无过载，故不作静强度校核。齿轮 1齿轮 2模数 m2.52.5d2265mmda270.0mmd f 2258.65mmst4.12mm;.法向压力角20o20o螺旋角17 36 441
15、7 36 44分度圆直径 d / mm55.0265.0齿顶高 h / mm2.52.5a齿根高 hf / mm3.1253.125齿顶圆直径 da / mm60270齿根圆直径 d f / mm48.85258.85标准中心距 a / mm160传动比 i4.80第六章轴的设计与校核一、高速轴的设计：1、高速轴材料的选择：由于小齿轮较小，则高速轴设计为齿轮轴，选材与小齿轮材料相同，为 40Cr，调质处理，系数A 选 105，45MPa2、初步估算轴颈：d1A3P105 33.823.5mm因轴上有键槽，故增大4%，n338.03d124.44mm ，圆整为 25mm。3、初选深沟球轴承： 6
16、307，d=35mm，D=72mm，B=17mm4、轴的结构设计：A 计算小齿轮的受力情况：2T2107.36切向力： Ft3.898kNd155.0轴向力： Fa Ft tan3.898 tan17 3644 1.949kNFt3.898kNFa1.949kNFr1.488kN;.径向力： FrFt tan3.898 tan17 36 44 1.488kNcoscos17 36 44B 根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出轴的结构，如图6-1-1：图 6-1-1C、计算轴的受力：受力图见图 6-1-2：FZ 11.949kNFZ 21.949kNFx11.702kN图 6-1
17、-2Fx21.311kND、 计算轴承的支反力：FZ1FZ 23.898FZ11.949kNZ 方向的支反力：71FZ 2 142 0FZ21.949kN3.898X 方向的支反力：E、扭矩校核：Fx1Fx21.0971.4881.702kN1.48871Fx2Fx1142 1.097 2351.311kN1.23727.55Fx20如图 6-1-3 所示：;.图 6-1-3M n107.37 103maxW n45MPaD316D3107.37103扭矩校核合格。459.125 d1 25mmF、画轴弯矩图：简易法做出弯矩图，如下，YZ 面内弯矩图： M YZ / N mm ，见图6-1-4
18、；XY 面弯矩图：Mxz / N mm，见图 6-1-5;合成弯矩图： M n / N m ，见图 6-1-6 ；图 6-1-40.59图 6-1-5;.图 6-1-6当量弯矩 Me 的计算：材料 40Cr，许用应力值：用插入法由表查得： 1b88MPa0b 148MPa应力校正系数：880.59148当量弯矩 MeM n2T 2其中 M n为合成弯矩，为应力校正系数，T为对应扭矩。 与扭矩合成的当量弯矩图，见图6-1-7， M e / N m ：所以：d125mm图 6-1-7d230mmd335mmG、校核轴颈的危险截面：危险截面取图6-1-1 中所示， 1、2、3、 d442mm在强度上
19、合格。4 四个危险截面，计算轴径：M e78.5910325mm （键槽处以d11.0431.04321.58mm0.11b0.188应力集中，故轴径应增大4%）d2M e3115.1510330mm30.123.565mm0.11b88d3M e3126.248 10335mm30.124.300mm0.11b88d2 45mmd4M e3140.2310342 mm30.125.164mm0.11b88二、低速轴的设计：1、低速轴材料的选择：;.选材为 45 钢，调质处理，系数 A 取 115，35MPa2、初步估算轴径： d2A3P11533.64942.87mmFt3.898kNn70
20、.42Fa1.949kN有键槽存在，增大 4%， d21.04d244.58mm圆整到 45mm3、初选深沟球轴承：6311， d55，D=10，B=21Fr1.488kN4、轴的结构设计：A、计算齿轮受力：切向力：轴向力：径向力：Ft2T2107.363.898kNd155.0FaFt tan3.898tan17 36441.949kNFrFt tan3.898tan17 36 441.488kNcoscos17 36 44B、 根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出轴的结构，如图： 6-2-1图 6-2-1各轴径如图 6-2-1 所示。C、受力图如图6-2-2Fx11.914
