带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计.docx
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带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计
摘要
本次设计的课题是一级圆柱齿轮减速器在传动装置中的应用，通过合理的计算得出相应的机器部件，同时也分析了部分零件的加工工艺和一些附件的设计与计算过程。
本次设计注重的是几个常见的零件的加工工艺分析和部件的计算，这样使得对设计减速器有更深层的认识，同时也强调了对减速器总体结构的认识和一些转配的方法。
。
在21世纪成套机械装备中，齿轮仍然是机械传动的基本部件。
CNC机床和工艺技术的发展，推动了机械工艺的飞速发展。
在传动系统的设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动，将成为变速箱体中优化传动组合的方向。
在传动设计中的交叉，将成为新型传动产品发展的重要趋势。
关键词：
工艺分析、计算、减速器
引言
机械设计基础课程设计是机械设计基础课程中的一个重要的实践性教学环节，是高等工科院校机械类和近机类专业学生第一次叫较为全面的机械设计的应用实训环节。
通过课程设计这一教学环节，力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法、从设计思想上培养学生的工程设计能力。
机械设计基础课程设计的目的：
（1）培养学生综合应用机械设计基础课程及其他先选修课程的理论知识和生产实际知识去分析和解决工程实际问题的能力，并使所学知识得到巩固、加深和融会贯通，协调应用。
（2）使学生学习和掌握一般机械设计的基础设计方法，设计步骤。
培养独立设计能力，为今后专业课程设计及毕业设计打下基础。
（3）使学生在设计中得到基本技能训练，如计算，绘图，使用相关资料（手册、图册、标准和规范等）以及正确使用经验数据、公式等。
总之，机械设计基础课程设计是培养学生分析和解决机械设计一般问题能力的初步实践。
一、机械课程设计任务书-----------------------------
二、设计计算说明书---------------------------------
（一）电动机的选择-----------------------------------
（二）计算传动设计-----------------------------------
（三）各轴运动的总传动比并分配各级传动比-------------
（四）带传动设计-------------------------------------
（五）齿轮传动设计-----------------------------------
（六）轴的设计---------------------------------------
（七） 轴的考核键的校核-----------------------------
（八） 联轴器的选择---------------------------------
（九）减速器的结构设计-------------------------------
（十）润滑与密封-------------------------------------
（十一）参考资料----------------------------------
一、机械零件课程设计任务书
设计题目：
带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计
运动简图
工作条件 稍有振动，输送带单向工作，两班工作制，使用10年，输送带速度误差±5%
设计工作量 ：
设计说明书一份
减速器装配图1张
零件工作图1～3张
设计书说明书1份
原始数据
已知条件
数据
输送带拉力
900
输送带速度
2.5
滚筒直径
400
二、电动机的选择
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、选择电动机的类型。
2、电动机输出功率
按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异
步电动机
滚筒的功率:
Pw=F×V/1000
=900×2.5/1000
=2.25kw
电动机输出功率：
Pd=Pw/η
又因为η=η1η2η3η4η5
=0.96×0.99×0.99×0.97×0.99×0.96
=0.8762
Pd=PW/η
=2.25/0.8762=2.6KW
电动机的额定功率：
P=（1.0-1.3）Pd=2.6-3.38KW
电动机的额定功率为3KW
滚筒转速：
NW=60×1000V/πD
=60×2.5×1000/（3.14×400）
=119.426r/min
确定总传动比的范围电动机的转速n；按表推荐的各种传动比范围取V带传动比i1’=（2-4），单级圆柱齿轮传动比i2’=（3-5）,总的传动比范围为：
i=i1×i2
=（2～4）×（3～5）=6～20
n=（6～20）×119.426r/min
=716.58～2388.6r/min
在该范围内电动机的转速有：
750r/min、1000r/min、1500r/min，取电动机同步转速为1000r/min，因此选择电动机行型号为：
Y132S-6
同步转速1000r/min
满载转速：
960r/min，
额定功率3KW
额定转矩2.0。
质量65kg
PW=2.25KW
Pd=2.6kw
Nw=119.426r/min
同步转速为1000r/min
额定功率为3kw
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、 计算总传动比
2、 各级传动比分配
i=nm/nw=960/119.426=8.038
为使V带传动的外部尺寸不至于过大，初选传动比i=3.2。
则齿轮传动比为：
i2=i/i1=8.038/3.2=2.512
i1=3.2
i2=2.512
三、各轴运动参数和动力参数的计算
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、d轴（电动机轴）
2、1轴（高速轴）
3、2轴（低速轴）
4、3轴（滚筒轴）
Pd=2.6KW nd=960r/min
Td=9550Pd/nd
=9550×2.6/960=25.86N.m
P1=P0×η1=2.6×0.96=2.496KW
n1=nd/i1=960/3.2=300r/min
T1=9550P1/n1=9550×2.496/300=79.456N.m
P2=P1×η2η3
=2.496×0.99×0.97=2.397KW
n2=n1/i2=300/2.512=119.427r/min
T2=9550P2/n2
=9550×2.397/119.427=191.68N.m
P3=P2×η3×η4
=2.397×0.97×0.99=2.3018KW
N3=n2=119.427r/minT3=9550P3/n3=9550×2.3/119.427=183.93N.m
参 数
轴 号
d轴
1轴
2轴
3轴
功P（KW）
2.6
2.496
2.397
2.3018
转速n（r/min）
960
300
119.427
119.427
转矩T（N.m）
25.86
79.456
