一级圆柱齿轮减速器设计带式运输机(有全套图纸).doc

1、机械设计课程设计-一级圆柱齿轮减速器设计 (带式运输机)北京市机械局职工大学- 2 -目 录一、电动机的选择 - 4二、传动比的分配 - 5 三、传动装置各轴的运动和动力参数 - 5 四、V 带的设计与计算 - 7 五、齿轮的选择 - 10 六、轴的设计- 131、轴的设计 （高速轴） - 13 2、轴的设计 （低速轴） - 19七、减速箱的设计 - 25 八、润滑的选择 - 26 参考文献 - 27 - 3 -机械课程 任务书设计 带式运输传动系统题目 要求：传动装置含有圆柱齿轮减速器原始 1）运输带工作拉力 F/N 12002）运输带工作速度 V/（ms -1） 1.703)运输机卷筒直径

2、 D/mm 270传动简图1、V 带运动 2、运动带 3 一级圆柱齿轮减速器 4、联轴器5、电动机 6、卷筒工作条件 连续单向运转，载荷可能有轻微冲击，空载起动电压380/220V 的三相电源。技术要求 使用年限 10 年，小批量生产，两班制工作，8h/班设计任务 说明书一份，装配图一份- 4 -一、电动机的选择1、 确定电动机的类型按工作要求选择 Y 系列全封闭直扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380/220V2、选择电动机的容量查机械设计课程设计按（2-1）式电动机所需功率为，按（2-2）式工作所需功率为 PWd KWFVPW10，传动装置的总效率为 543312按表 2-3 确定各部分效

3、率，V 带传动效率 ，滚动轴96.01承传动效率 ，闭式齿轮传动效率 ，9.02 7.3联轴器 ，传动滚筒 ，.496.05 86.097.96.0235431 ，所需电动机功率为KWFVPW2417.0，d .86.240因为载荷平稳电动机额定功率 Ped大于 Pd即可，由表 16-1 得 Y系列电动机技术数额功率 Ped为 3KW3、确定电动机转速- 5 -滚筒工作转速，min/3.120714.3.06106 rDVnw V 带传动比常用范围 i 带 =24，齿轮传动比常用范围为 i 齿=35，i 总 范围为 620，故电动机转速 nd=inw=(620)120.31=(721.8624

4、06.2)r/min,符合这一范围同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min由表 16-1 得电动机数据及计算的总传动比：（表一）根据表中数据，综合考虑，选用电动机为 Y132S-6，传动比为8.0，易于分配传动比。二、 分配传动比1、总传动比 i 总 =n 电 /nw=960/120.31=8.02、分配传动装置上各级传动比由机械设计课程中表 2-1 取 V 带传动： 比 i=24，取 i 带=3 则减速器传动比为 7.238i带总三、传动装置各轴的运动和动力参数电动机型号额定功率 满载转速 堵转转矩最大转矩总传动比iY132M-8 3KW 710r/min 2.0

5、2.0 5.90Y132S-6 3KW 960 r/min 2.0 2.0 8.0Y100L2-4 3KW 1420r/min 2.2 2.2 11.82- 6 -1、电动机Po=Pd=2.4kw no=nm=960r/min mNpT9.239604.95002、I 轴（高速轴）P1=Po 1=2.40.96=2.30KW kwin32096011 mNpT61.745.5113、轴（低速轴）P2=PO 01 2 3=2.40.960.990.97=2.23KWmNrTipn 7.195.82390min,/51.8732124、轴（滚筒轴）P3=P2 2 4=2.230.990.99=2.

6、2KWmNrTin 28.175.90min,/51.81. 323输出功率或转矩分别为各轴的输出功率或输出转矩乘以轴承效率 0.99输出功率P1， = P10.99=2.30.99=2.28KWT1， = T10.99=74.610.99=73.86NmP2， = P20.99=2.230.99=2.21KW- 7 -T2， = T20.99=179.70.99=177.9NmP3， = P30.99=2.20.99=2.18KWT3， = T30.99=177.280.99=175.51Nm各轴运动和动力参数：（表二）功率 P/KW 转矩 T /Nm轴名输出 输入 输出 输入转速n/min

7、传动比i效率电机轴 2.4 23.9 9603 0.96轴 2.30 2.28 74.61 73.86 3202.7 0.96轴 2.23 2.21 179.7 177.9 118.511 0.98轴 2.2 2.18 177.28 175.51 118.51四、V 带的设计1、选择 V 带型号查机械设计基础表 6-5 根据工作条件系数 KA=1.3,由式（6-14）得 Pd=KAP,Pd=1.32.4=3.12KW,根据 Pd和 n1查图 6-8 选 A型带2、确定带轮的基准直径 dd1、d d2(1)选取小带轮的直径 dd1，由于 Pd-n 坐标的交点落在图 6-8 中A 型带区内虚线的上

