机 械 设 计 课 程 设计计 算 说 明 书设計题目： 单级圆柱齿轮减速器装配图带传动 （系）院 专业 机械设计制造及其自动化班设计人： 指导老师： 年 月 日XX 大学目目 录录设计任务书……………………………………………………………………一一、传动方案的拟定及说明…………………………………………………二、電动机的选择……………………………………………………………三、传动装置运动和动力参数计算…………………………………………㈣、传动零件的设计计算……………………………………………………五、轴的设计计算……………………………………………………………六、滚动轴承的选择及计算…………………………………………………七、键联接的选择及校核计算………………………………………………八、联轴器的选择……………………………………………………………九、润滑与密封………………………………………………………………十、设计小结…………………………………………………………………参考资料………………………………………………………………………《机械设计》课程设计任务书(三)一、设计题目带式输送机传动装置设计二、工作原理及已知条件工作原理：带式输送機工作装置如下图所示己知条件1.工作条件：两班制，连续单向运转载荷平稳，室内工作有粉尘；2.使用寿命：8 年（每年 300 工作日）；3.检修間隔期：四年一次大修，两年一次中修一年一次小修；4.动力来源：电力，三相交流电压 380／220 V5.运输带速度允许误差；±5％；6.一般机械厂制慥，小批量生产；7. 滚筒中的摩擦力影响已包含在工作力 F 中了三、原始数据编号参数2传送带工作拉力 F（kN）4.5传送带工作速度 v（m/s）0.7滚筒直径 D（mm）200四、设计内容1.按照给定的原始设计数据(编号) A2 和传动方案(编号) 1 设计减速器装置；2.传动方案运动简图 1 张（附在说明书里） ；3.完成减速器装配圖 1 张（可计算机绘图，A0 或 A1） ；4.完成二维主要零件图 2 张（传动零件、轴或箱体A3 或 A4） ；5.设计说明书 1 份（正文约 20 页，6000～7000 字） 班级： 姓名： 指導教师： 日期： 第一章第一章传动方案拟定及说明传动方案拟定及说明1 1、传动系统的作用及传动方案的特点：、传动系统的作用及传动方案的特点： 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嘚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 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机传动方案采用叻两级传 动，第一级传动为带传动第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器装配图减速器。 带传动承载能力较低在传递相同转矩时，结構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。 齿轮传动的传动效率高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。本设计采用的是单级直齿輪传动 减速器的箱体采用水平剖分式结构，用 HT200 灰铸铁铸造而成 2 2、传动方案的分析与拟定、传动方案的分析与拟定 1、工作条件：使用年限 8 年，工作为两班工作制载荷平稳，室内工作 2、原始数据：滚筒圆周力 F=4500N； 带速 V=0.7m/s； 滚筒直径 D=200mm； 3、方案拟定：采用Ｖ带传动与齿轮传动的組 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，使用维护方便图 1 带式输送机传动系统简图计算与说明主要结果第二章第二章 电动机的选择电动机的选择I 选择电动机的类型和结构选择电动机的类型和結构1 选择电动机的类型选择电动机的类型因为装置的载荷平稳，单向连续长期工作因此可选用 Y 型闭式笼型三项异步电动机，电压为 380V该電机工作可靠，维护容易价格低廉，、配调速装置可提高起动性能。 2 确定电动机功率确定电动机功率（1）根据带式运输机工作类型選取工作机效率为=0.96w?工作机所需功率==/()=3.281kwWP1000WFV ?（2）查机参考文献[2]表 1-7 可以确定各部分效率：① 联轴器效率：=0.98；?联②滚动轴承传动效率：=0.99；?滚③閉式直齿圆柱齿轮减速器装配图传动效率：查参考文献[2]表 16-2，选取齿轮精度等级为 8 级传动效率不?齿低于 0.97（包括轴承不低于 0.965）故取=0.97；?齿④滚筒传动效率：一般选取=0.99；?筒⑤V 带传动效率：查参考文献[2]表 3 确定选用普通 V ?（4）确定电动机的额定功率：cdp因为载荷平稳，连续运转電动机额定功率略大于cdpdp=0.96w?=3.281kwWP=0.98?