1、沈阳工程学院机械设计课程设计计算说明书题目 用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器 院 系: 机械工程学院 专 业: 机械制造与自动化 年 级: 机制专 122 学生姓名: 李 超 学生学号: 2012549225 指导教师: 朱 爽 完成课程设计时间 2015 年 5 月目录设计题目11、传动方案的设计与拟定.22、电动机的选择.23、传动装置总传动比计算及传动比初步分配34、计算传动装置的运动参数和动力参数.45、普通 V 带传动设计56、齿轮传动设计77、轴设计118、滚动轴承的选择219、键的选择和强度校核2210、联轴器的选择2311、减速器的润滑2412、减速器箱体尺寸计算.2413、
2、齿轮的加工工序卡及程序.2514、设计总结.2615、参考文献.27设计题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器。1-V带传动 2-运输带3-一级圆柱齿轮减速器 4-联轴器5-电动机 6-卷筒原始数据：（数据编号 A5 ）设计要求：已知运输带工作拉力 F=1300N，运输带工作速度 V=1.55m/s，卷筒直径D=250mm 。工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限 10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为 %51、传动方案的设计与拟定结构简图如下：1-V带传动 2-运输带3-一级圆柱齿轮减速器 4-联轴器5-电动机 6-卷筒此传动方案选用了 V带传动和闭式齿轮传
3、动。V 带传动布置于高速级，能发挥它的传动平稳、缓冲吸振和过载保护的优点，但此方案的结构尺寸较大；V 带传动也不适宜用于繁重工作要求的场合及恶劣的工作环境。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。2、电动机的选择2.1 确定传动装置所需的功率 PP=FV/1000=1300X1.55/1000=2.015 Kw2.2 确定传动装置的效率 由表 9-10查得：普通 V带传动的效率 96.01一对滚动轴承的效率 （球轴承，稀油润滑）2闭式圆柱齿轮传动的效率 （8 级）7.3弹性联轴器的效率 904传动滚筒效率 6.5故传动装置的总效率为859
4、.06.907.9.06354321 2.3 选择电动机电动机所需的额定功率电动机所需最小名义功率 KW346.2859.01Pd因载荷平稳，电动机额定功率 略大于 即可。由表 2-4选用 Y100L2-edPd4电动机， =3kW， r/min, ， 。edP1420edn2.额 定 转 矩堵 转 转 矩 2.额 定 转 矩最 大 转 矩由表 2-5查得所选电动机的主要参数列于表 2-1表 2-1 电动机主要参数名称 符号 参数值额定功率 edP3kW满载转速 n1420r/min伸出端直径 D mm09.428伸出端安装长度 E 60mm安装基础地脚螺栓距离 AXB 160mmX140mm
5、3、传动装置总传动比计算及传动比初步分配3.1 总传动比的计算滚筒的转速 min471.8250.16106rDvnW总传动比 98.47.mai3.2 传动比初步分配由 IIP5表 2-2，取 V带传动的传动比为 ，则减速器的传动比 为5.20i i794.5.28610ia4、计算传动装置的运动参数和动力参数4.1 电动机轴mnPrkWdm78.1590i4236.04.2 1 轴 减速器主动轮轴（高速轴） mnPri kW864.37950in2125.9.0.11014.3 2 轴 减速器从动轮轴（低速轴） mNnPri kW265.174950in812.9.221224.4 3 轴
6、 （滚筒洲） mrnkW265.174in8140.29331轴和 2轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘以轴承效率 0.99运动和动力参数的计算结果汇总列表如下表表 4-1轴名 功率 kWP/转矩 )/(m转速n/(r/min) 传动比 i效率 电机轴 2.346 15.778 14201轴 2.252 37.864 5682轴 2.162 174.265 118.4812.54.79410.960.960.99滚筒轴 2.140 174.265 118.4815 普通 V 带传动设计5.1 普通 v 带的型号根据查表 13-4得： 计算功率：2.1AKkWPKAc 6.3