8、方故选 dd1=100mm(2)验证速度 V 由式（6-15）得V= = =5.02m/s106nd10694.3带速一般应在 525 之间,V=5.02m/s，合适- 8 -(3)确定大带轮的基准直 dd2取 =0.015，查机械设计基础=1%2%，d d2=dd1i(1-)=1003（1-0.015）=295.5mm 查表 6-6 圆整取标准值 dd2=300mm3、确定中心距和带的基准长度 Ld(1)初定中心距 a0根据式（6-16）0.7（d d1+dd2）a 02(d d1+dd2) ,0.7(100+300)a 02(100+300)，因为 210a 0800 ， 所以 a0取 6

9、00mm(2)确定带的长度 Ld由式（6-17）计算 LdmdaaLddd 67.184604)301(260412)(2)()(2022100 由表 6-2 得取 Ld=2000mm(向较大的标准之圆整对传动有利)(3)确定中心距由式（6-18）A= = =343mm4d8)(d218)301(4.30B= m22582） 63.78034)BAa(22 - 9 -安装时所需的最小中心 63m.482015.63.78015.aLdmin 张紧或补偿带伸长所需的最大中心距 d .733.max (4)验证小带轮包角 1由式（16-9）得 56.173.57803.57180 00d120 6

10、.82a 因为 ， ，所以合适01.0(5)确定 V 带的根数 Z因为， A 型带，i=3,查min11 .960,0rnmd表 6-3 得， ,P=0.11,查表 6-4 得， ，95.P9.0ka查表 6-2 得 将各数值代入式（6-20）中3KL9.203.19.)1.095.(23)k(La11d1 dZ取 Z=3(6)计算初拉力 F0查表 6-1，A 型带 q=0.10m 由式(6-21)得(NqZVvkPKad 51.6010.2.539.0)(5)5.2(0 22 7)计算带作用在轴上的力 Fr mZFr 4.9602sin51.6032sin2 .710 (8)带轮的结构设计-

11、 10 -查机械设计基础表 6-1，小带轮 dd1=100mm 采用实心轮，大带轮 dd2=300mm,因为 dd2=250400mm,采用 H 型孔板轮，取轮缘宽度 B=（Z-1）e+2f=(3-1)15+210=50mm,根据机械设计基础表 6-1，取孔径 d=25mm,按表 6-1 确定结构尺寸，基准宽，b d=11mm,槽顶宽 b=13.2mm,基准到槽顶高 hmin=2.75mm,基准到槽府深 hmin=8.7mm,第一槽到端面距离 f=10mm,槽间距 e=15mm,最小轮缘厚 =6mm,轮缘外径 da=dd+2ha=300+22.75=305.5mm,轮缘内径 d2=dd-2(h

12、f+)=300-2(8.7+6)=270.6mm,槽楔角=34 0，腹板厚 s=15mm.五、齿轮的选择1、确定材料确定许应力查机械设计基础表 8-12，因为传动带为轻冲击载荷，大小齿轮均用 40Cr 调质处理硬度,H 1=H2=4855 计算时取H1=H2=52HRC 精度等级 8 级，根据表 8-8,Ra=1.6m,速度 V 6（ms -1）, HLin1= HLim2=1200MPa,查图 8-40 得， H1= H2=0.96 HLim=0.961200=1080MPa，查图 8-42 得， FLim1= FLim2=370MPa，单向受力， F1= F2=1.4 FLim1=518M

13、Pa2、初定主要尺寸(1)传动比对于一般单级减速器传动 i7,在前面已经计算出i=2.7(2)齿数 Z 一般齿数 Z17，避免产生根切现象取 Z1=25- 11 -(3)齿宽系数 d 根据机械设计基础查表 8-15 d=0.6，Z 2=iZ1=2.725=68(4)齿数比 = 72.5681(5)载荷系数 K 查表 8-14K=1.4，转矩 T1=74.61103Nm(6)材料弹性系数查表 8-39， MPaZE8.9(7)节点区域系数查图 8-39，Z H=2.5，321 FSdYTKm由图 8-43 得 86.1370.46.0.7412,3.4325mFS对于传递动力地齿轮，模数不宜小于

