带式运输机传动系统中的一级圆柱齿轮减速器

一、课程设计任书 …………………………………………… 2

二、电动机的选择 …………………………………………… 4

三、传动装置的运动和动力参数计算 ……………………… 5

四、V带传动设计 ……………………………………………… 6

五、减速器齿轮设计 ………………………………………… 8

六、轴的设计及强度校核 （输入轴）………………………… 11

七、轴的设计计算 （输出轴） ……………………………… 14

八、滚动轴承的选择及计算 ………………………………… 15

九、键连接的选择及校核计算 ……………………………… 17

十、润滑与密封 …………………………………………… 18

十一、连轴器的选择…………………………………………… 18

十二、减速器附件的选择 …………………………………… 18

十三、参考资料 ………………………………………………… 19

十四、心得体会 ………………………………………………… 19

一 课题设计任务书

1

一、 目的及要求：

机械设计课题的设计主要是培养学生的机械设计的综合能力。通过自己动手，可以体会和巩固先修课程的理论和实际知识，同时还能学习如何运用标准、规范、手册等有关国家标准及技术手册，更重要的是可以提高学生从机器功能的要求、尺寸、工艺、经济和安全等诸多方面综合考虑如何设计的能力，从而树立正确的设计思想。。

课程结束每个学生必须完成：

1． 一张减速器装配图（用A1或A0图纸绘制）； 2． 齿轮和轴的零件图各一张；

3． 设计说明书一份（约6000~8000字）。

二、 设计题目:

设计运送原料的带式运输机所用的圆柱齿轮减速器，具体内容是：

1．设计方案论述。 2．选择电动机。

3．减速器外部传动零件设计。 4．减速器设计。

1) 设计减速器的传动零件；

2) 对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算个轴的强度； 3) 按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度； 4) 选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命； 5) 选择各键，验算输出轴上键连接的强度； 6) 选择各配合尺寸处的公差与配合； 7) 决定润滑方式，选择润滑剂；

5. 绘制减速器的装配图和部分零件工作图； 6. 编写设计说明书。 三、 已知条件

1. 展开式一级齿轮减速器产品。

2. 动力来源 ：电力，三相交流，电压380/220V。 3. 输送带工作拉力F=620N。 4. 输送带工作速度v=1.6m/s。 5. 滚筒直径D=260mm。

6. 滚筒效率η=0.96（包括轴承与滚筒的效率损失）。 7. 工作情况：两班制，连续单向运行，载荷较平稳。

2

8. 使用折旧期：8年

9. 检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。 10. 工作环境：室内，环境最高温度35℃，灰尘较大。 11. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。

四、分析减速器的结构

1、传动系统的作用：

作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。 2、传动方案的特点：

特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。 3、电机和工作机的安装位置：

工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。 4、画传动系统简图：

二 电动机的选择

3

计算及说明 选择电动机类型 封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。 稳定运转下 工件机主轴所需功率： PFv6201.61.03kW 100010000．96 结果 按工作要求：连续单向运转，载荷平稳；选用Y系列全 Pω=1.03kW n117.59rmin 工作机主轴转速为： 601000v6010001.6 n117.59rminD3.14*260工作机主轴上的转矩： P95501.030.969550T80.30Nm n117.59T80.30Nm 1查得η1（联轴器）=0.99，η2（滑动轴承） 由P5表1-7 ○ =0.97，η3（齿轮传动8级精度）=0.97，η4（V带）=0.96。 电动机至工件机主轴之间的总效率为： =12234=0.990.970.970.960.87 20.87 所以电动机所需功率为 PdP1.031.2kW 0.87Pd1.2kW 由表12-1查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等选定电动机型号为Y100L-6，则所选取电动机： 额定功率为 Ped1.5kW 满载转速为 nm940rmin 型号为Y100L-6 nm=940r/min Pm=1.5kW

三 传动装置的运动和动力参数计算

4

计算及说明 总传动比 inmn940117.598 结果 i8 选用等浸油深度原则，查表1-8得 i1=2（带轮）；i2=4 名级效率： 第一级效率： 0140.970.960.93122010.9312 第二级效率： 121230.990.970.970.9315计算各轴的转速功率和转矩： 1、转速： 轴I： nI 轴II： nII nm940470r /mini12 120.9315 nI470r/min nII117.5r/min nI470117.50r/mini242、 输出功率： 轴I： PIPd011.50.93121.4KW轴II： P IIPI121.40.93151.3KW 3、 输出转矩： PI1.4T9550955031.29 Nm轴I： InI427.27 轴II： T 9550PII95501.3116.22NmIInII106.82 参数 轴名 轴I 轴II 输出功率P（kW） 1.4 1.3 转速n(r/min) 470 117.50 输出转矩T（N·m） 28.45 105.66 2 4 0.9312 0.9315 PI1.4kW PII1.3kW TI28.45Nm T105.66NmII i η 四 V带传动设计

