机械设计基础课程设计带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器.docx
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机械设计基础课程设计带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器
湖南工学院
机械设计基础课程设计
说明书
机械设计制造专业二零零五级机制0506班
题目带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器
姓名陈亚夫
指导教师任芝兰职称讲师
2007年01月6日
课程设计评语：
课程设计答辩负责人签字
年月日
一、设计任务书
二、传动方案的拟订
三、电动机的选择
四、传动装置传动比的分配
五、计算传动装置的运动和运动参数
六、普通V带的设计计算
七、齿轮的设计计算
八、传动轴的设计计算
九、箱体结构的设计计算
十、键连接的选择
十一、滚动轴承的设计计算
十二、润滑与密封
十三、联轴器的选择
十四、设计小结
附录：
参考资料目录
一、设计任务书
题目：
设计一台带式运输机中使用的单级直齿圆柱齿轮减速器
1、原始数据：
运输带拉力F（KN）
2.5
运输带工作速度V（m/s）
1.6
卷筒直径D（mm）
430
2、工作条件：
运输机连续工作,单向运转载荷变化不大，空载启动。
减速器小批量生产，使用期限5年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为97%，运输带允许速度误差为5%。
一班制。
3、设计任务：
1）、装配图一张（一号图纸），
轴零件图一张和齿轮零件图一张（2-3号图纸）
2）、设计说明书一份（8000字以上）
4、设计内容：
1）、机械系统总体传动方案的分析和拟订：
2）、电动机的选择与传动装置运动参数的计算；
3）、传动件（齿轮、带轮）等的计算；
4）、轴的设计；
5）、轴承及其组合部件设计；
6）、键连接和联轴器的选择；
7）、润滑设计；
8）、箱体、机架等零件设计；
9）、有关附件的设计（油标、透视窗口）等；
10）、装配图与零件图设计及绘图
5、设计进度：
1）、设计准备，拟定传动方案，传动比分配等（1天）
2）、强度校核；（轴、齿轮）（1天）
3）、其它结构设计（0.5天）
4）、编写使用说明书（1天）
5）、绘制装配图（3天）
6）、绘制零件图（1天）
二、传动方案的拟定
根据设计要求拟定下图所示为本次设计的传动方案：
三、电动机的选择
设计说明及数据计算
备注
1．选择电动机的类型
按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型
2．选择电动机的容量
根据原始数据，运输带拉力F和运输带速度V，可得运输带所需功率
P卷筒=FV=2.5×1.6=4.0KW。
电动机的所需的工作功率Pd=
KW
由电动机至运输带的传动总效率为ηa=η1×η22×η3×η4×η5
取η1=0.97,η2=0.98（滚子轴承），η3=0.97（齿轮精度为8级，不包括轴承效果），η4=0.99（齿轮联轴器），η5=0.97，则
ηa=0.97×0.983×0.97×0.99×0.97=0.83
所以Pd=
=5KW
3．确定电动机转速
卷筒轴的工作转速为n=
代入数据得：
n=71.1r/min
查表得传动比的合理范围，取V带传动的传动比i1’=2～4，单级圆柱齿轮减速器传动比i2’=3～6，则总传动比合理范围为ia’=6～24,故电动机转速的可选范围为
nd’=ia’×n=（6～24）×71.1=426.6～1706.4r/min
查机械设计手册（软件版R2.0，出版：
机械工业出版社）得符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min这三种。
根据容量和转速，由机械设计手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，如下表:
方案
电动机
型号
额定功率
电动机转速r/min
电动机重量
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速器
1
Y160M2-8
5.5kW
750
720
125
11
2.2
5
2
Y132M2-6
5.5kW
1000
960
85
14.74
2.8
5.264
3
Y132S-4
5.5kW
1500
1440
68
22.11
3.8
5.82
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见方案2比较适合。