14、 1.52mm，以免模数过小发生意外断齿，根据机械设计基础表 8-2，选 m=2.53、计算齿轮主要参数Z1=25，Z 2=68，i 齿=2.7，m=2.5,d 1=mz1=2.525=62.5mm,d2=mz2=2.568=170mm,ha=ha*m=12.5=2.5,hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)2.5=3.13,h=ha+hf=2.5+.3.13=5.63mm,P=m=3.142.5=7.85mm,S=m/2=7.85/2=3.93mm,b2=b= dd1=0.662.5=37.5mm,取 40mm，b 1=b+(510)=(42.547.5)mm 略大于 b2,b1取 45

15、mmdh1=mz1cos=2.5250.94=59mm,d h2=mz2cos=2.5680.94=160mm,da1=d1+2ha=62.5+22.5=67.5mm,da2=d2+2ha=170+- 12 -22.5=175mm,df1=d1-2hf=62.5-23.13=56.24mm,df2=d2-2hf=170-23.13=163.74mm,中心距=a=m/2(z 1+z2)=2.5/2(25+68)=116.25mm4、校核齿面接触强度 9.60472.45)1(61.7.25.819)(0321 HHEH MPabKdTZ所以合适5、校核齿根弯曲疲劳强度8.1273.45.2645

16、17.2201 HFSF MPambKYdT所以合适,小齿轮采用齿轮轴的形式，大齿轮采用盘式齿轮.- 13 -齿轮图六、轴的设计(一)轴的设计1、轴为高速轴齿轮轴采用 45#正火,查机械设计基础表14-8 b=600MPa , b-1=55MPa2、按扭转强度初估轴的最小直径查表 14-7，A=118mm,按式（14-6）得 mnPAd 2330.2183 查机械课程设计表 13-5，取 d1=25mm3、初定齿轮与轴承的润滑初定圆周速度 smdnV /05.1106325.4.3106初定齿轮由油浴润滑，轴承采用油润滑。4、轴系的初步设计采用直齿圆柱齿轮，无轴向力，选择两端面单向固定右端用轴

17、肩定位，左端用轴端档圈固定，用 C 型普通键联接带轮，并实现周向定位。5、定向尺寸确定轴段 d1=25mm,逐段相邻直径 d2起定位作用，用定位轴肩h=(0.070.1)d,取 d2d 1+2h25+2(0.070.1)- 14 -25=(28.530)mm,该直径处安装密封毡圈，取标准直径d2=30mm,d3与轴承内径配合为便于轴承安装 d3d 2,查机械课程设计表 11-1,d3=35mm,取深沟球轴承 6007，d5为齿轮部分，取 d5=da1=67.5mm,d4取 46mm,d6=d4=46mm,因 d7处安装轴承，d 7=d3=35mm6、轴向尺寸的确定与传动零件（如齿轮、带轮、联轴

18、器等）相配合的轴段，一般略小于传动零件的轮毂宽度，L 1处安装带轮取 L1=50-2=48mm。L 5处为齿轮部分，L 5=45mm,齿轮距箱壁 1015mm，取10mm,采用油润滑取 =3，所以 L6=L4=3+10=13mm 轴承宽为14mm，L 3=L7=14mm,分箱面宽 L=47mm,轴承盖螺钉至皮带轮距离1=1015mm,取短盖 e=7.2mm,m=32mm,D=62mm,D4=D-(1015)=(5241)mm,取 D4=50mm,D0=62+2.5d3=77mm,D2=D0+2.5d3=92mm，D6=D-(24)=6058mm,取 D6=60mm,e1=18mm,端盖处为了便

19、于螺钉装卸留 1015mm，取 10mm,L2=32+7.2+4+10=53.2mm,取 54mm,轴总 L=48+54+14+13+45+13+14=201mm,两轴承中心距L=14+13+45+13=85mm7、强度校核(1)齿轮的切向力 F t1=2T/d=274.61103/62.5=2387.5N齿轮的径向力 F r1=Ft1tan=2387.5tan20 。 =868.98N(2)带轮的切向力 F t2=0N带轮的径向力 F r2=960.44N- 15 -(3)轴的受力分析，绘制轴受力图（a） ，绘制水平受力图（b） ，并求支反力 FH1、F H2，水平面85FH =（85+85

20、）F r2-42.5Fr1=170960.44-42.5868.98=126343.15NFH =1486.39N85FH =42.5Fr1+85Fr2=42.5868.98+85960.44=118569.05NFH =1394.93N绘制垂直受力图（d）85Fv =42.5 Ft1=42.52387.5=101468.75NFv =1193.75N85Fv =42.5 Ft1=42.52387.5=101468.75NFv =1193.75N(4)绘制弯矩图， 水平面弯矩图（a）a 截面 M H =85Fr2=85960.44=81637.4Nmmb 截面 M Hb=42.5FH =42.