5

计算及说明 1．确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数1.1，故 PcaKAP1.11.51.65kW 2．选取V带型号 18-7确定选用Z型。 3. 确定带轮基准直径 由表初选主动轮基准直径dd190mm。从动轮基准直径dd2idd1290mm180mm。根据表dd2200mm即为基准系列。 结果 Pca1.65kW 设备无特殊要求，选用普通V带。根据Pca和转速，由图普通V带Z型 dd190mm dd2200mm v4.43m/s 18-3， dd1n13.1490940v4.43m/s20m/s 601000601000所以带的速度合适。 4. 确定V带的基准长度和传动中心距 根据0.55(dd1dd2)a02(dd1dd2)， 159.5mm6

Ld1400mm a468.5mm 1166.5

ZPca (P0P0)KKL 由n1940r/min，dd190mm，i2， 查表18-5得P00.28kW，查表18-9得P00.11KW P00.62kW P00.11KW 查表18-10得K0.96，查表18-11，得 KL1.14，则 Z4 1.65 Z3.87 (0.28+0.11)0.961.14 取Z4。 7. 计算预紧力F0 Pca2.5 F0500(1)qv2 vZK查表18-3，得 q0.10kg/m，故 F077.9N FQ618.88N B=63mm 1.652.5(1)0.104.43277.9N 4.4340.958. 计算作用在轴上的压轴力FQ F0500166.52477.9sin618.88N FQ2ZF0sin2219．查表18-12，带轮宽度B=（z-1）e+2f=(4-1)15+29 =63mm 10．带轮结构设计 材料选用HT200，

五、减速器齿轮设计

7

计算及说明 1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 稳性； 2) 材料选择。 1) 选用直齿圆柱齿轮传动如上图所示，有利于保障传动的平 结果 由表11-1○2选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料 硬度差为40HBS。 3) 选小齿轮齿数Z121，大齿轮Z2i2Z142184，故选Z284。 2．按齿面接触强度设计 齿面接触强度计算公式为： Z121 Z284 K=1.2 d176.433KT1dH2u+1u 1）确定公式内的各计算数值 a) b) c) 试选K=1.2。 选取齿宽系数d1。 计算接触疲劳许用应力 d1 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1700MPa；大齿轮Hlim2600MPa。 Hlim1700MPa 安全系数SH =1，由式得 [H1]Hlim1700MPaSH [H2]Hlim2600MPa SH[H]min([H1],[H2])600MPa2）计算 a) 试算小齿轮分度圆直径d1t 由计算公式得 421.22.8451052.5189.80.9852d1t3() 1465035.3mmHlim2600MPa [H1]700MPa[H2]600MPa [H]600MPa d1t35.3mm b) 计算模数m、中心距a和齿宽b 8

md135.31.631mmz121m1.63mmd1=42mm取m=2mmd1=mz1=42mm,d2=mz2=168mm1d1+d2=105mm2bdd114242mma=取b2=45mm，b1=50mm d2=168mm b150mmb2=45mm 中心距：a=d 3．验算齿根弯曲强度 1)查取齿形系数 YF12.76 YFa22.2 YSa11.57 YSa21.78 YFa12.76；YFa22.2 查取应力修正系数 YSa11.57；YSa21.78 2)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数SF1.3，查表取弯曲疲劳极限 Flim1=600MPa，Flim2=450MPa，可得 Flim1600[F1]461MPa [F2]SF1.3 Flim2SF450346MPa1.3 [F1]461MPa[F2]346MPa 3)计算弯曲疲劳应力 2KT1F1YFa1YSa12bZ1m 21.22.8451042.761.5783.86MPa242212YFa2YSa2F2F1YFa1YSa1 2.21.7883.86=75.79MPa2.761.57 经比较可得： F183.86MPa[F1]461MPa F275.79MPa[F2]346MPa故此设计为安全设计。 4)计算圆周速度 d1tn13.1435.3470 v0.87m/s 601000601000 4.计算其他主要尺寸

9

F183.86MPa F275.79MPa v0.87m/s

查表4-2○2得齿顶高系数及顶隙系数如下：ha1.0,c0.25 1）齿根圆直径为 1 2422(10.25)237mm*df2d22(hac*)m*df1d12(hac*n)mdf137mmdf2163mm 369.62(10.25)2163mm 2） 齿顶圆直径为 *da1d12ham4221246mm da146mmda2172mm da2d22hm168212172mm *a

