机械设计课程设计一级减速器设计 10.docx
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机械设计课程设计一级减速器设计10
课程设计说明书
课程名称：
一级圆柱直齿轮减速器
设计题目：
带式输送机传动装置的设计
院系：
应用工程系
学生姓名：
石磊
学号：
0903050210
专业班级：
机电092
指导教师：
2010年10月12日
《机械设计》课程设计
设计题目：
带式输送机传动装置的设计
内装：
1.设计计算说明书一份
2.减速器装配图一张（A1）
3.轴零件图一张（A3）
4.齿轮零件图一张（A3）
应用工程系系机电092班级
设计者：
石磊
指导老师：
完成日期：
2010年10月10日
杭州万向职业技术学院
课程设计任务书
机械设计课程设计计算说明书
1.
一、课程设计任务书…………………………………
二、摘要和关键词……………………………………………
2.
一、传动方案拟定………………………………………………
各部件选择、设计计算、校核
二、电动机选择…………………………………………………
三、计算总传动比及分配各级的传动比………………………
四、运动参数及动力参数计算…………………………………
五、传动零件的设计计算………………………………………
六、轴的设计计算………………………………………………
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………………
八、键联接的选择及校核计算…………………………………
九、箱体设计……………………………………………………
课程设计任务书
设计题目
带式输送机传动装置的设计
学生姓名
石磊
所在院系
应用工程系
专业、年级、班
机电092班
设计要求：
输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限8年，小批量生产。
允许输送带速度误差为±3％。
输送带拉力F=5.2kN；输送带速度V=1.6m/s；滚筒直径D=420mm；每日工作小时H=16。
学生应完成的工作：
1．编写设计计算说明书一份。
2．减速器部件装配图一张；
3．绘制轴和齿轮零件图各一张。
参考文献阅读：
1.《机械设计》课程设计指导书
2.《机械设计》图册
3.《机械设计手册》
4.《机械设计》
工作计划：
1.设计准备工作
2.总体设计及传动件的设计计算
3.装配草图及装配图的绘制
4.零件图的绘制
5.编写设计说明书
任务下达日期：
2010年9月30日
任务完成日期：
2010年10月13日
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
（1）工作条件：
使用年限8年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清洁。
（2）原始数据：
输送带拉力F=5.2kN；输送带速度V=1.6m/s；滚筒直径D=420mm；每日工作小时H=16。
允许输送带速度误差为±3％
二、电动机选择
1、电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.993×0.96×0.99×0.98
=0.87
（2）电机所需的工作功率：
P工作=FV/（1000η总）
=5200×1.6/（1000×0.87）
=9.56KW
3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×1.6/π×420
=72.79r/min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3—5。
取V带传动比I’12—4，则总传动比理时范围为I’a=6—20。
故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒
n筒=（6~20）×72.59=（436.74—1455.8）r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min
根据容量和转速，由有关手册查出有2种适用的电动机型号：
因此有2种传支比方案：
由《机械设计手册》查得。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160L-8
。
其主要性能：
额定功率11kw：
11同步转速1000r/min满载转速970r/min，
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：
i总=n电动/n筒=970/72.59=13.36
2、分配各级伟动比
（1）据指导书P7表1，取齿轮i带=2.8（V带传动比I’1=2~4合理）
（2）∵i总=i齿轮×i带
∴i齿轮=i总/i带=13.36/2.8=4.8
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=970r/min
n
=nI/i带=970/2.8=346.43（r/min）
n
=n
/i齿轮=346.43/4.8=72.17（r/min）
2、计算各轴的功率（KW）
P
=P工作×η带=9.56×0.96=9.18KW
P
=P
×η轴承×η齿轮=9.18×0.99×0.96=8.72KW
P
=P
×η轴承×η联轴器=8.72×0.99×0.99=8.55KW
3、计算各轴扭矩（N·mm）
T工作=9550×9.56/970=94.12N·mm
T
=T工作×η带×i带=94.12×2.8×0.96=252.99N·m
T
=T
×i齿轮×η轴承×η齿轮
=252.99×4.88×0.99×0.96=1154.12N·m
T
=T
×η轴承×η联轴器
=1154.12×0.99×0.99=1131.15N·m
五、传动零件的设计计算
1.确定计算功率PC
由课本表8-7得：
kA=1.1
PC=KAP=1.1×11=12.1KW
2.选择V带的带型
根据PC、n1由课本图8-10得：
选用B型
。
1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=140mm。
2）计算大齿轮的基准直径。
根据课本式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2
dd2=i带·dd1=2.8×140=392mm