7、)2.1(由图 13-1选用 A型普通 V带5.2 确定带轮基准直径 和1d2查表 13-5，普通 V带 A型带轮最小基准直径 md75in选取主动带轮直径： 取带的滑动率： =0.02md851则从动带轮直径： i 2.08).1(8564202 ）（ 由表 13-5选取从动带轮基准直径标准值： md2普通 V带传动的实际传动比： 49.8512di5.3 验算带速 v smnd/32.61064106带速 v在 525m/s范围内带速合适5.4 确定中心距 和带的基准长度adL初定中心距 按照0 )(2)(7.021021 dda8585m949.0初取 a计算所需带长 ： 0dLmadd
8、aLd 5.12864)()(202210 查表 13-2，选取 V带的标准基准长度 Ld0标注为：A1250 GB/T11544-1997确定实际中心距： mad75.381200安装中心距： mLd 361250min a.4975.3810x5.5 验算小带轮的包角 （符合要求）1209.63.5718012ad5.6 确定普通型带的根数 z由查表 13-3得： V 带额定功率 ；kWP07.1单根普通 V带额定功率值增量 kP17.0由查表 13-2得： V 带长度系数 93.LK由查表 13-7得： 带轮包角系数 025.39.617)(0 ）（LcPz故需 V带根数为：z=45.7
9、 计算带传动作用在轴上的力 QF1） 、计算单根普通型带的张紧力 0由查表 13-1得： q=0.10kg/mNqvzKPFc215.8)5.2(20 2） 、计算带传动作用在轴上的力 QNZFOQ 8.93216sin25.1842sin10 5.8 带轮结构设计查表 13-6可知：带轮选取 A型带带轮宽度为 mezfB4815)3(92)1(26、齿轮传动设计6.1 重新计算减速器高速轴的运动参数和动力参数用于带传动的实际传动比与事先所分配的传动比有变化，故减速器各轴的转速和所受到的扭矩也随之发生变化，为使设计更加精准，故必须重新计算这些参数。结果如下： mnPrdi kW75.3950i
10、n34.698/2140/.6.11200116.2 选择齿轮材料及热处理由表 10-9得：小齿轮采用 45钢调质处理，硬度为 197-286HBS取260HBS;大齿轮采用 45钢调质处理，硬度为 197-286HBS取240HBS6.3 确定齿轮材料许用接触应力试验齿轮接触疲劳极限应力由图 13-5可得： ，MPaH6501limPaH502lim齿轮接触疲劳强度最小安全系数由表 13-37可得： .S齿轮接触疲劳强度寿命系数应力循环次数 91 1023.30124.56906 hjnLN892 7/3.i由图 13-6得： ;1NZ2工作硬化系数 由于齿轮工作面为软齿面组合 1W齿轮材料
11、许用接触应力 MPaZSNWH501.9.622lim21li1 6.4 按齿面接触强度设计齿轮传动作用在高速轴上的扭矩： mNnT.375105.91载荷系数由表 13-38得载荷系数=1.2-1.6, 由于齿轮为对称布置，所以取 K=1.4齿宽系数由于是减速器 取 1d齿轮材料弹性系数由表 13-39查得： MPaZE8.9初选齿数和齿数比取 =25，1z=i =4.794X25=119.85,故取 z2=1202z1齿数比 8.45012zu 节点区域系数.HZ按齿面接触疲劳强度设计muKTdHE6.48123d1 6.5 确定传动的主要参数确定模数，取zdm94.125812确定中心距
12、ma15021其他主要尺寸（大于不发生齿面疲劳点蚀的最小值，mzd51安全）mbdmhdmzffaa560235.24450212112126.6 校核齿轮齿根弯曲疲劳强度试验齿轮弯曲疲劳极限应力由查表 11-1知： ;MPaF5601limPaF4102lim齿根齿轮弯曲疲劳强度最小安全系数由查表 11-5知： 2.FS许用弯曲疲劳应力MPaSF3285.140.62lim21li1齿形系数由查图 11-8知： ，73.1aY.2a应力修正系数由查图 11-9知： ,58.1Sa1.2Sa校核齿根弯曲疲劳强度MPaPaYzbmKT FSaFF FSaF 3286.758.1325.8 4.6
13、.4.21212 121 （安全）6.7 齿轮参数和几何尺寸列于表 6-1表 6-1 齿轮参数及几何尺寸 mm参数或几何尺寸 符号 小齿轮 大齿轮模数 m 2 2压力角 o0o0齿顶高系数 *ah1 1顶隙系数 c0.25 0.25齿数 z 25 120齿顶高 ah2 2齿根高 f 2.5 2.5分度圆直径 d 50 240齿顶圆直径 a54 244齿根圆直径 f 45 235齿宽 b 56 50传动中心距 a 1456.8 确定齿轮的精度等级齿轮圆周速度 smndv /49.1063.5106查表 11-2可知选用 9级精度，但考虑中小型制造厂一般为滚齿制造，故选为8级精度。7、轴设计7.1