因此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能如下表:
型号
额定功率kW
满载时
起动电流
额定电流
起动转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
转速r/min
电流（380V时）A
效率
%
功率因素
Y132M2-6
5.5
960
6.5
85.3
0.78
6.5
2
2
电动机主要外形和安装尺寸如下图:
式中：
η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的传动效率。
所查表为机械设计课程设计指导书第7页表1常见机械传动的主要性能。
此为电动机外型尺寸及安装孔位置尺寸图。
此为电动机转轴及键剖面尺寸图。
四、传动装置传动比的分配
设计说明及数据计算
备注
因选定的电动机型号为Y132M2-6，满载转速nm=960r/min和工作机主动轴转速n=71.1r/min，可得传动装置总传动比为：
ia=
=13.5
总传动比为各级传动比i1、i2、i3…in的乘积，即
ia=i1×i2×i3…in
因此分配传动装置传动比利时ia=i0×i
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.5（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器的传动比为：
i=
=5.40
式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。
五、计算传动装置的运动和运动参数
设计说明及数据计算
备注
为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（或功率）。
如将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴、Ⅱ轴……，以及
i0,i1，…为相邻两轴间的传动比；
η01，η12，…为相邻两轴间的传动效率；
P1，P2，…为各轴间的输入功率（kW）；
T1，T2，…为各轴的输入转矩（N·m）;
N1，n2，…为各轴的转速（r/min）,
按电动机轴至卷筒运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。
1．各轴转速
电动机转轴转速n=960r/min
Ⅰ轴转速n1=
=384r/min
Ⅱ轴转速n2=
=71.1r/min
卷筒轴转速n3=71.1r/min
2．各轴输入功率
电动机Pd=5kW
Ⅰ轴P1=Pd·η01=4.63×0.95=4.85kW
Ⅱ轴P2=P1·η12=P1×η2×η3=4.85×0.98×0.97=4.61kW
卷筒轴P3=P2×η22×η4=4.61×0.98×0.97=4.38kW
Ⅰ、Ⅱ轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，
Ⅰ轴输出功率为：
P1’=P1×0.98=4.85×0.98=4.75kW，
Ⅱ轴输出功率为：
P2’=P2×0.98=4.61×0.98=4.51kW。
3．各轴输入转矩
电动机转轴输出转矩
Td=9550
=49.74N·m
Ⅰ轴输入转矩T1=Td×i0×η1=120.61N·m
Ⅱ轴输入转矩T2=T1×i1×η2×η3=619.12N·m
卷筒输入转矩T3=T2×η22×η4=588.66N·m
Ⅰ、Ⅱ轴的输出转矩则分别为输入转矩乘轴承效率0.98，Ⅰ轴输出转矩为
T1’=T1×0.98=107.2N·m，Ⅱ轴输出转矩为T2’=T2×0.98=550.35N·m。
运动和动力参数计算结果整理于下表：
轴名
效率P（kW）
转矩T（N·m）
转速n
r/min
传动比
i
效率
η
输入
输出
输入
输出
电动机轴
5
49.74
960
2.5
0.97
Ⅰ轴
4.85
4.75
109.4
120.61
384
1.00
1
Ⅱ轴
4.61
4.51
619.12
606.74
77.34
卷筒轴
4.43
588.66
77.34
Ⅰ轴为主动齿轮轴，Ⅱ轴为从动齿轮轴。
六、普通V带的设计计算
设计说明及数据计算
备注
1．选择普通V带型号
查表得KA=1.1，可得
Pc=KAP=1.1×5=5.5kW。
查机械设计基础第134页图9-7可知应选用A型V带。
2．确定带轮基准直径d1和d2
查机械设计基础第132页表9-2取d1=118mm，可得
d2=n1d1（1-ε）/n2=id1（1-ε）=2.5×118×（1-0.01）=292.05mm
取d2=300mm
3．验算带速
由带速公式得：
υ=5.9m/s
