一级直齿圆柱齿轮减速器及带传动设计.docx

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一级直齿圆柱齿轮减速器及带传动设计

广州科技贸易职业学院

机电系

课程设计报告

机械设计基础课程设计

设计题目：

带式输送机传动系统设计

专业班级：

07模具A班

学号：

设计人：

扌旨导老师：

完成日期：

2009-5-20

课程设计任务书

设计题目：

带式输送机传动系统设计（一级直齿圆柱齿轮减速器及带传动）传动简图：

ZI

z彳

X

1

1•电动机2.V带3.减速箱4•联轴器5滚筒6.输送带

原始数据：

（已知条件）

说明：

1.单向运转，有轻微振动；

2.每年按300个工作日计算，每日工作二班。

完成日期：

年月日

设计指导教师：

年—月日

任课教师：

年月日

评分与评语：

（二）设计内容

1、电动机的选择及运动参数的计算2、V带的传动设计;

3、齿轮传动的设计；

4、轴的设计；

5、联轴器的选择；

6润滑油及润滑方式的选择；

7、绘制零件的工作图和装配图

（1）、减速器的装配图

（2）、绘制零件的工作图

注：

装配图包括：

尺寸标注、技术要求及特性、零件编号、零件明细表、标题栏。

零件的工作图包括：

尺寸的标注、公差、精度、技术要求。

10、编写设计说明书

（1）、目录；

（2）、设计任务书；

（3）、设计计算：

详细的设计步骤及演算过程；

（4）、对设计后的评价；

（5）、参考文献资料。

（三）设计工作量

1.减速器总装图一张

2.零件图二张

3.设计说明一份。

设计任务书传动方案说明电动机的选择传动装置的运动和动力参数传动件的设计计算轴的设计计算联轴器、滚动轴承、键联接的选择减速器附件的选择润滑与密封设计小结参考资料

一传动方案说明

第一组：

用于胶带输送机转筒的传动装置

1、工作条件：

室内、尘土较大、环境最高温度35C；

2、原始数据：

（1）输送拉力F=3920N;

（2）输送带工作速度V=1.5m/s（允许输送带的工作速度误差为土4%）;

（3）输送机滚筒直径D=320mm；

（4）卷筒效率n=0.96（包括卷筒及轴承的效率）;

（5）动力来源：

三相交流电源，电压为380/220伏；

电动机的选择

1、选择电动机类型

1）电动机类型和结构型式

式中，1,2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。

由表

2-4查得：

V带传动10.96;滚动轴承n2=0.99;圆柱齿轮传动n3=0.97;

弹性联轴器n4=0.99;卷筒轴滑动轴承n5=0.96,贝U

n=0.96X0.992X0.97X0.99X0.96"0.86

故

nw89.57r/min

Pw4.935

Pd一5.74kW

0.86

（3）电动机额定功率Ped

由有关表格选取电动机额定功率Ped=7.5kW。

1）电动机的转速

nm=601000v/3.14d=89.57

为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。

由表2-1查得V带传动常用传动比范围=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围=3~6，则电动机转速可选范围为

ndnwi；i2537.42~1791.4r/min

可见同步转速为750r/min、1000r/min和1500r/min的电动机均符合。

这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：

由表中数据可知两个方案均可行，但方案2的传动比较小，传动传动装置结构尺寸较小。

因此可采用方案2,选定电动机的型号为丫160M-6。

4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸

由表查出丫132S-6型电动机的主要技术数据和外形，安装尺寸，并列表记录备用（略）。

3•计算传动装置总传动比和分配各级传动比

1）传动装置总传动比

2）分配各级传动比

取V带传动的传动比i1

2.7，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为

i10.83

i2—3.28

i13.3

P07.5KW

所得i2值符合一般齿轮传动和圆柱单级齿轮减速器传动比的常用范围

4•计算传动装置的运动和动力参数

1）各轴转速

电动机轴为0轴，减速器咼速轴为I轴，低速轴为U轴，各轴转速为n0nm970r/min

n0

n—970/3.3293.94r/min

ii

nn/i2293.94/3.2889.62r/min

2）各轴输入功率

按电动机额定功率Rd计算各轴输入功率，即

RPed7.5kW

PP。

i7.50.967.2kW

PPi237.20.990.976.9kW

3）各轴转矩

p75

T09550-09550——73.8N?

m

n0970

P72

T9550」9550—:

—234N?