14、 高速轴设计（齿轮轴）7.1.1 已经确定的动力参数与运动参数mnPrdi kW75.3950in34.698/2140/.6.11200117.1.2 轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表 10-10选用 45钢调质处理，硬度为 217255HBS，许用弯曲应力Ma6017.1.3 按扭转强度概略计算轴的最小直径由表 14-2 C=118107由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取 C=115。mPCd19.834.5621n3由于最小轴段直径小于 20mm，其截面上开有一个键槽，故将轴颈增大7%。dd63.19.807.1).(min查表 13-6，A 型普通 V带带轮轴孔直径为 2
15、2mm，故取 。md2in7.1.4 设计轴的结构轴的结构分析由于齿轮 1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装大带轮，轴的结构示意图(齿轮轴)计算各段直径1) 计算 2d，取mda 96.2518.029.01112 d262) 计算 3，且该直径必须与轴承内径一致，故取md37)5(23md03初选轴承型号 6206，其尺寸为 其基本额mBDd16230定载荷 kNCr5.193）计算 4d，为取 。m34d3544）计算 5d由于为齿轮轴故取 其分度圆为 50mm。m545）计算 6d3466）计算 7md307同一轴上的轴承选择同一型号，
16、以便减少轴承座孔镗制和减少轴承类型。电动机轴各阶梯轴直径列表：名称 1d23d45d67d直径（mm） 22 26 30 35 54 35 30计算轴各段长度皮带轮的宽度 L=48mm,所以取 mL451取 ，取 ，取 ，取 （齿轮宽）mL65237mL56取 ，取7657各段轴长如下：名称 1L23L45L67L长度/mm 45 65 35 7 56 7 35（5）按弯曲扭转组合强度校核以第一段中点为 D点，从左边起第一个轴承中点为 B点，齿轮轴段中点为 C点，第二个轴承中点为 A点，距离依次为 98mm，62mm，62mm。画高速轴的受力图图（a）为高速轴总受力图；图（b） 、 （c）分别
17、为水平平面和垂直平面受力图 计算作用在轴上的力齿轮 1圆周力 NTFt 150372d1齿轮 1径向力 otr 02tanan齿轮 1的轴向力 N（直齿轮）1a带传动压轴力（属于径向力） NFQ8.93 计算作用在轴上的支座反力水平平面内 003221lRlMAHrQBNlFQAH 2.10698.532 与 所 画 方 向 相 反 ）(13952.08.935001 AHQrBHBrRFR垂直平面内 BMNlFlAVt5.7)(21320lFRtBV5.7321校核 0H(无误)015.7.5tBVAF 绘制水平平面弯矩图（如图 d所示）DB段： mNxMxFHQ4.91)(0)980(32
18、AC段： RA.6275)62(）（）（ 绘制垂直平面弯矩图（如图 e所示）mNxRMVBCAD 468125.70 绘制合成弯矩图（如图 f）mNCVHCBAD 9.7830)461(.6275.91422 计算并作图 图（如图 g所示）TmN3.0 绘制当量弯矩图mNMmNTecCBeD 9.7830 9.81523269.783044126522右左 确定轴的危险截面并校核轴的强度由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的界面 B、C 处当量弯矩最大，是轴的危险截面。D 为轴直径最小面。截面 B MPaPadBe 608.3401.29.013 截面 C MCec 9.5 133 齿 根左截
19、面 D PaPadDee 602.1.0261. 133 高速轴轴的受力分析图7.2 低速轴设计7.2.1 重新计算低速轴轴的运动参数和动力参数mNnPkWrun 1740505.1749562.92in/8/3.622127.2.2 轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表 10-10选用 45钢调质处理，硬度为 217255HBS，许用弯曲应力Ma6017.2.3 按扭转强度概略计算轴的最小直径由表 14-2 C=118107由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取 C=110。mPCd95.28.160n33由于最小轴段直径小于 30，其截面上开有一个键槽，故将轴颈增大 5%。d3.0.