V值介于5～25m/s范围内，所以合适。
4．确定带长和中心距α
由带长公式可得
0.7（d1+d2）≤α0≤2（d1+d2）
0.7（118+300）≤α0≤2（118+300）
所以有292.6≤α0≤836。
初定中心距α0=700mm，由带长公式得带长
L0=2α0+
+
代入数据得：
L0=2086.10mm
查表选用Ld=2000mm,由公式得实际中心距
α=α0+（Ld-L0）/2
代入数据得：
α=660mm
5．验算小带轮上的包角α1
由包角公式得
α1=180°-
×57.3°
代入数据α1=164.34>120°,合适。
6．确定带的根数
由带的根数计算公式得z=
查表得P0=1.39kW，ΔP0=0.15kW；Kα=0.98；KL=1.03,
所以Z=2.12。
取5根。
7．计算轴上的压力
查机械设计基础第132页表9-1得q=0.1kg/m，故可得初压力
F0=
+qυ2
=147.97N。
得作用于轴上的压力为
FQ=
=
=1240N。
8．带轮的设计
通过前面计算得知小带轮直径为118mm，大带轮直径为300mm，故小带轮结构采用实心式，大带轮结构采用辐板式。
采用HT150铸铁制造，表面调质处理。
大带轮尺寸图
所查表为机械设计基础第134页表9-5工作情况系数KA。
所查表为机械设计基础第132页表9-3普通V带的基准长度系列Ld及长度系数KL。
所查表分别为机械设计基础第133页表9-4，第136页表9-6，第136页表9-7，第132页表9-3。
七、齿轮的设计计算
设计说明及数据计算
备注
1．选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
根据所选择传动方案，选用闭式直齿圆柱标准齿轮传动。
大、小齿轮均选软齿面。
小齿轮的材料选用40Cr调质，齿面硬度为300HBS，大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为250HBS。
二者硬度差为50HBS。
齿轮精度初选8级。
2．初步选取主要参数
取z1=24，z2=iz1=2.5×24=60,
取ψa=0.5，则ψd=0.5（i+1）ψa=0.875，符合所查表范围。
3．按齿面接触疲劳强度设计计算
按下面公式计算小轮分度圆直径
d1≥
确定各参数值：
1）载荷系数查表取K=1.2；
2）小齿轮名义转矩
T1=9.55×106
=9.55×106×
=120618N·mm；
3）材料弹性影响系数查表得ZΕ=189.8
；
4）区域系数ZH=2.5；
5）重合度系数因εt=1.88-3.2
=1.88-3.2
=1.69，
Zε=
=
=0.87；
6）许用应力查图得σHlim1=770MPa,σHlim2=610MPa，查表，按一般可靠要求取SH=1,则[σH]1=
=
=770MPa，
[σH]2=
=
=610MPa,
取两式计算中的较小值，即[σH]=610MPa；
于是d1≥
=
mm
=59.62mm。
4．确定模数
计算模数m=
≥
=2.48
取标准值m=2.5mm.（查表6-1）
5．按齿根弯曲疲劳强度校核计算
按弯曲疲劳强度公式校核
式中：
1）小轮分度圆直径d1=mz1=2.5×24mm=72mm；
2）齿轮啮合宽度b=ψd·d1=0.875×60mm=52.5mm；
3）复合齿形系数查图得YFS1=4.25，YFS2=3.98；
4）重合度系数Yε=0.25+
=0.69；
5）许用应力查图得σFlim1=310MPa，σFlim2=240MPa,
查表，取SF=1.25,
则
；
6）计算大、小齿轮的
并进行比较：
于是:
=100.43<
故满足齿根弯曲疲劳强度要求。
6．几何尺寸计算：
d1=mz1=2.5×24mm=60mm；
d2=mz2=2.5×60mm=150mm；
为了绘图和制造方便取
d2=105
126mm；
为了利于制造和测量取
=330
b=52.5mm；
取b2=55mm；
b1=b2+（5～10）mm，取b1=60mm。
7．验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度:
查表可知选择8级精度合适。
8．结构设计及绘制齿轮零件图
见齿轮结构设计图。
所查表为机械设计基础第79页表6-9
所查表为机械设计基础第75页表6-6
所查表为机械设计基础第76页表6-7
所查图为机械设计基础第77页图6-21,所查表为机械设计基础第78页表6-8
所查图为机械设计基础第77页图6-20
所查图为机械设计基础第78页图6-22（a）
所查表为机械设计基础第73页表6-5
八、传动轴的设计计
算
设计说明及数据计算
备注
Ⅰ、低速轴设计
1．拟定轴上零件的装配方案
如下图：