六、轴的设计计算及强度校核（输入轴）

计算及说明

1、初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为40Cr，调质处理。由表21-2○2，取C=105

P11.4105315.1mmn1470dIdmin1.0415.7dminc3结果

dmin=15.1mm

2、轴的结构设计

1) 确定轴上零件的装配方案

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 ① Ⅰ-Ⅱ段轴用于安装轴承6206和挡油板，故取直径

10

为30mm。

② Ⅱ-Ⅲ为齿轮轴肩，用于定位轴承,，故取其分度圆直径为36mm。

③ Ⅲ-Ⅳ段为齿轮轴，取直径为42mm。

④ Ⅳ-Ⅴ段齿轮轴肩，用于定位轴承，故取其直径为36mm。

⑤ Ⅴ-Ⅵ段用于安装轴承6206和挡油板，故取直径为30mm。

⑥ Ⅵ-Ⅷ段安装轴承盖，直径为28mm。

○

7 Ⅷ-Ⅸ段用于连接Ｖ带，故取其直径为20mm. 3）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度

① Ⅰ-Ⅱ段轴用于安装轴承，故取长度为36mm。 ② Ⅱ-Ⅲ为齿轮轴肩，用于定位轴承，故取其长度为8mm。

③ Ⅲ-Ⅳ段为齿轮轴，取长度为50mm。

④ Ⅳ-Ⅴ段齿轮轴肩，用于定位轴承，故取其长度为8mm。

⑤ Ⅴ-Ⅵ段轴用于安装轴承，故取长度为36mm。 ⑥ Ⅵ-Ⅷ段安装轴承盖，故取其长度为60mm。

○

7 Ⅷ-Ⅸ段用于连接Ｖ带，故取其长度为60mm. 3、轴向零件的周向定位

齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接 ４. 按弯扭合成强度条件校核轴的强度：

1、求作用在齿轮上的受力

Ft12T1228.45103d421354.76N

Fr1Ft1tann1354.76tan20493.09N

Fa10N

定跨距测得：L=113mm； 2.受力分析如下：

11

Ft11354.76NFr1493.09NFa10N

L156.5mm L256.5mm

2、

3..求垂直面的支撑反力

F1vF2vFr2246.54N

4..求水平面的支撑反力 F1HF2HFt2677.38N 6.绘制垂直面的弯矩图

MavF2vL2246.5456.510313.93Nm

7.绘制水平面的弯矩图

MaHF2HL2677.3856.510338.27Nm 9.合成弯矩图

12

F1v246.54N F2v246.54N

F1H1315.67NF2H1315.67N Mav13.93Nm

MaH38.27Nm

2MaMav2MaH13.93238.27240.72Nm 10.求危险截面的当量弯矩

由以上计算可知：b—b截面为危险截面，其当量弯矩为： 2MeM(T)2MaF40.72Nm

Me44.15Nm

a

40.722(0.628.45)244.15Nm 11.计算危险截面处轴的直径

轴的材料选用40Cr，采用调质处理，由表14-12查得

75MPa B750MPa，查表14-32查得1b，则

3

d3Me100.11b344.150.17518.06mm

则轴的设计为安全设计。

七、轴的设计计算 （输出轴）

计算及说明

1、初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取C=115

dminC3P21.3n115325.63mm2117.5dIdmin1.0426.65 2、轴的结构设计

确定轴上零件的装配方案

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 ① Ⅰ-Ⅱ段轴用于安装轴承6208及挡油板，故取直径均为30mm。

13

结果 dmin25.63mm

② Ⅱ-Ⅲ为齿轮轴环，用于定位齿轮，故取其直径为52mm。

③ Ⅲ-Ⅳ段为齿轮轴，取直径为44mm。 ④ Ⅳ-Ⅴ段齿轮轴肩，用于安装套筒，和安装轴承6208，故取直径为40mm。其中，套筒厚3mm

⑤ Ⅴ-Ⅵ段安装轴承盖，直径为35mm。

⑥ Ⅵ-Ⅷ段用于连接联轴器，故取其直径为30mm 3）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度