20、5.).1(取 。md307.2.4 设计轴的结构轴的结构示意图计算各段直径（从右至左）1) 计算 2d mda 362.401.7.031.07.112 ）（）（，取 m352) 计算 d，且该直径必须与轴承内径一致，故取406)1(23d403初选轴承型号 6208，其尺寸为 其基本额mBDd216840定载荷 kNCr5.293）计算 4d，为装配方便而加大直径，应圆整为标准m414直径，一般取 0，2，5，8 尾数，取 。md454）计算 5d，取d3.1.7.45 55）计算 6，同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承座孔镗md4036制和减少轴承类型。电动机轴各阶梯轴直径列表：名
21、称 1d23d45d6直径（mm） 30 35 40 45 54 40确定轴各段长度（从右至左）由于 部分与联轴器结合，由表 15-4查可知1L mL651取 取 取m72L53b48204小 轮取 取L10546各段轴长如下：名称 12L34L56L长度/mm 65 72 55 48 10 457.2.5 按弯曲扭转组合强度校核从左至右以第一轴承中点为 A点，齿轮段中点 B点，第二轴承中点为 C点，最小轴中点为 D点，距离依次为 68.5mm，68.5mm，115mm。画高速轴的受力图图（a）为低速轴总受力图；图（b） 、 （c）分别为水平平面和垂直平面受力图 计算作用在轴上的力齿轮 2圆周
22、力 NFtt152齿轮 2径向力 r0齿轮 2的轴向力 （直齿轮）a2 计算水平面 H及垂直面 V的受力H面： NFRrCA7502V面： tVA .12 计算 H面及 V面内的弯矩，并作弯矩图（如图 d、e）H面： NRMAHBCA 5.183725.68.0V面： AVVBA 7.5.68 计算合成弯矩并作图(如图 f)mNMVBHBCA 5.073.517.1830222 计算 并作图（g）TmN0461756.0 计算当量弯矩并作图（如图 h） mNTMBeeDCeA 5.180904635.7104632222 校核轴的强度在 B处： dbeB 4527601.891.033 所以，
23、低速轴 B处的强度足够。在 D处： mMdbeD309.25601.431.033 所以，低速轴 D处的强度足够。由于在轴径最小处和受载最大处的强度都足够，由此可知低速轴强度足够。高速轴轴的受力分析图8、滚动轴承的选择8.1 高速轴滚动轴承的选择根据轴的结构设计，安装轴承处的轴颈为 30mm，由于该轴没有受轴向载荷的作用，且受载不大，并考虑到两轴承间的距离不大，考虑到箱体上加工两轴承孔的同轴度，考虑到轴承的价格和购买容易性，选用深沟球轴承，高速处两滚动轴承的型号均为 6206。其尺寸为其基本额定载荷mBDd16230 kNCr5.198.2 低速轴滚动轴承的选择低速处滚动轴承的选择与高速处滚动
24、轴承选择类似，但由于安装轴承处的轴颈为 40mm，故选低速轴处两滚动轴承的型号均为 6208，其尺寸为 其基本额定载荷 。mBDd216840 kNCr5.299、键的选择和强度校核9.1 高速轴与带轮配合处的键连接高速轴与带轮配合处用键，选用 C型普通平键联接，据配合处直径d=22mm查表 12-15得： ,取键长 L=40mm。mhb6键的工作有效长度 Ll37240键的材料选用 45号钢，带轮为铸铁，由表 12-19得许用挤压应力MPap60键联接工作面的挤压应力： MPaPahldTpp 603127654键联接强度足够键的标记：GB/T 1096-2003 键 C6X6X409.2
25、低速轴与齿轮配合处的键连接低速轴与齿轮配合处用键，选用 A型普通平键联接，据配合处直径 d=45mm查表 12-15得： ,取键长 L=55mm。mhb914键的工作有效长度 Ll415键的材料选用 45号钢，齿轮也为 45号钢，由表 12-19得许用挤压应力MPap10键联接工作面的挤压应力： MPaPahldTpp 1042519704键联接强度足够键的标记：GB/T 1096-2003 键 14X9X1109.3 低速轴与联轴器配合处的键连接低速轴与联轴器配合处用键，选用 C型普通平键联接，据配合处直径d=30mm查表 12-15得： ,取键长 L=60mm。mhb78键的工作有效长度
26、Ll5620键的材料选用 45号钢，带轮为铸铁，由表 12-19得许用挤压应力MPap60键联接工作面的挤压应力： MPaPahldTpp 602.59306714键联接强度足够键的标记：GB/T 1096-2003 键 C8X7X6010、联轴器的选择10.1 计算载荷根据表 15-2查得 K=1.3计算转矩 mNKTC 5.26317403.10.2 选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器,由表 15-9初选 LT6型弹性套柱销联轴器， （GB/T 4323-2002）,公称转矩 ，许用转速 Y型轴孔mNTn250in,/380rn（圆柱形） ，孔直径 d=32mm，轴孔长度 L=82mm。