191.68
183.93
传动比i
3.2
2.512
1
效率
0.96
0.97
0.96
Pd=2.6KW
nd=960r/min
P1=2.496KW
n1=300r/min
T1=79.456N.m
P2=2.397KW
n2=119.427r/min
T2=191.68N.m
P3=2.3018KW
N3=119.427r/min
T3=183.93N.m
四、V带传动设计
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、确定设计功率PC
2、选择普通V带型号
3、确定带轮基准直径dd1、dd2。
4、验证带速V
5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a。
6、 校核小带轮包角α1
7、 确定V带根数Z
8、 求初拉力F0及带轮轴上的压力F0
9、 带轮的结构设计
10、设计结果
由<<机械设计基础>>表4-5得KA=1.3
PC=KAP=1.3×3=3.9KW
根据PC=3.9KW,nd=960r/min。
由图4-9应选A型V带。
由《机械设计基础》图4-4取dd1=100mm，
dd1=100＞ddmin=75mm
dd2=nddd1/n1=960×100/300
=320mm
按表4-4取标准直径dd2=315mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为：
i=dd2/dd1=315/100=3.15
n2=n1/i=960/3.15=304.7
从动轮的转速误差为（304.7-300）/300=0.015%
在±5%以内，为允许值。
V=πdd1n1/60×1000=（100×π×960）/（60×1000）m/s=5.024m/s
带速在5～25m/s范围内。
由式（4.13）得
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
0.7（100+315）≤a0≤2（100+315）
290.5≤a0≤830
取a0=700
由式（4-14）得
L0=2a0+（dd1+dd2）π/2+（dd2-dd1）2/4a0
=2×700+（100+315）π/2+（315-100）2/（4×700）
=1482.6mm
由表4-2选取基准长度Ld=1600mm
由式（4-15）得实际中心距a为
a≈a0+（Ld-L0）/2
=700+（1600-1482.6）/2
=758.7mm≈759mm
中心距a的变动范围为
amin=a-0.015Ld
=759.7-0.015×1600
=735.7mm
amax=a+0.03Ld=758.7+0.03×1600=1238.7mm
由式（4-17）得
α1=180o-（dd1-dd2）/α×57.3o
=180o-57.3o×（315-100）/758.7
=163.76o＞120o
由式（4-18）得
Z≥Pc/（P0+△P0）KaKL
根据dd1=100mm，n1=960r/min，查表4-6得，P0=0.95kw
取P0=0.95kw
P0=0.95kw
由式（4-6）得功率增量△P0为
△P0=0.11kw
由表4-7查的Ka=0.97
查表4-2得Kl=0.99，则
Z≥Pc/（P0+△P0）KaKL
=3.9/（0.95+0.11）×0.97×0.99
=3.83
Z=3.83根
取整得根数
由表4.1查得A型普通V带的每米长质量q=0.10kg/m，根据式（4.19）得单根V带的初拉力为
F0=500pc/Zv×（2.5/Ka-1）+qv2
=154.6
由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为
FQ=2×F0Zsin（163.76o/2）
=2×154.6×4×sin（163.76o/2）
=1224.31N
按本章进行设计（设计过程略）。
选用4根A-1600GBV带，中心距a=759mm，带轮直径dd1=100，dd2=315mm，轴上压力FQ=1224.31N。
KA=1.3
Pc=3.9kw
dd1=100mm
dd2=315mm
i=3.15
n2=304.7
V=5.024m/s
a0=700
Ld=1600mm
a≈759mm
amin=735.7mm
amax=1238.7mm
α1=163.76o
P0=0.95kw
△P0=0.11kw
Kα=0.97
Kl=0.99
Z=4
F0=154.6N
FQ=1224.31N
结果选择4根A-1600GB1V带。
五、齿轮传动设计
设计一级圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：
传递功率P1=2.496KW电动机驱动，小齿轮转速n1=300r/min，大齿轮转速n2=119.427r/min，传递比i=2.512，单向运转，载荷变化不大，使用期限十年，两班工作。
设计步骤
计算方法和内容
设计结果
1、选择齿轮材料及精度等级。
2、按齿轮面接触疲劳强度设计
3、 按齿根弯曲疲劳强度校核
小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。
因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（5.28）求出d1值。
确定有关参数与系数：
（1） 转矩T1
T1=9.55×106P/n
=79456N.mm
（2） 载荷系数K
查表5.7取K=1.1
（3） 齿轮Z1和齿宽系数
小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=2.512×25=62.8。
故Z2=63
（4） 许用接触应力【σH】由《机械设计基础》中表5.5查的
σHl=530MPa σH2=490Mpa
由表5.8知
=1.1
计算模数m=d1/z1=2.37
由表5.1取标准模数m=2.5mm
d1=mz1=2.5×25mm=62.5mm
d2=mz2=2.5×63=157.5mm
取b2=65mm
b1=b2+5mm=70mm
a=0.5m（z1+z2）=0.5×2.5×（25+63）=110mm
由表5.9知YFs1=4.21YFs2=4.00由表5.5知
<【
】
<【
】
弯曲疲劳强度足够
T1=130516.67N.mm
Z1=25
Z2=63
σH1=530MPa
σH2=490Mpa
d1=59.28mm
b1=70mm
a=110mm
68.51MPa
69.09MPa
六、轴的设计
由前面计算可知：
传动功率P2=2.397KW,转速n2=119.427r/min，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。
设计步骤
计算方法和内容
设计结果
1、 选择轴的材料，确定许用应力。
2、 按钮转强度估算轴径。
3、 设计轴的结构并绘制结构草图
（1）、确定轴上零件的位置和固定方式
（2）、确定各轴段的直径
（3）、确定各轴段的长度
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。
查表7.1得强度极限σB=640MPa，查表7.1得许用弯曲应力【σ-b1】=60MPa。
查表7.2得C=107～118.又由式（7.2）得：
d≥C×.
