机械设计课程设计带式传动机装置的一级圆柱斜齿轮减速器.doc

机械设计基础课程设计说明书

目录

机械课程设计任务书……………………………2
一、 电动机的选择……………………………………4
二、 计算传动装置的总传动比………………………6
三、 计算传动装置的运动参数和动力参数…………7
四、 带传动设计………………………………………8
五、 齿轮传动设计……………………………………12
六、 轴的设计…………………………………………16
七、 键的设计与校核…………………………………24
八、 轴承的选择与校核………………………………26
九、 联轴器的选择……………………………………28
十、 减速器的箱体设计………………………………29
十一、 减速器的润滑、密封和润滑油牌号的选择……31
十二、 参考资料…………………………………………31

机械零件课程设计任务书

设计题目：带式传动机装置的一级圆柱斜齿轮减速器。

运动简图:
工作条件：单向转动，轻微振动，连续工作。两班制。使用期限五年，卷筒转速允许误差为±5％.

原始数据：
已知条件
数据
传送带工作拉力F／KN
4
卷筒转速
430
滚筒直径Dmm
40
设计工作量：设计说明书一份；
减速器装配图一张；
零件工作图1-3张。一、电动机的选择
设计项目
计算及说明
主要结果
（1）选电动机类型
按已知工作要求和条件，选用Y型全封闭型笼型三相异步电机

（2）选择电动机功率

（3）确定电动机的转速
工作机所需的电动机输出功率为：

由电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率)为：

之中分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的效率。

所以
=4.14
卷筒轴的工作转速为：

按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比,单级齿轮传动比，则合理总传动比的范围，故电动机转速的可选范围为:
符合这一范围的同步转速有3000
再根据计算出的容量，由附录8附表8.1查出有三种适合的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。

方案
电动机型号
额定功率
电动机转速/
传动装置的总传动比

同步转速
满载转速
1
Y132S1-2
5.5
3000
2920
6.7

Pd=4.14kw

nw=430r/min

选择Y132S1-2电动机

二、计算总传动比和分配传动比
设计项目
计算及说明
主要结果
（1）计算总传动比

由选定电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可得传动装置的总传动比为：
对于一级传动有：
把总传动比合理地分配给各级传动比，限制传动件的圆周速度以减小动载荷，降低传动精度等级，在满足使传动装置结构尺寸较小、重量较轻和使各传动件的尺寸协调，结构匀称、合理、避免相互干涉碰撞的条件下取：

三、计算传动装置的运动和动力差数
设计项目
计算及说明
主要结果

（1）各轴的转速

由式（2.9）～式(2.10)得出：

（2）各轴的输入功率
由式（2.11～2.13）得出：

（3）各轴的转矩

运动和动力参数的计算结果列与下表：
轴
参数
电动机轴
1轴
2轴
滚筒轴
功率p/kw
4.14
3.97
3.7
3.5
转速n/r/min
1920
1390
421
421
转矩T/N.m
13.5
27.3
83.9
79.4
传动比i
2.1
3.3
1
效率
0.96
0.97
0.99
四、带传动设计
设计项目
计算过程及计算说明
主要结果
（1）确定计算功率
查参考资料 ，查表8.21有
则

5.4kw
(2)选择V带的型号

根据使用要求，选择普通A型V带

普通A型V带

(3)确定带轮基准值
根据表6-8和表6-5选取，
且取
所以大带轮
按表8.3取大带轮的标准值
则实际传动比
所以

（4）验算带速

（5）初定中心距a和基准带长

初定中心距为

=2137.57mm
取标准值为
得实际中心距a为：

中心距a的变动范围为：

（6）校验小带轮包角

合格

（7）确定V带根数Z
由式得
根据查表6-7用内插法得：
由表6-8查得=0.17由表6-4查得带长度修正系数
由图8.11查得包角系数得
普通带根数
圆整得Z=4根