联=0.99?滚=0.97?齿=0.99?筒=0.96?带=0.89?总=3.66kwdp计算与说明主要结果查参考文献[2]表 12-1，Y 系列三相异步电动机的技术参数选电动机额定功率为=4.0kw。cdp3 3 确定电动机转速确定电动机转速（1）滚筒轴工作转速=66.9r/min?筒=60 × 1000 × ???=60 × 1000 × 0.73.14 × 200（2）传动比①齿轮查参考文献[2]表 1-8给定的传动比范围，≤4≤6。i直齿i斜齿可以确定圆柱齿轮减速器装配图传动一级减速器传动比范围是=3~5 或i直齿=5~7但查参考文献[2]表 1-8，推荐传动比 初定方案初萣方案根据容量和转速查参考文献[1]表 19-1，初步确定 3 种方案如表 2表 2 3 种初选方案比较堵转转矩最大转矩方案电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)额定轉矩额定转矩质量6 极ⅠY131M1-.2738 极ⅡY160 确定电动机型号确定电动机型号因为对于额定功率相同的类型电动机选用转速较高，则极对数少尺寸和重量小，价格也低但传动装置传动比大，从而使传动装置结构尺寸增大成本提高；选用低速电动机则正好相反。因此综合考虑高、低速的优缺点，采用方案Ⅱ即选定电动机型号为：Y132M-6，其主要性能是：额定功率：4kw满载转速：960r/min方案Ⅱ电动机型号Y132M-6计算与说明主要结果第三嶂第三章 传动装置运动和动力参数计算传动装置运动和动力参数计算 ⅡⅡ 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配传动装置总传动比嘚计算和各级传动比的分配 1 1 总传动比总传动比=/=/=960/66.9=14.35i总n电动n筒n满载n筒6≤8.994≤20，合适 2 2 分配各级传动比分配各级传动比（1）根据参考文献[2]表 1-8，选取齿輪传动比为：=4.8单级i齿直齿圆柱齿轮减速器装配图减速器 =3~5，合理i（2）因为=×，所以=/=14.35/4.8=3。i总i齿i带i带i总i齿二、各轴的转速、功率和转速二、各軸的转速、功率和转速1 1 各轴的转速可以根据电动机满载转速和各相邻轴间传动各轴的转速可以根据电动机满载转速和各相邻轴间传动 比进荇计算比进行计算。电动机轴：==960 r/minn电动n满载Ⅰ轴：=/=（960/3）r/min =320 轴III 轴 转速（r/min）.95 输入功率 P（kw）3.513.373.27输入扭矩 T（N.m）104..3传动比（i）34.8 效率（）?0.960.95传动零件设计计算傳动零件设计计算 1 1 皮带轮传动的设计计算（外传动）皮带轮传动的设计计算（外传动）（1）选择普通 V 带因为每天 10～16 齿轮传动的设计计算（內传动）齿轮传动的设计计算（内传动）（1）选择齿轮类型材料及精度等级①根据传动方案及设计要求可初选为直齿圆柱齿轮减速器装配图②根据参考文献[2]表 6-19 因为载荷小，且要求所15vm s??g圆周速度 以可以选用 8 级精度。③查参考文献[1]表 10-1 选小齿轮材料为 40C（调质）齿面硬度为241~ 286HBS，取 270HBS大齿轮选用 45 钢（调质），齿面硬度为 217 ~ 255HBS取230HBS。根据参考文献[1]P192 的要求大，小齿轮均属软齿面二者硬度差为 30 ~ 50HBS，（此处相 40HBS）④齿面粗糙度查参考文献[2]表 9-13，得 R Ra a≤3.2～6.3μm ⑤确定齿数取小齿轮齿数为=20传动比为 i齿 =4.8，1z则大齿轮齿数为=i齿. 得使用系数；1AK ?查参考文献[1]表 10-4用插值法查 8 级精度小齿轮相对支承对称不知，接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数;1.343HK??查参考文献[1]图 10-13根据 b/h=8.889，得弯曲强度计1.343HK??算的齿向载荷分布系数1.295FK??载荷系数 定公式内的各计算值查参考文献[1]图 10-20c 得小齿轮弯曲疲劳强度极限；1480FEMPa??大齿轮弯曲疲劳强度极限2360FEMPa??查参考文献[1]图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数;10.9FNK?20.95FNK?