=（107～118）×
=29.05～32.04
考虑到轴的最小直径出要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%～7%，取为29.92～34.28mm。
查书233页附表弹性柱销联轴器（GB5014-1985摘录）取d1=32mm
查表9.2知工作系数K=1.8
轴的计算转矩为：
TC=K×9550×P/n
=345.02N.m
查书233页附表弹性柱销联轴器，（GB5014-85摘录）得HL3型联轴器，半联轴器轮毂长L=82mm，键槽长L1=60mm。
（1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。
齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。
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，用平键和配合H7/K6作周定位。
（2）、确定轴的各段直径
①、由上述可知轴段1直径最小d1=32mm。
轴的直径
d
10～18
＞18～30
＞30～50
＞50～80
＞80～100
轴上圆角倒角
C1/R1
1.6
2.0
3.0
4.0
5.0
最小轴肩高度
hmin
2
2.5
3
3.5
4.5
轴环宽度
b
b≈1.4h
轴上圆角半径
R
0.8
1.0
1.6
2
2.5
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+2×3mm=32+6=38mm
取轴径d2=38，并根据《机械设计基础课程设计指导书》228页附表10.5选用6208型轴承。
③、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=d2+1～5mm
取标准d3=40mm。
④、轴段4一般要比轴段3的直径大10mm，所以有
d4=d3+1～5mm
取标准d4=42
⑤、为了便于拆卸左轴承，根据书228页附表10.5可知，6028型轴承的最小安装直径：
da=47mm，所以取d5=50mm
⑥、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承，所以该轴径为：
d6=d2=38mm
（3）、确定轴的各段长度
①、已知毂宽为38mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm，取轴段3的长度为36mm。
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7mm。
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14mm。
④、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8mm。
又查书228的附表10.5知，6208型滚动轴承的宽度为：
B=18mm。
所以轴承支点的距离为：
L=（18/2+2+14+38/2）×2
=88mm
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，由上述可知6208型轴承的宽度为18mm。
b、减速器中两个齿轮的中心距a=156.25mm，并且设轴承座端面距外箱体的距离为y，则：
查书地脚螺钉直径为：
df=0.036a+12=0.036×156.25+12
=17.625mm
圆整后得：
df=20mm
箱盖的壁厚为：
δ1=0.02a+1mm
=0.025×156.25+1=4.906mm≥8mm
取δ1=8mm
轴承端盖螺钉直径：
d3=（0.4-0.5）df
=（0.4～0.5）×20mm=（8～10）mm
取d3=8mm
查书轴旁连接螺栓直径为：
d′1=0.75df
=0.75×20=15mm
由于较大的偶数则d1′=16mm，所以轴承的连接螺栓直径为16mm写为M16
查手册表4.2,c1min=22，c2min=20
所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y为：
y=δ1+C1min+C2min+（5～10）
=8+22+20+5=55mm
C、外壁圆角半径一般为3～5mm，取圆角半径为4mm。
d、由b、步可知d3=8mm
螺钉连接外装式轴承的厚度为：
e=1.2d3
=1.2×8mm=9.6mm
e、轴段2伸出箱体外的长度一般为15～20mm，为了方便计算取该轴段的伸出长度为18mm。
⑥、轴段1的长度确定，根据联轴器的长度来确定其长度，查书233页知L′=82mm。
⑦、在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮廓宽度约小5～10mm，键槽的规格查书轴段1的键槽深度为5.5mm，宽度为14mm；轴段3的键槽深度为7mm，宽度为18mm。
轴全长为L=82+18+55+10+6+20+38=239mm
两轴承之间的跨距为203mm
【σ-b1】=60MPa
Fr=1505.26N
TC=345.02N.m
L1=82mmL=60mm
d1=32mm
d2=38mm
d3=40mm
d4=42mm
d5=50mm
d6=d2=38mm
毂宽为38mm
B=18mm
L=88mm
a=156.25mm
df=20mm
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