=0.17

Z=4
（8）单根V带的初拉力
由表6-2得A型V带q=0.105kg/m

（9）带轮轴上的压边力

（10）设计结果

选用3根A-4000GB/T 11544_1997V带;
带基准长度2500mm；轴上压
力；
3根A-4000GB/T 11544_1997V带
综上结果各参数列表如下：
参数
电动机轴
1轴
2轴
滚筒轴
功率p/kw
3.86
3.71
3.45
3.29
转速n/r/min
960
320
80
80
转矩T/N.m
38.4
110.7
411.8
392.7
传动比i
3
4
1
效率
0.96
0.97
0.99

五、齿轮设计
设计项目
计算过程及计算说明
主要结果
（1）选择齿轮材料及精度等级
因传递功率不大，选用软齿面齿轮组合，小齿轮用45钢调质，硬度为220～250HBS,大齿轮选用45钢正火。硬度为170～210ＨＢＳ，选齿轮精度等级为9级，要求粗糙度。

（２）按齿面接触疲劳强度设计

因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.21）：

确定相关参数：
转矩：

载荷系数K：查表10.10取 K=1.1
齿数和齿宽系数：
小齿轮的齿数取25，则大齿轮的齿数
实际齿数比为
齿数比的误差为
因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面又为软齿面，由表10.20选取.
许用接触应力：
由图10.24 查得

由表10.10查得

查图10.27得

确定模数：

由表10.3取标准模数

K=1.1

d

a=187.5

（3）主要尺寸计算：

综合选择取　

（5）按齿根弯曲疲劳强度校核

（6）验算齿轮的圆周速度

由式（10.24）得出，如则校核合格。
确定有关参数与系数：
（1） 齿形系数
查表（10.13）得

查表10.14得
由图10.25查得

由表10.10查得
由图10.26查得1
由式（10.14）可得：

故

齿根弯曲强度校核合格。
由表10.22可知，选8级精度是合适的。
齿轮的齿顶圆直径为

由于200mm所以采用腹板式结构。

由表11.21可知，选9级精度是合适的。

六．轴的设计
高速轴设计
设计项目
计算及说明
主要结果
（1）选择轴的材料，确定许用应力。

(2)按扭矩强度估算轴径。（最小直径）

（3）设计轴的结构并绘制草图
确定轴上零件的位置和固定方式

确定各轴段的直径

由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选45钢并经调质处理。由表14.2查得强度极限δB= 637MPa。由表14.2得.
根据表14.1得C=118~107。又由式（14.2）得d≥C=（118~107）=26.71~24.22
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算的轴的最小直径加大3%~5%,，取为，28.05~24.94mm。由设计手册取标准直径d1=30mm
由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。

要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。
轴段①（外伸端）直径最小，d1=30mm;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，同时为能顺利在轴段②上安装轴承，轴段②必须满足轴承内径的标准，因为齿轮为直齿，所以选角接触轴承，查参考资料2第87页附表7.2选6008型深沟型轴承。故取轴段②直径为d2=40mm;用相同方法确定轴段③`④的直径d3=47mm;d4=53mm;为了便于拆卸左轴承，可查出6008型深沟型轴承的安装高度为2.5mm。

齿轮轮毂宽度为80mm。齿轮轴段长度应略短于从动齿毂宽度，取为173mm，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一定的间距，取该间距为15mm,为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 18mm）,并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm。

d1=30mm

d2=40
d3=47
d4=53
d5=40

低速轴设计
（1）选择轴的材料，确定许用应力。

(2)按扭矩强度估算轴径。（最小直径）

（3）设计轴的结构并绘制草图
确定轴上零件的位置和固定方式

确定各轴段的直径

确定各轴段的长度

选定轴的结构细节
(4)按弯扭合成强度校核轴直径

①画出轴的受力图（见图1b）。

②作水平面的弯矩图（见图图1c）。支点反力为：

③作垂直内的弯矩图d，支点反力为：

④作合成弯矩图e

⑤作转矩图f:

⑥求当量转矩

⑦确定危险截面及校核强度

(5)修改轴的结构
由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选45钢并经调质处理。由参考资料1第273页表14.4查得强度极限δB= 637MPa。由表16.3得[6.16]=58.7Mpa.
根据表16.2得C=118~107。又由式（16.2）得d≥C=（118~107）=41.38~37.52
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算的轴的最小直径加大3%~5%,，取为，43.45~38.65mm。由设计手册取标准直径d1=48mm
由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。
要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考资料，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向定位采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。
如图1：轴段①（外伸端）直径最小，d1=48mm;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，同时为能顺利在轴段②上安装轴承，轴段②必须满足轴承内径的标准，因为齿轮为直齿，所以选角接触轴承，查参考资料选7011AC型角接触轴承。故取轴段②直径为d2=55mm;用相同方法确定轴段③`④的直径d3=60mm;d4=69mm;为了便于拆卸左轴承，可查出7011AC型角接触的安装高度为 2.5mm，取d5=60mm.
齿轮轮毂宽度为75mm。轴段③的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为65mm，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一定的间距，取该间距为15mm,为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 18mm）,并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段④的长度取为20mm，轴承支点距离L=132mm;根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离要求，取L1=92mm;查阅有关的联轴器手册；L2=84mm;在轴段①，③上分别加工出键槽，使两键槽处于同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5~10mm,查参考资料有轴段①上的键槽键宽b=14mm,键高h=9mm，键长L=36~160mm轴段③上的键槽键宽b=18mm,键高h=11mm，键长L=50~200mm。
圆角r=2。轴环宽b=1.4，h=1.4×2.5=3.5mm.按计算结果画出轴的结构草图见（图1a）.

查参考资料1第199页公式（10.34）有：
Ft2===4612.5N
Fr2= Ft2=1739.7N
Fa2= Ft2tan14°=472.5N

FHA=FHB==2306.25N
I-I截面的弯矩为：
MHI=2306.25=152212.5N.mm
II-II截面处的弯矩为：
MHII=2306.25×32.5=74953.125N.mm
FVA=－=－=771.41N
FVB=Fr2－FVA=968.29N
I-I截面左侧弯矩为：
MVI左= FVA=50913.06N.mm
I-I截面右侧弯矩为：
MVI右=FVB=63907.14N.mm
II-II截面处的弯矩为：
MVII= FVB×32.5=31469.425N.mm
M=
I-I截面:
MI左==160501.67 N.mm
MI右==165084.12N.mm
II-II截面:
MII==293141.32 N.mm
T=9.55×106=9.55×=20116.28 N.mm
因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。
I-I截面:
MeI==530201.14 N.mm
II-II截面:
MEII==293141.34 N.mm
由图1可以看出，截面I-I, II-II所受转矩相同，但弯矩MeI﹥MEII，且轴上还有键槽，故截面I-I可能为危险截面。但由于轴径d3﹥d2,故也应对截面II-II进行校核。
I-I截面:
eI==31.86Mpa
II-II截面:
eII==23.45 Mpa
查表14.2得[-1b]=65Mpa,满足e≤[-1b]的条件故设计轴有足够的强度，并有一定裕量。
因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作修改。

d1=48mm

d2=55mm
d3=60mm
d4=69mm
d5=60mm

L=132mm

L1=92mm
L2=84mm

Ft2=4612.5N

Fr2=1739.7N

Fa2=472.5N

FHA=2306.25N

MHI=152212.5N.mm

MHII=74953.125N.mm

FVA=771.41N

MVI左=50913.06N.mm
MVI右=63907.14N.mm

MVII=31469.425 N.mm

MI左=160501.67N.mm
MI右=165084.12N.mm

MII=293141.32 N.mm

T=20116.28 N.mm

MeI=530201.14 N.mm

MEII=293141.34N.mm

eI=31.86Mpa

eII=23.45 Mpa

七、键的校核
设计项目
计算及说明
主要结果
（1）齿轮处的键
低速轴
选择键的型号 A型
确定键的基本尺寸 轴径 d=60mm
由表14.8查得:
b=18mm h=11mm、L=50~200mm
由表 14.9查得许用应力:[δjy]=150MPa
δjy=
δjy =
δjy =78MPa＜[δjy] （满足）
写出键的型号：
A18×50 GB/1096-2003