由课本表8-8，圆整为dd2=400mm
3.确定带长和中心矩
1）根据课本式（8-20），初定中心距a0=1000mm
2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度
Ld0≈2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/（4a0）
=2×1000+3.14×（140+400）/2+（400-140）2/（4×1000）≈2863.9mm
由课本表8-2选带的基准长度Ld=2800mm
按课本式（8-23）实际中心距a。
a≈a0+（Ld-Ld0）/2=1000+（140.79）/2=1070mm
4.验算小带轮上的包角α1
α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30
=1800-（400-140）/1070×57.30
=159.020>900（适用）
6.确定带的根数z
1）计算单根V带的额定功率pr。
由dd1=140mm和n1=970r/min根据课本表4-6得
P0=2.66KW
根据n1=970r/min，i带=2.8和B型带，查课本表（5-6）得△P0=0.3KW
根据课本表4-7得Ka=0.95
根据课本表4-2得KL=1.1
计算V带的根数z
由课本P83式（5-12）
Z=P工作/（（P0+△P0）×Ka×KL）=9.56/（（2.66+0.3）×1.1×0.95）=3.09
圆整为4根
2、齿轮传动的设计计算
1选定齿轮材料及精度等级及齿数
1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。
2）材料选择。
由表课本表10-1选择小齿轮和大齿轮材料为45钢（调质）硬度为280HBS。
3）选小齿轮齿数z1=22，大齿轮齿数z2=22×4.8=106，
2按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式（10-9a）
d1≥2.8（KT1（u+1）ZE2/φdu[σH]2）1/3
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数Kt=1.1
2）计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106×P1/n1
=95.5×106×9.18/346.43=25306.4N·mm
d1≥2.8（KT1（u+1）ZE2/φdu[σH]2）1/3=44
3）由课本tu10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=530MPa；打齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=490MPa；
3）计算齿宽b。
b=φdd1=1.1×44mm=48.4mm取b2=50mm;b1=b2+（5~10mm）=55mm
4）计算模数。
模数：
m=d1/Z1=43.8/22=1.99mm查表5-1取标准模数m=2
5）查取应力校正系数
由课本表5—9查得YSa1=4.21YSa2=3.99
6）齿形系数
解得齿形系数为13.07MPa
7）许用弯曲
解得许用弯曲为12.39MPa
所以弯曲疲劳强度足够
4.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径d1=z1m=22×2=46mm
d2=z1m=106×2=212mm
（2）计算中心距a=（d1+d2）/2=（46+212）/2=131mm
（3）计算齿轮宽度b=φdd1=1.1×44mm=48.4mm
取b2=50mm;b1=b2+（5~10mm）=55mm
六、轴的设计计算
输出轴的设计计算
两轴输出轴上的功率P、转数n和转矩T
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=970r/min
n
=nI/i带=970/2.8=346.43（r/min）
n
=n
/i齿轮=346.43/4.8=72.17（r/min）
2．计算各轴的功率（KW）
P
=P工作×η带=9.56×0.96=9.18KW
P
=P
×η轴承×η齿轮=9.18×0.99×0.96=8.72KW
P
=P
×η轴承×η联轴器=8.72×0.99×0.99=8.55KW
3.计算各轴扭矩（N·mm）
T工作=9550×9.56/970=94.12N·mm
T
=T工作×η带×i带=94.12×2.8×0.96=252.99N·m
T
=T
×i齿轮×η轴承×η齿轮
=252.99×4.88×0.99×0.96=1154.12N·m
T
=T
×η轴承×η联轴器
=1154.12×0.99×0.99=1131.15N·m
4、初步确定轴的最小直径
mm则取35mm
mm则取50mm
5、联轴器的选择
为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT2,查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则
按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩条件，查《机械设计手册》，选用LT8型弹性柱销联轴器，。
联轴器的孔径d1=50mm，半联轴器长度L=84mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=112mm。
6、轴承的选择
初步选择滚动轴承。
因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。
参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0基本轴隙组、标准京都记得深沟球轴承代号6012，其尺寸d×D×B=60mm×95mm×18mm。
7、轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
由课本表6-1查得平键截面b×h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12mm×8mm×50mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6.