M

n1293.94

P69

T9550一9550^^-735.3N?

m

n89.62

将计算结果汇总列表备用（略）。

二皮带轮传动的设计计算

1、确定计算功率R

Ka为工作情况系数，查课本表8.21可得，Ka=1.2

即PC=KAPed=1.2X7.5=9kw

2、选择V带的型号

T073.8Nm

Pi7.2kw

ni293.94r/mi

TI234Nm

Pi6.9kw

nn89.62r/mir

Tii735.3Nm

PC=9kw

dmin=125mm

dd2475mm

根据计算功率PC=9kw，主动轮转速n1=970r/min,由课本图8.12选择B型普通V带。

3、确定带轮基准直径dd1、dd2

由课本表8.6和图8.12得dmin=125mm

取dd1=140mm>dmin

大带轮的基准直径，因为i带n1=3.3所以n2=293.94r/min

门2

n^i

dd2—dd13.3X140=462mm

由课本表8.3选取标准值dd2475mm则实际传动比i,从动轮的实际转速分别为

dd2475c“n1970,.

i3.39n2—286.14r/min

dd1140i3.39

2861429394

从动轮转速误差-X100%--2.7%

293.94

在±4%之间。

4、验算带速V

、，ddE140970「一，

V17.11m/s

601000601000

带速在5〜25的范围内。

5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a

根据课本（8.14）式得0.7（dd1+dd2）

i3.39

n2293.94r/mir

V=7.11m/s

得：

430.5mmCa0<1230mm

按照结构设计要求初定中心距ao=11OOmm由课本式（8.15）得:

&校验小带轮包角a1

=162.55120

7、确定V带根数Z

由课本（8.18式）得

Pc

（P。

P°）KaKl

根据dd1=140mm、m=970r/min,查表8.10，用内插法得

213182

P01.82+..（960800）

980800

P02.096kw

P02.10kw

=2.11kw

取P0=2.10kw

由课本式（8.11）得功率增量为Po为

1

Po=Kb5

（1）

Ki

由课本表8.18查得Kb2.6494103

根据传动比i=3.21本表8.19得Ki=1.1373，则

31

Po=2.649410970

（1）kw

1.1373

=0.31kw

由课本表8.4查得带长度修正系数Kl=1.03,本图8.11查得包角系数

心=0.86,得普V

9

z根

（2.100.31）1.090.86

=3.96根

圆整得z=4根

8、求初拉力F。

及带轮轴上的压力Fq

由课本表8.6查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m,根据课本式

（8.19）得单根V带的初拉力为

l475Pcz2.52

F0（丁1）qv

zvKa

=4759（2.51）0.17（7.1）2N

47.110.86

=280.6N

由课本式（8.20）可得作用在轴上的压力Fq为

Z=4根

P0=0.31kw

F0280.6N

Fq=2219N

Fq=2F°zsin—

2

16255=2X280.6x4sinN

2

=2219

9、设计结果

选用4根B型V带，中心距a=1080mm,带轮直径

ddi=140mm,dd2=475mm,轴上压力FQ=2219N。

四齿轮传动的设计计算

1、选择齿轮材料及精度等级5

T1=1.1X10

根据课本表10.9可得，小齿轮选用45钢调质，硬度为217〜255HBSN-mm

大齿轮选用45号钢正火，硬度为169〜217HBS因为是普通减速器、由

课本表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.2〜6.3m。

2、按齿面接触疲劳强度设计

因两齿轮均为钢质齿轮，可应用课本式（10.22）求出d1值。

确定有关

参数与系数：

1）转矩T

6P6755

「=9.55X1069.55106N-mm=2.X105N•mm

n1293.94

2）载荷系数K

查课本表10.11取K=1.1

K=1.1

=1

Hlim1

560MPa

Hlim2=53°Mpa

N1=4.8X108

8

N2=1.46X10

3）齿数zi和齿宽系数d

小齿轮的齿数zi取为25,则大齿轮齿数Z2=100。

因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由课本表10.20选取d=1。

h1=532MPa

h2=562MPa

4）许用的接触应力h

由课本图10.24查得Hlim1=560MPa,Hlim2=530Mpa

由课本表10.10查得SH=1

8

Nj=60njLh=60X293.94X1X（7X300X16）=4.8X10

N2=N1/i=4.87X108/3.28=1.46X108

查课本图10.27得ZNT1=0.95,ZNT2=1.06。

d182

m=一一mm3.28mmZ125

由课本表10.3取标准模数m=3.3mm

3、主要尺寸计算

d2mz23.3100mm330mm

bdd1182.5mm82.5mm

经圆整后取b1=85mm

b2=b1+5mm=90mm

11

a—mz1z2—3.325100mm=206.25mm

22

4、按齿根弯曲疲劳强度校核

由课本式（10.24）得出f，女口ff则校核合格。

确疋有关系数与参数：

1）、齿形系数Yf

查课本表10.13得YF1=2.65,YF2=2.18

2）、应力修正系数Ys

查课本表10.14得Ys11.59,Ys21.80

3）许用弯曲应力f

由课本图10.25查得

F|im1210MPa,Fiim2190MPa。

由课本表10.10查得Sf=1.35。

由课本图10.26查得YnT1YnT21

由课本式（10.24）可得

f1YnT1Flim1210=155.6MPa

1Sf1.35

YnT2Flim2190

F2=140.7Mpa

Sf1.35

故

Yf2=2.18

F1

2KT1

bm乙

YfYs

21.11.1105

652.34225

2.651.59

116MPa

150MPa

Yf2丫$2

…2.18

18

F2

F1

116

108MPa

Yf"s1

2.65

1.59

F1

136MPa

齿根弯曲强度校核合格

5、齿轮的圆周速度v

五轴的设计计算

1、选择轴的材料，确定许用应力

由已知条件知减速器传递的功率属小功率，对材料无特殊要求，故选

用45钢并经调质处理。

由课本表14.7查得强度极限B=650MPa,再由课本表14.2得许用弯曲应力1b=60MPa。

2、按扭转强度估算轴径

根据课本表14.1得C=107~11&又由课本式（14.2）得

I轴：

dC3P（107~118）3：

—7.5—mm31.5~34.7mm

"n\293.94

1p75

n轴：

dC3‘—（107~118）3：

mm46.8~51.6mm

\n\89.62

考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直

径加大3%~5%,取为32.4~36.4mm。

由设计手册取标准直径d1=35mm。

U轴取为48.2〜54.2mm,由设计手册取标准直径

d1=48mm

八联轴器的选择

联轴器通常用来连接两轴并在其间传递运动和转矩，联轴器所连接的两

Tc1=316.8N•md1=35mm

Tc2=1039N•md1=48mm

轴，由于制造及安装误差、受载变形和温度变化等影响，往往存在着某种程度的相对位移。

因此，设计联轴器时要从结构上采取各种不同的措施，使联轴器具有补偿上述偏移量的性能，否则就会在轴、联轴器、轴承中引起附加载荷，导致工作情况恶化。

综上所述，故选择挠性联轴器，这种联轴器具有一定的补偿两轴偏移的能力，再根据联轴器补偿位移方法，选弹性柱销联轴器，它仅用弹性柱销（通常用尼龙制成）将两半联轴器连接起来，它传递转矩的能力大、结构更简单、耐用性好，故选择弹性柱销联轴器。

为了隔离震动、缓和冲击和安装方便，拟I轴选用选弹性柱销联轴器，

U轴选用无弹性元件扰性联轴器

2）计算转矩

由设计手册查的K=1.3

3）选择型号及尺寸

由Tc1=316.8N•md!

=35mm,Tc2=1039N•md!

