带式运输机的一级圆柱或圆锥齿轮减速器课程设计说明.docx
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带式运输机的一级圆柱或圆锥齿轮减速器课程设计说明
课程设计说明书
一、设计课题及主要任务2
二、传动方案拟定2
三、电动机的选择4
四、确定传动装置的总传动比和运动（动力）参数的计算……5
五、V带的设计7
六、齿轮传动的设计9
七、轴的设计12
八、箱体结构设计及附件选择22
九、键联接设计25
十、轴承设计26
十^一、密封和润滑的设计27
十二.联轴器的设计27
十三、设计小结28
附：
参考资料30
一、设计课题及主要任务：
1、设计课题：
设计用于链式传送设备或带式运输机的一级圆柱（或圆锥）齿轮减速器。
2、设计内容：
1传动方案的拟定及说明（附图）；
2运动学计算（电动机功率计算、传动比计算、运动及动力参数计算）；
3直尺圆柱（或圆锥）齿轮传动件设计计算（选材、确定尺寸）；
4轴的初步设计；
5选择联轴器和轴承；
6轴的结构设计（附结构简图）；
7选择轴承、齿轮处的配合；
8编写设计计算说明书、设计小结。
3、设计任务：
1减速器装配图一张：
只画俯视图（A3）；
2零件图一张：
大圆柱（圆锥）齿轮轴（A3）或大圆柱（圆锥）齿轮（A3）；
3设计计算说明书一份。
4、设计要求：
1图面整洁、符合各项标准规范要求；
2设计说明书要求字迹工整、清洁，插图规范。
5、设计进度计划：
1总体计算和传动件参数计算；
2轴与轴系零件的设计；
3轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制；
4装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。
6设计时间：
2010年10月11日至2010年11月5日
设计项目计算过程及说明主要结果
二、传动方案拟定
1、工作条件
运输机连续工作，单向运转。
减速器小批量生产，运输带允许速度误差为土5%。
2、原始数据
原始数据
运输带拉力F（N）
1900
3、方案拟疋
运输带速度V（m/s）
1.6
卷筒直径D（mm
400
每天工作时间h
24
1传动方案分析：
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。
传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。
传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。
合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
2设计方案：
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。
传动为一级直齿圆柱齿轮减速器。
采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，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。
a带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
b、齿轮传动的传动效率咼，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。
简图如下：
三、电动机选择：
1、电动机类型和结构的选择：
2、电动机功率选择：
3、确定电动机转速：
选择丫系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
运输机主轴上所需要的功率：
P=FV=1900NK1.6m/s=3040W
工作机所需功率由公式：
Pw=P/1000nw
=3040/（10000.94）kw=3.23kw
nw—带式输送机的功率取0.94《机械零件课程设计》P18表2-4
传动装置的总功率：
2
n总=n带Xq轴承x埔轮轴器筒=0.85
n总一电动机至滚筒主动轴之间的总功率由《机械零件课程设计》P18表2-4查得：
n带——V带传动效率，取0.95；
n轴承一对滚动轴承的效率。
取0.99；
n齿轮一对齿轮副效率（8级精度，油润滑），取0.97;
n联轴器联轴器效率，取0.98；
n滚筒——滚筒效率，取0.96（查《机械设计基础机械课程设计指导书》表2.3）
电动机输出的功率：
Po=Pwn总=3.8KW
一般电动机的额定功率：
Pm=（1-1.3）
Po=3.8~4.94KW
由表2~1取电动机额定功率Pm=4kw《机械零件课程设计》
滚筒工作转速为：
n滚筒=60X1000V/（n-）D
=（60X000X1.6）/（400-）
=76.4r/min
根据《机械零件课程设计》表2--5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i2=3〜5。
取V带传动比i1=2〜4。
则总传动比理论范围为：
i=6~20。
故电动机转速的可选范围：
n=iX滚筒=（16〜20）X6.4=458.4〜1528r/min则符合这一范围的同步转速有：
750、1000和1500r/min
丫系列三相异步电动机
P=3040W
Pw=3.23kw
n总=0.85
Po=3.8KW
Pm=4KW
n滚筒=