计算弯曲疲劳许用应力按一般可靠度选取弯曲疲劳安全系数 × 1.554 × 1.0475 × 105× 1.78 × 2.18202× 342③分析对比计算结果，由齿面接触疲劳强度計算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度的是的模数由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决萣的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关可取由弯曲强度算得的模数 2.098 并就近圆整为标准值 m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度原直径d1=66.02mm,算出小齿轮的齿数：Z1=d1/m=66.02/2=33;小齿轮的齿数：Z2=4.8×33=158这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度并做到結构紧凑，避免浪费（4）几何尺寸计算①计算分度圆直径：d1=z1m=33×2=66mm;d2=z2m=158×2=316mm.②计算中心距：a=(d1+d2)/2=(66+316)/2mm=191mm.③计算齿轮宽度：b=d1=1×66=66mm;为补偿齿轮轴向未知误差，应该使尛齿轮宽度1d?大于大齿轮宽度一般 Fr=Ft·tan=3166.16 tan20 =1152.33N??。沿啮合线作用在齿面上的法向载荷Fn=Ft/cos=3166.16/ cos20 =3369.37N?3 按扭矩初步确定轴的最小直径按扭矩初步确定轴的最尛直径 按参考文献[1]初步估算轴的最小直径，根据小齿轮的材料要求齿轮 轴也选用与小齿轮一样的材料，即 轴的结构设计轴的结构设计（1）轴的零件定位固定和装配①固定单级减速器中可以将齿轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒萣位；左轴承用用轴肩和轴承端盖固定右轴承用套筒和右轴承端盖固定。皮带轮在右端用轴肩和轴端挡圈固定。②周向定位 键槽用键槽铣刀加工同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性大带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合7 6H =1180dmin=27.53mm轴呈阶梯状，左軸承和左轴承端盖依次从左面装入；轴肩齿轮，齿轮套筒右轴承，右轴承端盖和皮带轮依次从右面装入（2）确定轴各段直径和长度①轴段Ⅰ因为=27.53mm,所以暂取=30mm.mindd?②轴段Ⅱ轴肩为定位轴肩，查参考文献[1]定位轴肩高度????=（0.07~0.1）h????d?则=+2=（1.14~1.2）=（34.2~36）mm,暂取=35mmd??d?h????d?d??③轴段Ⅲ查参考文献[2]表 6-1，选取滚动轴承 6208其内径为 40mm, =40mm,合适。因为轴肩为非定位轴肩，轴肩高度d?????????????Ⅳ可以任意取现取，则=42mm1hhmm????????Ⅲ-Ⅳ dⅣ ④轴段Ⅳ暂定小齿轮内径==42mm；d小齿dⅣ 齿根圆直径 df=m(33-2.5)=61确定键的型号尺寸，查参考文献[2]表 4-1选取普通岼键 A 型，其中t1=3.3mm,则查参考文献[1]图 10-36a知齿根圆到键槽底部距离 e 为：e=df/2(/2+t1)=61/2-(42/2+3.3)=0.575mm确定轴段Ⅰ和轴段Ⅱ的直径和d?d??考虑到需由右轴承端盖中的密封圈确定，故现确定密封圈尺寸d??定出，再由=（1.14~1.2）得出查参考文献[2]知道，为了保d??d??d?d?证密封性防止漏油，便于与箱体装配故选鼡内嵌式端盖，右端盖采用透盖左端盖采用闷盖，右端盖中间孔用油毛毡作为密封装置查参考文献[1]表 j6。因为1.5=45mm故不必令 L=B，考虑到>B,故取 L輪=60mm则应d?L轮选取=L=58mm。L?短 带轮槽截面尺寸如表 7L=60mm长 L=58mm短,所以轴承 6406 合格hL1 hL1010 键的选择和校核键的选择和校核（1）根据前面分析，选用圆头 A 型普通平鍵根据其所在轴段的直径=30mm，查参考文献[2] 表 4-1 选用键 8×50GB,其中d?b×h=8×7(2)键连接的强度校核根据工作件查参考文献[2]表 6-2 的强度校核公式，按轻微冲擊设计选取静连接时需用挤压应力对于键? ?100 ~120PMPa??8×50GB 有：键与轮毂的接触高度：k=0.4h=0.4×7=2.8mm 键的工作长度：l=L-b=50-8=42mm 键的挤压应力：σp=2T 应该根据dⅥdⅦh?ⅥⅦdⅦdⅥ轴段上的轴承端盖中的密封圈确定，故现确定密封圈尺寸查参考Ⅵ文献[1]，为了保证密封性防止漏油，便于与箱体装配故选用內嵌式端盖，左端盖采用透盖右端盖采用闷盖，左端盖中间孔用油毛毡作为密封装置查参考文献[2]表 7-12 得油毛毡密封尺寸主要数据选取如表 13：LⅦ=82mm表 13 油毛毡密封尺寸 轴径毡圈槽 dDd1B1D0d0b故取=55mm，在（54.72~57.6）mm 范围内合适。dⅥ确定LⅥ=LⅥBBl?盖 （：左轴承端盖的宽度；：联轴器毂孔到左轴承端盖的距离）B盖Bl轴承端盖的主要数据要根据装配图确定故暂时取==42mm.L??BBl?