8、确定轴上圆角尺寸
参考课本表15-2，取轴端倒角为2×45°。
9、求轴上的载荷
1轴
2轴
按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。
根据课本式（15-5）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力
σca1=[M12+（αT1）2]1/2/W=[81263.382+（0.6×100871）2]1/2/（1×843）
=0.29MPa
σca2=[M12+（αT2）2]1/2/W=[76462.382+（0.6×397656）2]1/2/33656.9
=6.28MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由课本表15-1查得[σ-1]=60MPa。
因此σca1＜σca2＜[σ-1]，故安全。
七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×360×10=576000小时
1、计算输入轴承
（1）已知nI=417.39r/minn
=108.13r/min
（2）计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表（11-9）取fP=1.5
根据课本P262（11-6）式得
PI=fPxFr1=1.5×（1×1039）=1558.5N
P
=fPxFr2=1.5×（1×977.5）=1466.25N
（3）轴承寿命计算
∵深沟球轴承ε=3
Lh=106C3/（60nP3）
Lh1=106C3/（60nP13）=106×[44.8×106]3/[60×320×（1.5×1558.5）3]
=3.67×1014h>57600h
Lh2=106C3/（60nP23）=106×[44.8×106]3/[60×70.8×（1.5×1466.25）3]
=1.99×1015h>57600h
∴预期寿命足够
八、键联接的选择及校核计算
由课本式（6-1）
σp=2T×103/（kld）
确定上式中各系数
T
=100.871N·m
T
=397.656N·m
k1=0.5h1=0.5×12mm=6mm
k2=0.5h2=0.5×8mm=4mm
l1=L1-b1=63mm-12mm=51mm
l2=L2-b2=50mm-12mm=38mm
d1=70mm
d2=38mm
σp1=2T
×103/（k1l1d1）=2×74.22×103/（6×51×70）
=6.93MPa
σp2=2T
×103/（k2l2d2）=2×315.51×103/（4×38×38）
=109.24MPa
由课本表6-2[σp]=100-120
所以σp1≤[σp]σp2≤[σp]满足要求
九、箱体设计
名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
9
机盖壁厚
δ1
9
机座凸缘厚度
b
13
机盖凸缘厚度
b1
13
机座底凸缘厚度
b2
22
地脚螺钉直径
df
22
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
16
机盖与机座联接螺栓直径
d2
12
联轴器螺栓d2的间距
l
150
轴承端盖螺钉直径
d3
8
窥视孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
d
8
df，d1,d2至外机壁距离
C1
26,22,16
df，d2至凸缘边缘距离
C2
25,15
轴承旁凸台半径
R1
24
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
60
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
10
齿轮端面与内机壁距离
△2
10
机盖、机座肋厚
m1,m
7，7
轴承端盖外径
D2
160，160
轴承端盖凸缘厚度
t
8
轴承旁联接螺栓距离
s
尽量靠近，以Md1和Md2互不
干涉为准，一般s=D2
η总=0.87
P工作=9.56KW
n滚筒
=72.79r/min
电动机型号
Y160L-8
i总=13.36
据手册得
i齿轮=4.8
i带=2.8
nI=970r/min
n
=346.43r/min
n
=72.17r/min
P
=9.18KW
P
=8.72KW
P
=8.55KW
T
=94.12N·m
T
=252.99N·mT
=1154.12N·m
dd2=392mm
取标准值
dd2=400mm
Ld=2800mm
取a0=1000
Z=4
i齿=4.8
Z1=22
Z2=106
T1=25603.4N·mm
αHlimZ1=530Mpa
αHlimZ2=490Mpa
d1=44mm
m=2mm
d1=46mm
d2=212mm
a=131mm
B2=55mm
B1=50mm
dmin2=50mm
dmin1=35mm
深沟球轴承213，其尺寸d×D×T=65mm×120mm×23mm
σca1=0.27MPa
σca2=5.96MPa
轴承预计寿命
576000h
fP=1.5
PI=1558.5N
P
=1466.25N
Lh1=3.67×1014h
Lh2=1.99×1015h
k1=6mm
k2=4mm
l1=51mm
l2=38mm
d1=70mm
d2=38mm
σp1=6.93MPa
σp2=109.24MPa
[σp]=100-120
参考资料
1.李海平主编.机械设计基础课程设计.北京：
机械工业出版社，2010
2.任成高主编.机械设计基础.北京：
机械工业出版社，2006
3.朱龙根主编.简明机械零件设计手册.北京：
机械工业出版社，1997.11
4.钱可强主编.机械制图.北京：
高等教育出版社，2007.5
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