76.4r/min
根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号（如下表1）《机械设计基础课程设计指导书（第二版）》P10:
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率等，可见第2方案比较适合。
故选定电动机型号为丫132M1-6。
其主要性能：
（如下表2）
电动机型号为
Y132M1-6
表1:
方案
电动机型号
额定值
电动机转速
（r/min）
效率%
外形尺寸mm
重量Kg
功率
Kw
电流A
同步转速
满载转速
1
Y160M1-8
4.0
9.91
750
720
84.0
600>420X385
118
2
Y132M1-6
4.0
9.40
1000
960
84.0
515>350X315
73
3
Y112M-4
4.0
8.77
1500
1440
84.5
475>50>315
68
表2:
中心高
H
外形尺寸
LX（AC/2+AD）XHD
底角安装尺寸
AXB
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺
寸DXE
装键部位尺
寸FXGD
132
515X（135+210）>315
216X78
12
38X30
10X41
四、确定传动装置的总传动比和运动（动力）参数的计算：
1、传动装置总传动比
为：
由选疋的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n：
i总=nm/n=nm/n滚筒=960/76.4=12.57
i总=12.57
2、分配各级传动装置传动比：
总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比：
i=i1iX
式中i1、i2分别为带传动和减速器的传动比根据《机械零件课程设计》表2--5,取io=3（普通V带i=2〜4）
因为：
io=i1^2
所以：
i2=io/i1=12.57/3=4.19
io=3
i2=4.19
3、运动参数
根据《机械零件课程设计》公式（2-7）（2-8）计算出各轴的功率（P电机轴、P高速轴、P低速轴、P滚筒
及动力参数
的计算：
轴）、转速（n电机轴、n高速轴、n低速轴、n滚筒轴）和转矩（T电机轴、T高速轴、T低速轴、T滚筒轴）
①计算各轴的转速：
I轴（高速轴）：
n高速轴=nm/io=960/3.0=320r/min
n高速轴=320r/min
U轴（低速轴）：
n低速轴=
n低速轴=n高速轴/i1=320/4.19=76.4r/min
76.4r/min
滚筒轴：
n滚筒轴=
n滚筒轴=n低速轴=76.4r/min
2）计算各轴的功率：
根据《机械设计基础课程设计指导书》P12I轴（高速轴）：
76.4r/min
p高速轴=Poxn=Poxn
P高速轴=
=3.8X.96=3.648KW
u轴（低速轴）：
P低速轴=P高速轴X12=P高速轴XqX3
3.648KW
=3.648X.98X.97=3.468KW
P低速轴=
滚筒轴：
P滚筒轴=P低速轴X23=P低速轴XqX4
3.468KW
=3.468X.98X.99=3.36KW
3）计算各轴的输入转矩：
电动机轴输入转矩为：
P滚筒轴=3.36KW
T电机轴=9550XPo/nm
T电机轴=
=9550X3.8/960=37.80Nm-
37.80Nm
I轴（高速轴）：
T高速轴
T高速轴=T电机轴XioX1=T电机轴xioXn
=108.87Nm
=37.8XX）.96=108.87Nm
T低速轴
U轴（低速轴）：
=442.57Nm
T低速轴=T高速轴Xi1X2=T高速轴Xi1XX4
T滚筒轴
=108.87X.19X.98X.99=442.57Nrm滚筒轴输入轴转矩为：
T滚筒轴=T低速轴XqX4=429.38Nm
4）计算各轴的输出功率：
由于I〜U轴的输出功率分别为输入功率乘以
=429.38Nm
轴承效率：
P高速轴1
贝U：
P高速轴1=P高速轴Xn承=3.648>0.98=3.575KW
=3.575KW
P低速轴i=P低速轴Xn承
P低速轴1
=3.468X.98=3.399KW
=3.399KW
5）计算各轴的输出转矩：
由于I〜U轴的输出功率分别为输入功率乘以
轴承效率：
贝U：
T高速轴1=T高速轴Xn承
T高速轴1
=108.870.98=106.69Nm-
=106.69Nm
T低速轴1=T低速轴Xq轴承
T低速轴1
=442.570.98=433.72Nm-
=433.72Nm
综合以上数据，得表如下：
参数
电机轴
高速轴（I轴）
低速轴（U轴）
滚筒轴（w轴）
功率P（KW）
3.8
3.648
3.468
3.364
转速n（r/min）
960
320
76.4
76.4
转矩T（N•
37.8
108.87
442.57
429.38
传动比i
3
4.19
1
效率
0.96
0.95
0.97
五、V带的设计
1、选择普通
V带型号：
2、方案选取：
由课本《机械设计基础》P132表8.21查得Ka=1.2由Pc=KAXPm
=1.2X4.0=4.8KW
根据Pc=4.8kw,n电机轴=960（r/min）课本P134
图8.13得知可选用A、B型V带两方案；
方案1:
取A型V带
1）确定带轮的基准直径，并验算带速：
根据课本表8.6P124P134图8.13
则取小带轮d1=100mm