齿轮3，套筒4，右端轴承5，轴承端盖8，联轴器7，轴端挡圈11依次从轴的右端向左端安装，而左端只安装轴承1及其端盖。
2．确定轴上零件的定位和固定方式
如上图：
轴上零件的轴向定位与固定用轴肩，套筒等来实现，零件的周向定位和固定用键来实现，以防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，保证其准确的工作位置。
3．按钮转强度估算轴的直径
选45号钢，输入功率P=4.61kW；输出轴转速n=77.34r/min。
可得
4．根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径（参见上图）
1）从联轴器开始右起第一段，由于联轴器处有一键槽，轴径应增加5%，取φ30mm，根据计算转矩Tca=KAT=1.3×9.55×106×4.61/77.34=7.4×105N·mm，查机械设计手册中标准GB/T5015-1985，选用HL4型弹性柱销齿式联轴器，半联轴器长度为l1=84mm，轴段长L1=82mm；
2）右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段直径取φ60mm，根据轴承盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离为15mm，故取该段长L2=54mm；
3）右起第三段，该段装滚动轴承，因为轴承仅有径向力，选用深沟球轴承6212，其尺寸为d×D×B=65mm×120mm×23mm，该段直径为φ65mm，长度为L3=轴承宽+（0.08～0.1）a+（10～20）mm，取L3=45mm；
4）右起第四段，该段装有齿轮，直径取φ70mm，齿轮宽b=80mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=78mm；
5）右起的第五段，考虑齿轮的轴向定位，需要有定位轴肩，取轴肩直径为φ80mm，长度为L5=10mm；
6）右起第六段，该段为滚动轴承的定位肩轴，其直径应小于滚动轴承内圈外径，取φ72mm，长度L6=10mm；
7）右起第七段，该段为滚动轴承安装外，取轴径φ65mm，长度L7=23mm；
5．求齿轮上作用力的大小、方向
作用在齿轮上的转矩为：
T2=9.55×106×4.8/38.4=120000Nm
圆周力：
N；
径向力：
N；
轴向力：
N；
Ft2,Fr2,Fa2的方向如下图所示。
6．轴承的支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立如下图所示力学模型。
水平面的支反力：
RA=RB=Ft2/2=800N；
垂直面的支反力：
RA’=（-Fa2×d2/2+Fr2×62）/124=19N.m
RB’=（Fa2×d2/2+Fr2×62）/124=426N.m
7．画弯矩图
齿轮键槽剖面处的弯矩：
水平面弯矩：
Mc=RA×62=49.60Nm,
垂直面的弯矩：
MC1’=RA’×62=11.78Nm,
MC2’=18.053Nm
合成弯矩:
MC1=
Nm.
MC2=52.78Nm
8．画转矩图T=Ft2×d2/2=120Nm.
9．画当量弯矩图
因轴是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6。
可得齿轮键槽剖面处的当量弯矩：
89.72Nm。
10．判断危险截面并验算强度
1）齿轮键槽剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以此剖面为危险截面。
已知Mec2=720.266Nm，查表得[σ-1]=60MPa,
σe=Me/W=Me/0.1d3=2.1MPa<[σ-1]。
2）半联轴器键槽处直径较小，故该面也为危险截面：
MD=
72Nm,
σD=MD/W=MD/0.1d3=43.29MPa<[σ-1],
故确定的尺寸是安全的。
11．绘制轴的工作图
见轴工作图。
Ⅱ、高速轴设计
1．拟定轴上零件的装配方案
如下图：
齿轮3，套筒4，右端轴承5，轴承端盖8，带轮7依次从轴的右端向左端安装，而左端只安装轴承1及其端盖。
2．确定轴上零件的定位和固定方式
如下图：
轴上零件的轴向定位与固定用轴肩，套筒等来实现，零件的周向定位和固定用键来实现，以防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，保证其准确的工作位置。
3．按钮转强度估算轴的直径
选45号钢，输入功率P=4.85kW；输出轴转速n=384r/min。
可得
4．根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径（参见上图）