27、in/38mi/59.18263rrnNTnC11、减速器的润滑11.1 齿轮传动的润滑由于齿轮圆周速度 smndv /12/49.1063.5106所以，齿轮传动采用油浴润滑，根据表 14-17，选用工业闭式齿轮油 L-CKC1509（GB/T 5903-1995） 。11.2 滚动轴承的润滑高速轴： 41078.34.5690dn低速轴： 1故高速轴、低速轴的轴承均采用润滑脂润滑，参考表 14-18选用纳基润滑脂 3号（L-XACMGA3） （GB/T 492-1989）12、减速器箱体尺寸计算根据参考文献中 p44 表 4.1计算减速器箱体的主要尺寸：名称 符号 计算及结果箱座壁厚 ma
28、125.6025.1.0取 m箱盖壁厚 1 3.4取 10箱座凸缘壁厚 b 5.5.箱盖凸缘壁厚 1 m11箱座底凸缘壁厚 2bm2510.5.地脚螺钉直径及数目 ndf maf 94.1763.36取 M20的地脚螺钉 地脚螺钉数目 n=4轴承旁联接螺栓直径 1df 5207.5.0取 M16的螺栓箱盖与箱座联接螺栓直径 2d mf 120)6.()6.( 取 M12的螺栓轴承端盖螺钉直径 3df 8)4.30()4.30(取 M8的螺钉外箱壁至轴承座端面的距离 1l mmcl 5047)105(2)15(21 取 0箱座底部外箱壁至箱座凸缘长度方向最外端的距离2lcl 39)(68)(21
29、取 m45箱座底部外箱壁至凸缘底座最外端的距离3l mcl 605)10(246)10(21 取 5313、设计总结在老师的指导下，为期两周的课程设计即将落下帷幕，在做本次设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家；他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，而我们是“工程师” ，一切都要有据可依，有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，无法升级为设计。一个机械设计的过程，必须要知道一个设计所要准备些什么，要怎样去安排工作，并学习机械设计的一般方法，掌握机
30、械设计的一般规律；也通过课程设计实践，培养了我综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力；学会怎样去进行机械设计计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范。还有就是激发了我的学习兴趣，能起到一种激励奋斗的作用，让我更加对课堂所学内容的更加理解和掌握。这次机械课程设计中，我遇到了很多问题，但同学讨论和老师的指导起到了很大的作用，这就是团队的精神。自己在设计中所遇到的困难，让我明白要做好一个机械设计是一件不容易的事，必须有丰富的知识面和实践经验，还必须有一个好的老师。当然有些困难时由于自己设计思维不太严谨，没有很好地熟悉一些理论知识，没有过此类设计的经验造
31、成的；在设计过程中自己也做了一些重复的计算，很多往往是一个参数所取不正确或没有太在意一些计数，而在尺寸计算校核才发现问题，而白白花了重复工作的时间，但也能让我更加深刻一些设计的过程，积累了一些设计的经验。课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，这是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程。 ”千里之行始于足下” ，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义。我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。说实话，课程设计真的有点累然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这两周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消
32、虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利。通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有两次因为不小心我计算出错，只能毫不情意地重来但一想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提示自己，一定要养成一种高度负责，认真对待的良好习惯。这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练。通过本次的课程设计，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和理论联系实际，应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。最后感谢学校安排了这样的环节，感谢朱爽老师的教导。十四、参考文献【1】 曾宗福. 机械设计基础课程设计M. 北京：化学工业出版社，2009【2】 钱丽霞，刘敬花，李光苹 机械设计课程设计M . 北京：化学工业出版社，2011【3】 样可桢，程光蕴，李仲生 机械设计基础M. 北京：高等教育出版社，2006【4】 张锦明 机械设计基础课程设计指导书M. 南京：东南大学出版社，2009