且d1=100mm>dmin=75mm
d2=n1d1/n2
=id1=3X100=300mm
根据《机械设计基础》表8.3取d2=280mm则实际传动比i、从动轮的转速n2分别为：
i=d2/d1=280/100=2.8;
n2=n1/i=960/2.8=342.86r/min；
从动轮的转速误差为：
（342.86-320）/320=7.143%>5%（大于±5%勺误差范围）
Ka=1.2
Pc=4.8kw
d1=100mm
d2=280mm
i=2.8
n2=342.86r/min
故A方案不合适
A方案不合适
方案2:
取B型V带
1）确定带轮的基准直径
根据课本表8.6P124P134图8.13
则取小带轮d1=140mm
且d1=140mm>dmin=125mm
d2=n1d1/n2=idi
=960/320140=420mm
d1=140mm
根据《机械设计基础》表8.3取d2=425mm则实际传动比i、从动轮的转速n2分别为：
i=d2/d1=425/140
d2=425mm
=3.04;
n2=n1/i=960/3.04
=315.79r/min
i=3.04
从动轮的转速误差为：
（315.79-320）/320=-1.32%在芳％以内，为误差值允许范围。
2）带速验算：
V=n1-d1-n1/00>60）
=960X140-n/00>0）
n2=315.79r/min
=7.036m/s
V=7.036m/s
介于5~25m/s范围内，故合适。
3）确定带长和中心距a：
0.7•（d1+d2）d1+d2）
（根据公式8-14）
0.7X（140+425）40+425）395.5初定中心距a0=760，则带长为：
L0=2a0+n（d1+d2）+（d2-d1）2/（4（
B方案合适
=2X760+n140+425）/2+（425-140）2/（4X60）=2434.2mm
根据《机械设计基础》表8.4选取基准长度
L0=2434.2mm
Ld=2500mm
实际中心距：
a=a0+（Ld-L0）/2
=760+（2500-2434.2）/2
Ld=2500mm
=792.9mm
中心距a的变动范围：
a=792.9mm
amin=（a-0.015Ld）=792.9-37.5=755.4mm1
amin=755.4mm
amax=（a+0.03Ld）=867.9mm
根据《机械设计基础》P135公式（8-16、
8-17）
4）验算小带轮上的包角al
a1=18G（d2-d1）57.3/a
=180-（425-140）57.3/792.9
amax=867.9mm
=159.4>120
故合适
5）确定带的根数
Z=PC/（（P0+AP0）•KL・K（公式8-18）根据n2=960r/min
查表8.10用内插法得：
P0=1.82+[（2.13-1.82）/（980-800）]（960-800）=2.096KW
由（公式8.11）得功率增加量：
△P0=Kbn1（1-1/Ki）由表8.18查得Kb=2.6494010-3；
根据实际传动比i=3.04;
查表8.19得Ki=1.1373则厶P0=0.307Kw由表8.4查得长度修正系数KL=1.03
由图8.11查得包角系数Ka=0.97得Z=1.999根故取2根B型普通V带
6）计算轴上的压力根据公式（8-19）得：
F0=500PC-（2.5/K-1c）/zv+qv2查表8.6得B型普通v带每米的质量q=0.17kg/m则得：
F0=500>4.802.5/0.97-1）/（2X7.036）+0.170.0362=116.54N
由公式8.20得作用在轴上的压力：
FQ=2-zF0•sin（a/2）=2X2X116.54Sin（159.4/2）=458.7N
P0=2.096KW
Z=2根
F0=116.54N
FQ=458.7N
六、齿轮传动的设计：
1、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级：
2、初选主要参数：
3、按齿面接触疲劳强度
小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS;大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
由《机械设计基础》P211表10.21齿轮精度初选8级，齿面精糙度R<1.6~3.2ym
根据《机械设计基础》选择原则P209选取：
小齿轮的齿数Z1=25;传动比i=4.19取4.0大齿轮齿数Z2=Z1・i=250=100
根据表10.20取齿宽系数阴=1.2
根据公式10.22计算小齿轮分度圆直径：
Z1=25
Z2=100
计算：
4、确定模数：
5、基本几何尺寸计算：
6按齿根弯曲疲劳强度校核计算
d1>76.43IkTli12
\di[h]2
确定各参数值：
1载荷系数：
查课本表10.11取K=1.1;
2小齿轮名义转矩（P191公式）
T1=9.55X06xp/n1=9.55沐06X3.648/320=1.0887105Nmm
3许用应力查课本图10.24（c）P188
Hlim1】560MPa
Hlim2】530MPa
查表10.10按一般可靠要求取安全系数
SH=1;
则[九】空也1560MPa
Sh
[九】巾1im2530MPa
Sh
取两式计算中的较小值，即]cH】=530Mpa
5
于是d1>76.43『11.°88710（4°1）2
\1.24?