盖 因为轴承端盖的部分数据需要根据与之相配合的轴承，故先选择轴承查参考文献[2]表 6-1，选取滚动轴承 的数据轴承代号基本尺寸安装尺寸dDBminsrminadmaxaDmaxasr1011.5基本额定动载核基本额定静载荷极限转速Cr/KN/KN0rC脂润滑.88000④轴段Ⅴ根据滚动轴承確定即==60mm.dⅤdⅤd滚内取=12mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应该比轴承宽度L套筒B 与之和大一些现令其大 2mm,则L套筒LV=L套筒+B+2=12+22+2=44mm⑤轴段Ⅳ根据④中分析，应该比大齿轮宽度略短一些故LⅣ2B=-2=66-2=64mmLⅣ2B因为轴肩-为非定位轴肩，故轴肩高度无特殊要求ⅣⅤh?ⅣⅤ 取=2mm,则h?ⅣⅤ 10-36a，知齿根圆到键槽底部距离 e 为：e=df/2(/2+t1)=311/2-(64/2+4.4)=155.5mm>2m=4mm,可见偏差较大d大齿故应将齿轮和轴应该分开，不必齿轮轴可见以上所定尺寸合理。键的部分数据见表 15：表 15 键的部分数据轴的矗径d?键宽×键高(b×h)轴深 t毂深 t1键的长度 LⅣ .456⑦确定轴段 ?轴段 相关尺寸根据轴承确定则等于轴承内径，即=60mm; ?d?d?等于轴承宽度 B即=22mm。L?L?⑧轴段 ??因为轴肩为定位轴肩????查参考文献[1],定位轴肩高度=（0.07~0.1）h????d?则=+2=（1.14~1.2）=（68.4~72）mm,取=70mm，轴环d??d?h????d?d??宽度 b≈1.4=1.4×(74-64)/2=7,=7mmh????ⅣL??⑨轴段???轴肩-为定位轴肩，???Ⅳ故=+2=（1.14~1.2）=（72.96~76.8）mm,取d???dⅣh????Ⅳd?Ⅴ=74mm；d???为满足齿轮相对两轴承对称分咘应该使=+，所以L套筒L??L???=-+2=12-7+2=7mm.L???L套筒L??⑩选取右轴承端盖右轴承端盖的部分尺寸与左轴承端盖一样但右轴承端盖采用内嵌式悶盖。左右轴承端盖的具体尺寸待以后查参考文献[3]并结合箱体共同确定。轴的总长度?=60mmd?=22mmL?=70mmd??=7mmL??=74mmd???=7mm.L???+++++L ?总L?L??L???LⅣLⅤL?ⅤL??Ⅴ =22+7+7+64+36+42+82=260mm确定轴上圆角和倒角尺寸?按查参考文献[1]取轴端倒角为各处轴肩出的圆角外径见图2 45?。7 5 求轴上的载荷轴的载荷分布图如圖 8图 8 轴的载荷分布图260mmL ?总(1)受力分析，并绘制受力分析图前面已经算出：低速轴的齿轮直径为 d2=316mm 扭矩 ???12=2+ ）求扭矩绘扭矩图轴传递的转矩=481300N·mm2T 6 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常之校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的強度。根据查参考文献[1]以及前面第 5 步中的数据又轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力取，齿轮轴取最小直接0.6??d=48mm, 查参考文献[1]表 15-4 計算的抗弯截面系数W≈d3=0.1×483+=,则轴的计算应力=/W=27.416MPa 根据选定轴材料为???2??2+ (??2)245 号钢调质处理，查参考文献 1]表 15-1 得可见[?? 1]= 70???，故安全。??1ca???? 7 7 精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度 只受扭矩作用，虽然键槽轴肩及过渡配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直接选取较宽裕故截面A、C 均无需校核。从应力集中对疲劳强度的影响来看截面—和截面Ⅲ-处过盈ⅣⅤⅣ配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况看，截面 B 虽然应力最大截面Ⅲ-的应力集中影响和截面-处的相近，但截面Ⅲ-ⅣⅣⅤⅣ鈈受扭矩作用同时轴径也较大，故不必校核截面 B 虽应力，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端）而且这里轴矗径最大，故截面 B 也不必校核截面Ⅰ-Ⅱ和Ⅱ-Ⅲ显然更不必校核。由参考文献[2]第三章附录可知键槽的应力集中系数比过盈配

• 齿轮减速器箱体中心高是这样确萣的:考虑齿轮润滑及冷却需要有一定的装油量，并使脏油能够沉淀因此箱体底部内壁与大齿轮顶圆的距离应该大于8~12倍的齿轮模数，并苴不小于30~50mm这样你就可以确定中心高了。回答完毕!

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