21、51394.93=59284.53Nmm垂直平面弯矩图(e) Mvb=42.5 Fv =42.51193.75=50734.38Nmm合成弯矩图 f mNvbHb 69.78023.5043.592842222(5)绘制转矩图(g) 转矩 T=74.61103Nmm- 16 -(6)绘制当量转矩图)(h)单向运转转矩为脉动循环=0.6,aT=0.674.6110 3=44766Nmmb 截面合成弯矩 mNbTMeb 03.8954769.7802)( 2222截面合成弯矩 He 6.93105.13)2222（ mNTa 6.9305(7)分别校核，a,b 截面 mbMdeaa 1.2015.

22、04761.0331e 68.9.331 mbdeb 3.25.085.0331考虑到 a 处存在键槽 aa 1220%5105 mdb 65381实际直径分别为25mm,67.5mm 强度足够.- 17 -受力图：图一- 18 -(8)轴承的强度校核 NFVH 4.190675.139.4862222 V .8332222使用深沟球轴承 6007，F F 只需验证处轴承可查机械课程设计 ，表 11-1 深沟球轴承 6007，C r=16.2KN,C0r=10.5KN,直齿圆柱齿轮无处载荷 Fa=0,取 X=1，Y=0，查机械设计基础表 14-10，K P=1.1，P=K PXF =1.111

23、906.4=2097.04N。轴承寿命查机械设计基础式 14-10， hhnpcLhB 14.203320167167.91)( 轴承通常在 1000030000h，所以所选轴承合适。(9)键的设计与校核1）选用 A 型普通平键2）按轴径 d=25,查机械设计基础表 2-1，键宽b=8,h=7.L=1890,L=48-(5-10)=(4338)mm, 取 L=40，标记为键 840GB1096-79查机械设计基础表 2-2， 29.53)840(72561.4,10 pMPadhlTPap钢所选择的键强度合格- 19 -轴 1 图(二)、轴的设计1、 轴为低速轴，选用 45#钢正火，查机械设计

24、基础表14-1 取 b=600MPa,由表 14-8 -1=55MPa2、按扭转强度的直径；由机械设计基础表 14-7 的A=118，按式 14-6 得 3.15.18231833 NPAd取 d1=32mm3、齿轮的润滑齿轮圆周速度V=dn/601000=170118.51/601000=1.05m/s,确定齿轮使用油浴润滑，轴承使用油润滑。- 20 -4、轴系的初步设计采用直齿圆柱齿轮传动，无轴向力，采用两端单向固定，左端轴肩定位，右端轴肩挡圈固定，齿轮左端轴肩定位，右端套筒定位，采用 A 型普通平键连接齿轮，联轴器处选用 A 型普通平键连接。5、轴的结构设计(1)径向尺寸的设计轴径 d1

25、=32mm,与联轴器连接，d 2起定位固定作用，取轴高h=(0.070.1)d 1=(0.070.1)32=(2.243.2)mm,取h=2.6mm,d2=d1+2h=32+22.6=37.2mm,取 d2=38mm,d3处安装轴承取 d3=45mm,为了便于轴承的安装，选定轴承 6009，d 4为齿轮部分为了便于装配取 d4=50mm,d5起定位作用 h=(0.070.1)d4=(0.070.1)50=(3.55)mm,取 h=4mm,d5=d3+24=58mm,取 d5=58mm,d6起定位轴承作用，d 6=52mm,d7处安装轴承取d7=d3=45mm.(2）轴向尺寸的确定与传动体配合轴

26、段长一般小于传动件宽度，齿轮宽 B=40mm,取L4=38mm,轴承器选 YLD 凸缘联轴器，YL6 是标记联轴器J3260/J13060GB5843-86，取 L1=60mm,轴承宽取 15mm,齿轮距箱内壁为 10mm，采用油润滑，=5mm,分箱用 M12 螺栓连接，L5=10mm,L6=7.5mm,L7处与轴承连接，取 L7=16mm,L3上装有轴套和轴承，轴套取为 17.5mm，轴套起定位作用，D 0取 50mm,小径- 21 -取 D1=45mm,L3=17.5+16+2=35.5mm,e=9.2mm,m=28mm,D=75mm,e1=16mm,D0=95mm,D2=D0+2.5d3

27、=115mm,D4=D-15=60mm, D6=72mm,L2=28+9.6+5.3+10=52.9mm,取 53mm,轴总长 L=60+53+33.5+40+16+17.5=220mm,两轴承间距离L=17.5+40+17.5+16=91mm.(6)强度效核1)齿轮的切向力 F t=2T/d=2179.7103/170=2114.11N齿轮的径向力 F r=Fttan=2114.11tan20 0=769.47N2)轴的受力分析(a)，并求支反力绘水平受力图(b)FH =45.5Fr/91=45.5769.47/91=284.74NFH =45.5Fr/91=45.5769.47/91=28