=48mm,

差GB4323—84,I轴选用选弹性柱销联轴器,型号为TL6,其中Tn=250N口

[n]=3800r/min;U轴选用无弹性元件扰性联轴器，型号为HL3,其中

Tn=630N•m,[n]=5000r/min

九润滑、密封装置的选择

根据课本11〜18页，再根据齿轮的圆周速度，轴承可以用脂润滑和油润滑润滑，由于齿轮的转速是小于2m/s,故轴承润滑采用脂润滑，为防止箱体内的轴承与润滑脂的配合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环，润滑脂的装填量不应超过轴承空隙体积的，在减速器中，齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度而定，由于V<12m/s所以采用油池润滑，齿轮浸入油池1-2

个齿高深度，大齿轮的齿顶到油底面的距离为40mm箱体内采用SH0357-92

中的50号润滑，装至规定高度。

轴承盖中采用毡圈油封密封。

十减速器的设计

名称

符号

减速器型式、尺寸关系/mm

结果

齿轮减速器

箱座壁厚

0.025a+1>8

8

箱盖壁厚

1

0.025a+1>8

8

箱盖凸缘厚度

bi

1.51

12

箱座凸缘厚度

b

1.5

12

箱座底凸缘厚

度

b2

2.5

20

地脚螺钉直径

df

0.036a+12

22

地脚螺钉数目

n

A>250时，n=6

6

轴承旁连接螺

di

0.75df

16

栓直径

盖与座连接螺

栓直径

d2

（0.5〜0.6）df

12

连接螺栓d2

的间隔

l

150〜200

150

轴承端盖螺钉

直径

d3

（0.4〜0.5）df

10

检查孔盖螺钉

直径

d4

（0.3〜0.4）df

8

定位销直径

d

（0.7〜0.8）d2

9

df、d1、d2至

外箱壁距离

Ci

见课本表4.2

df:

C1=30d1:

C1=22d2:

C1=18

df、d2至凸

缘边缘距离

C2

见课本表4.2

df:

c2=26

d2:

C2=16

轴承旁凸台半

径

Ri

C2

16

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

20

外箱壁至轴承

座端面的距离

li

C1+C2+（5+10）

36

齿轮顶圆与内

箱壁间的距离

1

1.2

10

齿轮端面与内

箱间的距离

2

9

箱盖、箱座肋

厚

m1,m

m10.851;m0.85

m16;m6.8

轴承端盖外径

D2

D+（5〜5.5）d3,D-轴承

外径

I轴：

120

II轴：

140

轴承旁连接螺

栓距离

S

尽量靠近，以Mdi和Md3互

不干涉为准，一般取S-D2

I轴：

120

II轴：

140

设计小结

这次关于带式运输机上的一级圆柱直齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质起到了很大的帮助；使我对机械设计有了更多的了解和认识•为我们以后的工作打下了坚实的基础•

1机械设计是机械工业的基础，是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械设计基础》、《工程力学》、《互换性与测量技术》、《AutoCAD、《机械设计手册》等于一体。

2、这次的课程设计，对于培养我们理论联系实际的设计思想；训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力；巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

3、在这次的课程设计过程中，综合运用先修课程中所学的有关知识与技能，

结合各个教学实践环节进行机械课程的设计，一方面，逐步提高了我们的理

论水平、构思能力、工程洞察力和判断力，特别是提高了分析问题和解决问题的能力，为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

4、本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持，衷心的感谢老师的指导和帮助.

5、设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

参考资料

1、德主编.《机械设计基础课程设计指导书》第二版一高等教育出版社，2004

2、刘力等主编.《机械制图》（第二版）--高等教育出版社，2004

3、陈立德主编.《机械设计基础》（第三版）--高等教育出版社，2007

4、陈于萍、高晓康主编.《互换性与测量技术》课本一高等教育出版社。

附件图纸

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技术要求

h调质处理，硬度为

220-250HBW

Z未注明的圆角半径

为R=2mm

减速器低

速轴

It

*

44

M

河南工业职业

轴的装配

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图纸。

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