（530）2
=0.59976.43mm=45.78mm
m=d1/Z1>45.78/25=1.831由表10.3取标准模数值m=2
d1=m-Z1=2>25=50mmd2=m・Z2=2X100=200mma=m•（Z1+Z2）/2
=2X（25+100）/2=125mm由公式^=b/d1得b=60mm贝Ub仁65mm（课本P210）
由公式（10.24）
F1YfYs—YfYs「f】进行校核
bd1mbmz1
式中
①齿形系数YF:
T1=1.0887为05
N-mm
[cH】
=530Mpa
m=2
d1=50mmd2=200mm
a=125mm
YF1=2.65;YF2=2.18（查表10.13）
2应力修正系数Ys:
Ysi=1.59；Ys2=1.80（表10.14）
3许用弯曲应力
查（图10.25）得：
（TFlim1=210MPa
（TFlim2=190Mpa
查（表10.10）得：
安全系数SF=1.30查（图10.26）得：
YNT1=YNT2=1由公式（10.14）可得：
YnT1°Flim1
SF
210
1.30
162MPa
YnT2°Flim2
Sf
190
1.30
146MPa
F1
2KT1
2F1Ts1
biZim
=144.59MPa<[°F2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求。
齿轮圆周速度v=n・d1•*60X1000）=3.14X0X320/（60X000）=0.837m/s
对照表10.22可知选择8级精度合适。
齿轮的基本参数如下表所示
名称
符号
公式
齿1
齿2
;齿数
Z
z
25
100
分度圆直径
d
dmz
50
200
齿顶高
ha
hah；m
3
3
齿顶圆直
da
dad2ha
56
206
径
中心
距
a
am（ziz2）/2
125
r
（一）输入轴的设计计算：
1、齿轮轴的设计：
轴简图:
七、轴的设计
1选择轴材料：
由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。
有《机械设计基础》表14.4得：
抗拉强度极限cB=650MPa,屈服极限
（Ts=360MPa
2按扭转强度估算轴的直径：
轴的输入功率为Pi=3.648KW;
转速为ni=320r/min
根据课本P271（14-2）式，并查表14-1,c=107~118则dX>P（107~118）33.648
忡\320
=0.226（107~118）mm
=24.182~26.668mm考虑有键槽，将直径增大3%~5%,则
d=30mm
d=（24.182~26.668）x（1+5%）mm=25.391~28.0mm•••选d=30mm
1）
2、轴的结构设计
轴上零件的定位，固定和装配：
一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配合固定。
轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。
轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过渡配合定位。
2）确定轴的各段直径
1由上述可知轴段1直径最小d仁30mm。
2轴段2考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足：
d1+2>2.5mm=30+5=35mm；
3
d2=35mm
轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足：
d3=40mm
d4=50mm
d5=60mm
d6=35mm
d3=d2+2X1mm=37mm;圆整后取d3=40mm。
4轴段4一般要比轴段3的直径大10mm,所以有d4=d3+10mm=50mm
5、为了便于拆卸左轴承，根据书2,129页附表10.1可知，所选61909型轴承的安装直径：
506、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承，所以该
轴径为：
d6=d2=35mm
3）确定轴的各段长度
1已知毂宽为65mm,为了保证齿轮固定可靠，轴段4的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm,取轴段3的长度为63mm。
2轴环的宽度约为该最小轴肩高度的1.4倍，即附表如上可得：
所以轴环的宽度为3.5mm。
3为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，可取该间距为18mm。
3为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为2mm。
又查书《机械设计基础课程设计指导书》的附表10.1知，所选滚动轴承的宽度为：
B=14mm。
所以轴承支点的距离为：
L=111mm
L=（14/2+2+14+65/2）>2=111mm
⑤确定轴段2的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，所以有：
a上有一套筒，与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同，故取套筒的长度为20mm。
套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其轴承定位。
b、减
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