21、kNFx20.426kN;.Fz11.949kNFz21.949kN图 6-2-2D、静力分析，计算各轴承的支反力：Fx1Fx21.488Fx11.914kNX 方向受力： 1.488 70Fx 2140Fx 20.426kN1.23726502Z 方向受力：Fz1Fz23.898Fz11.949kNFz21403.89870 0Fz21.949kNE、扭矩校核作扭矩图如图 6-2-3 所示。图 6-2-3M n 494.84103maxW nD335MPa16D3494.8410341.6 d1 45mm扭矩校核合格。35F、画轴弯矩图：简易法做出弯矩图，如下，YZ 面内弯矩图： M YZ
22、/ N mm ，见图;.6-2-4；XY 面弯矩图：Mxz / N mm，见图 6-2-5;合成弯矩图： M n / N m ，见图 6-2-6 ；图 6-2-4图 6-2-5图 6-2-66、画轴转矩图轴受转距： TT 2转距图：见图 6-2-8图 6-2-87、许用应力许用应力值：表查得：应力校正系数：0b130MPa ，1b75MPa合成弯矩1b750.581302Mxz20 bMMxy;.8、画当量弯矩图当量转距： T0.58768370 443290.4，见图当量弯矩： M M 22T当量弯矩图：见图6-2-9图 6-2-99、校核轴颈轴颈：d3 M 30.1d 2 M 30.134
23、516640.139.19mm1b753443290.40.138.95mm1b75第七章轴承的校核：一、 1 轴轴承的校核：1、初选轴承型号为6307，其主要参数： Cr33.2kN2、计算当量动载荷：齿轮为圆柱齿轮，轴承不受轴向力。所以Fa 0 ，Fa0Fr当量动载荷 Pfd ( XFr Y Fa)fd Fr轴承 1 所受轴向力：F 122222048.33NFR 1FR1552047.6;.轴承 2 所受轴向力：F 2FR 2 2FR 223258.522047.623848N只需校核轴承 2 即可PfdFr1.2 38484617.6N（因载荷变化不大，工作温度在 100oC 以下，查
24、表得 fd1.2 ）3、轴承寿命计算：轴承 2 的寿命为：10631063C33200L10hP60309.6819982.6h60n4617.6约为 3.4 年，为安全起见，每3 年更换一次二、 2 轴轴承校核1、初选轴承型号为6311，其主要参数： Cr71.5kN2、计算当量动载荷：齿轮为圆柱齿轮，轴承不受轴向力。所以Fa0 ， Fa0Fr当量动载荷 Pfd ( X FrY Fa)fd Fr轴承 1 所受轴向力：2222F 1FR 1FR 1699.161920.93 2044N轴承 2 所受轴向力：F 2FR 22FR 22699.162 1920.932d 3 39.19 60204
25、4NPfd Fr1.220442452.8 Nd 2 38.9550（因载荷变化不大，工作温度在100oC 以下，查表得fd1.2 ）3、轴承寿命计算：轴承的寿命为：;.10631063C7150058400hL10hP60 59.416948978h60n2452.8不需要更换第八章键的选择一、 1 轴上的键：由于轴毂连接为静连接，因此选用普通平键连接，端部类型为双圆头平键。轴直径为30mm ，轴段长 36mm，键长 l28mm ，查手册得： d22 30mm时，键宽 b8mm，键高 h7mm二、 2 轴上的键：1、与齿轮连接处：与齿轮连接处为静连接，因此选用普通平键连接，端部类型为双圆头平键。轴颈为60mm，轴段长 71mm,键长 l63mm，查手册得：d58 65mm时，键宽 b18mm，键高 h11mm。2、与联轴器连接处：与齿轮连接处为静连接，因此选用普通平键连接，端部类型为双圆头平键。轴颈为47mm ，轴段长 56.4mm,键长 l50mm，查手册得： d44 50mm时，键宽 b14mm，键高 h9mm 。