d=60mm

δjy =78MPa

低速轴
A18×50 GB/1096-2003

（2）联轴器处的键
选择键的型号 C型
确定键的基本尺寸 轴径 d=48mm
由表14.8查得:
b=14mm h=9mm、L=36~160mm
由表 8.2查得许用应力:[δjy]=150MPa
δjy=
δjy =
δjy =131.48MPa＜[δjy] （满足）
写出键的型号：
C14×29 GB/T1096-2003

jy =131.48MPa

C14×70 GB/T1096-2003
（3）带轮处的键
选择键的型号 C型
确定键的基本尺寸 轴径 d=30mm
由参考资料1第121页表8.1查得:
b=10mm h=8mm、L=22~110mm
由表 8.2查得许用应力:[δjy]=150MPa
δjy=
δjy =
δjy =60MPa＜[δjy] （满足）
写出键的型号： C8×70 GB/T1096-2003

C8×70 GB/T1096-2003

八、滚动轴承的校核
设计项目
计算及说明
主要结果
（1）轴承的选择
低速轴：
初选轴承用角接触球轴承7011AC型号
高速轴：
初选轴承用深沟球轴承6008型号

(2)计算轴承的轴向力Fr Fa
低速轴
Fr===2431.84N
Fa=472.5N
高速轴
Fr===2168.97N
Fa=558.68N
低速轴：
Fr=2431.84N
Fa=472.5N
高速轴：
Fr=2168.97N
Fa=558.68N

（3）轴承的寿命计算的校核
由表15.13得X=0.4
由表15.12得fp=1.2
由参考资料得fT=1
由参考资料得Cr=37.2KN Y=1.5
低速轴
P=fp(X Fr+ Y Fa)
P=1.2(0.4×3123.9+1.5×848.46)=2727.17 N
轴承的工作时间为：
=5×365×24=43800h
C===2467.23N
C<Cr
高速轴
P=fp(X Fr+ Y Fa)
P=1.2(0.4×2168.97+1.5×558.68)
P=1879.56N
轴承的工作时间为：
=5×365×24=43800h
C==
=47896.47N C<Cr

P=2727.17 N

Cr=37.2KN
C=2467.23N

P=1879.56N

=43800h
C=47896.47N

九、联轴器的选择
设计目的
计算及说明
主要结果
(1)选择联轴器
的类型
为缓和震动和冲击，选择弹性柱
销联轴器

(2)选择联轴器
的型号
计算转矩：
由参考资料查表16.1得
K=1.3
Tc=KT=1.3×411.8=535.34N·M
由参考资料选
用HL4型号的联轴器 Tm=1250N·M
因为Tc<Tm ，所以联轴器的选择合格
因为外伸端为圆柱型轴，故选取Y
型轴孔，从动端选用J型轴孔，A型键
槽
所以所选联轴器的型号为：
HL4型