1）从带轮开始右起第一段，由于带轮处有一键槽，轴径应增加5%，取φ30mm，根据计算转矩Tca=KAT=1.1×9.55×106×4.85/384=1.37×105N·mm，查机械设计手册取轴段长L1=50；
2）右起第二段，考虑带轮的轴向定位要求，该段直径取φ30mm，根据轴承盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离为20mm，故取该段长L2=30mm；
3）右起第三段，该段装滚动轴承，因为轴承仅有径向力，选用深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×B=40mm×80mm×18mm，长度为L3=轴承宽+（0.08～0.1）a+（10～20）mm，取L3=46mm；
4）右起第四段，该段装有齿轮，直径取φ45mm，齿轮宽b=75mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=72mm；
5）右起的第五段，考虑齿轮的轴向定位，需要有定位轴肩，取轴肩直径为φ55mm，长度为L5=10mm；
6）右起第六段，该段为滚动轴承的定位肩轴，其直径应小于滚动轴承内圈外径，取φ50mm，长度L6=8mm；
7）右起第七段，该段为滚动轴承安装外，取轴径φ40mm，长度L7=18mm；
5．求齿轮上作用力的大小、方向
作用在齿轮上的转矩为：
T1=9.55×106×4.85/384=120000Nm
圆周力：
N；
径向力：
N；
轴向力：
N；
Ft2,Fr2,Fa2的方向如下图所示。
6．轴承的支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立如下图所示力学模型。
水平面的支反力：
RA=RB=Ft1/2=2000N；
垂直面的支反力：
RA’=RB’=（Fa1×d1/2+Fr1×60）/120=727.94N。
7．画弯矩图
齿轮键槽剖面处的弯矩：
水平面弯矩：
Mc=RA×60=120Nm,
垂直面的弯矩：
MC1’=MC2’=RA’×60=43.676Nm,
合成弯矩:
MC1=MC2=
Nm.
8．画转矩图T=Ft1×d1/2=120Nm.
9．画当量弯矩图
因轴是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6。
可得齿轮键槽剖面处的当量弯矩：
146.59Nm。
10．判断危险截面并验算强度
1）齿轮键槽剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以此剖面为危险截面。
已知Mec1=146.59Nm，查表得[σ-1]=55MPa,
σe=Me/W=Me/0.1d3=146.59×103/（0.1×453）=16.09MPa<[σ-1]。
2）带轮键槽处直径较小，故该面也为危险截面：
MD=
0.6×120=72Nm,
σD=MD/W=MD/0.1d3=72×103/（0.1×303）=26.66MPa<[σ-1],
故确定的尺寸是安全的。
11．绘制轴的工作图，见轴工作图。
查机械设计基础第205页表13-2取C值为120
所选轴承尺寸查机械设计基础第178页表11-5所得
因所用齿轮为直齿圆柱齿轮，所以分度圆螺旋角β=0
A点为右端轴承中心，C点为齿轮中心，B点为右端轴承中心，D点为联轴器段中心
所查表在机械设计
基础第200页表13-1
查机械设计基础第205页表13-2取C值为120
所选轴承尺寸查机械设计基础第178页表11-5所得
因所用齿轮为直齿圆柱齿轮，所以分度圆螺旋角β=0
A点为右端轴承中心，C点为齿轮中心，B点为右端轴承中心，D点为带轮轮毂中心
九、箱体结构的设计计算
设计说明及数据计算
备注
箱体是减速器的重要组成部件。
它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。
本箱体采用灰铸铁制造。
灰铸铁具有很好的铸造性能和减振性能。
为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体制成沿轴心线水平剖分式。
上箱盖和下箱体用螺栓联接成一体。
轴承座的联接螺栓靠近轴承座孔。
为保证箱体具有足够的刚度，在轴承孔附近加支撑肋。
为保证减速器安置在基础上的稳定性并尽可能减少箱体底座平面的机械加工面积，箱体底座采用两纵向长条形加工基面。
根据所设计齿轮及轴的尺寸，初步确定减速箱的箱体尺寸为：
长×宽×高=540mm×372.5mm×440mm，其余各尺寸如下表：
减速器机体结构尺寸
名称
符号
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