① Ⅰ-Ⅱ段轴用于安装轴承和挡圈，故取长度为47mm。 ② Ⅱ-Ⅲ为齿轮轴环，用于定位齿轮，故取其长度5mm。 ③ Ⅲ-Ⅳ段为齿轮轴，取长度为42mm。

④ Ⅳ-Ⅴ段齿轮轴肩，用于安装套筒，安装轴承6208，故取其长度为49mm。

⑤ Ⅴ-Ⅵ段安装轴承盖，故取其长度为60mm。 ⑥ Ⅵ-Ⅷ段用于联轴器。 3、轴向零件的周向定位

齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接 ４. 按弯扭合成强度条件校核轴的强度： 1、求作用在齿轮上的受力

2T22117.50103Ft25340.91N

d44Fr2Ft2tann5340.91tan201943.93N

Fa20N

定跨距测得：L=123mm； 2.受力分析如下：

2、

14

3..求垂直面的支撑反力

F1vF2vFr2971.96N

4..求水平面的支撑反力 F1HF2HFt22670.45 6.绘制垂直面的弯矩图

MavF2vL2971.9661.5107.绘制水平面的弯矩图

MaHF2HL22670.4561.510 9.合成弯矩图

3359.78Nm

164.29Nm

15

2MaMav2MaH59.782164.292174.83Nm

10.求危险截面的当量弯矩

由以上计算可知：b—b截面为危险截面，其当量弯矩为：

2MeMa(T)2

2174.83(0.6117.50)188.51Nm 11.计算危险截面处轴的直径

轴的材料选用40Cr，采用调质处理，由表14-12查得

2B750MPa，查表14-32查得1b75MPa，则

d3Me0.11b3188.5110329.29mm

0.175 则轴的设计为安全设计。

八、滚动轴承的选择及计算

计算及说明

一．1、根据轴承型号6206查表6-7○1取轴承基本额定动载荷为：C=19500N

二．1、根据轴承型号6208查表6-7○1取轴承基本额定动载荷为：C=29500N；

结果

九、键连接的选择及校核计算

计算及说明

根据轴长及工作需要选择圆头平键（3个）， 具体数据列表如下：

结果

16

直径 键 （mm） 工作长转矩 极限应力 度 （Nm） （MPa） （mm）

6 输× 入6 轴 ×50 12× 8 ×输36 出8 轴 × 7 ×50 强度校核： 20 44 28.45 21.55 44 24 117.50 55.63

30 42 117.50 53.28

p121.55MPap255.63MPa p353.28MPa4T1428.4510321.55MPa 强度条件为p1hld64420 p24T24117.5010355.63MPa hld824444T34117.5010353.28MPa hld74230 p3查表6-2知由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力[p]=100-120Mpa

由上表可知，各键的极限应力p[p]，所以上述各键都符合要求。

十 润滑与密封

1、润滑：

齿轮采用浸油润滑。当齿轮圆周速度v12m/s时，圆柱齿轮浸入油的深度约

17

一个齿高，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~40mm。轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的

2、密封：

防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。查表7-12○1，采用密封装置为J型油封HG4-338-66，挡油环Q215A以及密封挡板Q235A。

11~32，采用稠度较小润滑脂。

十一 连轴器的选择

低速轴用联轴器的设计计算

由于十字滑块联轴器具有诸多优点，所以优先选用。取工作情况系数为

KA1.3，计算转矩为 TcaKAT11.328.451033.70104Nmm

选用弹性柱销联轴器HL3（GB4323-84），其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩Tn630000Nmm 轴孔直径d132mm

联轴器 L82mm，L160mm

十二 减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用油标尺M16

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳

放油螺塞

选用外六角螺塞及垫片M18×1.5

另外，为了更容易排出油渣，箱体底座的内壁应略倾向于放油螺塞的一端。

十三、参考资料

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1. 《机械设计课程设计手册》（第二版）

吴宗泽 罗圣国 主编 1998年 高等教育出版社出版

2. 《机械设计基础》（第五版） 杨可桢 程光蕴 主编

高等教育出版社出版 2004年

3. 《机械设计基础课程设计》（第三版） 高泽远等 主编 东北大学出版社出版 1994年

4. 《简明工程力学教程》（第三版） 范本隼 主编 科学出版社出版 2007年 5． 《工程制图》 沈培玉 主编

国防工业出版社 2007年

十四 心得体会

通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致．课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有两次因为不小心我计算出错，只能毫不情意地重来。同时我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的知识能力是如此的不足。

在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个设计做的也不太好，但是在设计过程中所学到的东西是这次课程设计的最大收获和财富，使我终身受益。

最后，我要感谢老师，您严格要求我们，您的敬业精神感动了我们，您的教诲启发了我们，您的期望鼓励了我们。老师您为我们增添了一幅坚硬的翅膀！

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