K=1.3
Tc=535.34N·M

HL4型

十、减速器箱体设计
设计项目
计算及说明
主要结果
箱体壁厚
δ=0.025a+1=5.25《8
δ=8
箱盖壁厚
=0.02a+1=4.4《8
=8
箱盖凸缘厚度
=1.5=1.5×8=12mm
=12mm
箱座凸缘厚度
b=1.5δ=12mm
b=12mm
箱座底凸缘厚度
=2.5δ=20mm
=20mm
地脚螺钉直径
=0.036a+12=19,704mm
=20mm
地脚螺钉数目
n=4
n=4
轴承旁连接螺栓直径
=0.75=14.78mm
=14.78mm
盖与座连接螺栓直径
=（0.5~0.6）=(10~12)mm
=12mm
连接螺栓的间距
=150~200
=180mm
轴承端盖螺钉直径
=（0.4.~0.5）(8~10)mm
=10mm
检查孔盖螺钉直径
=（0.3~0.4）=(6~8)mm
=8mm
、、至外箱壁距离

见表4.2
=20mm
、至凸缘边界距离
见表4.2
=18mm
轴承旁凸台半径
==18mm
=18mm
凸台高
h=根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 h=0.36×130=46.8mm
h=46.8mm
外箱壁至轴承座端盖的距离
=++（5~10）=45~52mm
=45mm
齿轮顶圆与内箱壁间的距离
>1.2δ =15mm
=15mm
齿轮端面与内箱壁的距
>δ =8mm
=8mm
箱盖、箱座肋板厚
=0.85=6.8mm
m=0.85δ=6.8mm
=6.8mm
m=6.8mm
轴承端盖外径
=D+（5~5.5）=40+(5~5.5)×10=90~95mmD——轴承外径（嵌入式轴承盖尺寸见表4.5）
=90mm
轴承旁连接螺栓距离
S=90mm尽量靠近，以和互不干涉为准，一般取S=
S=90mm

十一、加速器的润滑、密封和润滑油牌号选择
设计项目
计算及说明
主要结果
（１）齿轮的润滑
１选择润滑方式：
＝
ｖ＝１.256ｍ/ｓ
采用浸油润滑。齿轮浸油深度h=15mm。油总深度h0=30mm

ｖ＝１.256ｍ/ｓ
h=15mm
h0=30mm
（2）轴承的润滑
采用脂润滑
采用脂润滑
（3）密封
轴承与齿轮之间设挡油环
轴承端盖采用毡圈密封
毡圈密封

十二、参考资料
序号
名称
组编
出版社
出版年月
1
机械设计基础
陈立德
高等教育出版社
2007年8月
2
机械设计基础课程设计
陈立德
高等教育出版社
2007年8月
目 录
第一章 总论 5
1.1项目概要 5
1.2可行性研究报告编制依据 8
1.3综合评价 8
第二章 项目背景及必要性 11
2.1项目建设背景 11
2.2项目建设的必要性 13
第三章 建设条件 16
3.1项目区概况 16
3.2项目建设条件优劣势分析 21
第四章 市场分析与销售方案 26
4.1市场分析 26
4.2销售策略、营销方案和模式 29
4.3风险分析 30
第五章 项目建设方案 32
5.1建设任务和规模 32
5.2建设规划和布局 32
5.3工艺（技术）方案 32
5.4建设内容 35
5.5实施进度安排 36
第六章 环境影响评价 38
6.1环境影响 38
6.2环境保护与治理措施 38
第七章 项目组织与管理 40
7.1组织机构与职能划分 40
7.2劳动定员 40
7.3经营管理模式 41
7.4经营管理措施 41
7.5技术培训 42
7.6劳动保护、安全卫生与消防 42
第八章 投资概算与资金来源 44
8.1投资概算依据 44
8.2投资概算 44
8.3资金来源 46
第九章 财务评价 47
9.1财务评价依据 47
9.2销售收入、销售税金和附加估算 47
9.3总成本及经营成本估算 48
9.4财务效益分析 49
9.5不确定性分析 50
9.6财务评价结论 51
第十章 社会效益评价 52
10.1社会评价基本结论 52
10.2农业产业化经营 52
10.3农民增收、农业增效评价 54
10.4其它社会影响 55
第十一章　可行性研究结论与建议 56
11.1可行性研究结论 56
11.2问题与建议 56

33