28、4.74N垂直受力图（d）Fv =45.5Ft/91=45.52114.11/91=1057.06NFv =45.5Ft/91=45.52114.11/91=1057.06N绘制弯矩图(c),(e)b 截面弯矩 水平 MHb=45.5 FH =45.5384.74=17505.67Nmm垂直 MVb=45.5FVI=45.51057.06=48096.23Nmm合成弯矩图(f) mNVbHb .9651823.4809667.1502222 - 22 -绘制转矩图(g)绘制当量转矩单向循环，转矩为脉动循环 =0.6，aT=0.6179.7103=107820Nmm绘制扭矩图(h)a 截面合成弯

29、矩 mNTMea 476b 截面合成弯矩 mNbeb .78193507829.51)(222 分别校核 a,b 截面直径deaa 96.251.0781.0331mbMeb 8.79.331考虑键槽 daa 31.2896.%05105 mb 271比实际选择的小，所以合适- 23 -受力图：图二- 24 -3）轴承的强度校核 NFFVH 9.12406.574.38222 查机械课程设计表 11-1，深沟球轴承 6009 的Cr=21KN,C0r=14.8kN,因采用直齿圆柱齿轮，所以无轴向力，取X=1，Y=0，查机械设计基础表 14-10，K P=1.1，P=K PXF =1.11112

30、4.9=1237.39N,计算轴承的使用寿命， hnpcLhB 2.1069354351.867167.02)(3 轴承通常在 1000030000h，所以所选轴承型号合适。(7）键的设计1）联轴器和齿轮选用 A 型普通平键连接齿轮上的键的设计按轴径 d=50mm,查机械设计基础表 2-1，键宽b=14,h=9mm,L=1890,L=38-(5-10) 取 L=28，标记为键1428GB1096-79，查机械设计基础表 2-2，1.4)28(950.174, 3ppp MPadhlTPa钢所选择的键强度合格2)联轴器上键的设计按轴径 d=32mm,查机械设计基础表 2-1，b=10mm,h=8

31、mm 取- 25 -L=60-(510)=50mm,标记键 1050GB1096-79查机械设计基础表 2-2，所选择的键强度2.70)150(8327.94,10 p3p MPadhlTPa钢合格轴 2 图七、减速箱的设计减速箱通常用铸造成型选用 HT150，取箱壁壁厚=0.025a+18, = 8mm,取箱盖箱座凸缘厚度b1=b=1.5=12mm,箱座底凸缘厚 b2=2.5=20mm,地脚螺钉直径df=0.036a+12=16mm,地脚螺钉数目 a250 时，n=4,轴旁连接螺栓直径 d1=0.75df=12mm,箱体与箱座连接螺栓直径 d2=(0.50.6)- 26 -df=8mm,连接

32、螺栓 d2的间距 L=150200mm,轴承端盖螺钉直径d3=(0.40.5)d f=8mm,窥视孔盖螺钉直径 d4=(0.30.4)d f=6mm,定位销直径 d=(0.70.8)d 2=6mm,df,d1,d2至外壁距离C1=18mm,df,d2到凸缘边缘距离 C2=16mm,轴承旁凸台半径R1=C2=16mm,凸台高度，为便于扳手操作取 h=40mm,外箱壁到凸缘边距离 L1=C1+C2+5=39mm,大齿轮顶圆与内箱壁距离 11.2=10mm,齿轮端面到内壁距离 2=15mm，箱盖、箱座肋厚 m=m1=0.85=6.8mm,轴承旁联接螺栓 s1=d3=6mm,s2=d3=6mm,为了防止油污被卷起取大齿轮距箱底 30mm,箱座上开有油沟，为供轴承润滑，油沟距内箱壁 a=6mm,油沟宽 b=5mm,油沟深 C=3mm,油沟采用圆柱铣刀铣削加工。为便于检测齿轮的啮合和减速器内排出，在箱盖上开设窥孔和通气器，为了便于油的放出与检测油面高度，在箱座开设放油孔和油面指示器。注：减速箱的设计根据机械设计课程设计表 4-1 编写八、润滑的选择采用油浴和飞溅润滑，选用 L-CKC100 的润滑油。- 27 -参考文献1、黄森彬主编.机械设计基础.北京：高等教育出版社，19982、卢颂峰、王大康主编.机械设计课程设计.北京.北京工业大学出版社，1993