机械设计课程设计一悬式输送机传动用一级直齿圆柱齿轮减速器.doc

机械设计基础 课 程 设 计

系 别： 机电工程学院
专 业： 热能与动力工程
班 级：
姓 名：
学 号：
指导教师：

1、设计题目 4
2、设计参数 4
3、减速箱的工作条件 4
4、电动机的选择 4
4.1电动机容量的选择 4
4.2电动机转速的选择 5
5、传动比的分配 5
6、传动系统的运动和动力参数计算 6
7、带传动的计算 7
7.1确定计算功率 7
7.2选择普通V带型号 8
7.3确定带轮基准、 8
7.4验算带速 8
7.5确定V带的基准直径和传动中心距 8
7.6计算V带的根数z 9
7.7 计算V带的合适初拉力 9
7.8计算作用在轴上的载荷1160.3N 9
8、 选择联轴器型号 9
9、减速器一级斜齿齿轮传动的设计计算 10
9.1选择材料及热处理 10
9.2转矩 10
9.3载荷系数K 10
9.4许用弯曲应力 11
9.5确定中心距及螺旋角β 12
9.6分度圆直径和 12
9.7齿宽和 12
9.8确定许用接触应力[]和[] 12
10．轴的设计与计算 13
10.1Ⅰ轴的设计计算： 13
10.1.1选择轴的材料，确定许用应力 14
10.1.2按扭转强度估算轴径 14
10.1.3设计轴的结构并绘制结构草图 14
10.2Ⅱ轴的设计计算： 17
10.2.1选择轴的材料，确定许用应力 18
10.2.2按扭转强度估算轴径 18
11、轴承的选择 21
12、键的选择 22
13.、润滑和密封说明 22
14.箱体、箱盖及附件的设计计算 23
15、参考文献 24

机械设计基础课程设计任务书
1、设计题目
一悬式输送机传动用一级直齿圆柱齿轮减速器
2、设计参数
参
数
学
号

带拉力F(kN)
滚筒直径D(mm)
转速（r/min）
16
3.7
330
50

3、减速箱的工作条件
电机
带传动
齿轮减速器
链传动
联轴器
滚筒
运输带
I 轴
II 轴
III 轴
F V
D

1.联轴器、2.电动机、3.减速器、4.链传动、5.链轮、6.输送链、7.挂钩
1. 带式输送机在生产车间沿生产线运送成件产品或在食品厂
运送肉食品等，运转方向不变，工作载荷稳定。
2. 工作寿命为20年，每年300个工作日，每日工作16小时

4、电动机的选择
4.1电动机容量的选择
在三相交流异步电动机产品规格中，同一功率有四种同步转速。按电动机的级数分为2级、4级、6级和8级，其同步转速分别为3000、1500、1000和7504种，并可从产品规格中查得与同步转速相应的满载转速，它略低于同步转速。
在电动机功率和工作机转速一定时，级数多而转速低的电动机尺寸大、重量重、价格高，但能使传动的总传动比减小。就电动机本身的经济性而言，宜选级数少而转速高的电动机，但这却会引起传动系统的总传动比增大，致使传动系统结构复杂，、尺寸增加、成本提高。因而，在确定电动机转速时，应综合考虑、分析和比较电动机和传动系统的性能、尺寸、重量和价格等因素，做出最佳选择。
根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率
=3700×0.86／1000=3.182
F为带的拉力，单位N；为带的速度，单位为。
取V带传动效率0.95， 滚动轴承效率=0.99，8级精度齿轮（稀油润滑）传动效率=0.97，链传动效率=0.97，联轴器传动效率=0.99，滚筒传动效率=0.96。
估算传动系统总效率
计算得 =0.816
因此工作机所需电动机功率 =3.182/0.816=3.9
由求得的工作机所需电动机功率，在电动机额定功率满足≧条件下，由文献[1]表3-2中选择电动机的额定功率=4
4.2电动机转速的选择
由（1）的数据可以选择的电动机如下
电动机型号
额定功率（kw）
同步转速（）
满载转速（）
总传动比
Y132M-6
4
1000
960
19.2
4-1电动机参数表
5、传动比的分配
传动比分配原则：
（1）各级传动比应在合理的范围内：，，
（2）各级传动尺寸协调，传动比应满足：
传动系统的总传动比 =960/50=19.2
因此各级平均传动比 =2.68
根据上诉原则分配传动比，由传动系统图1知，若取=2.4，=3，则=19.2/(2.4*3)=2.67
6、传动系统的运动和动力参数计算
传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：
I轴：
==960/2.4=400 r/min
==3.9×0.95=3.705kw
=9550×3.9×0.95×2.4／960=88.46 N/m
Ⅱ轴：
==960/(2.4×3)=133.33r/min
==3.9×0.95×0.99×0.97= 3.56 kw
==88.46×3×0.99×0.97=254.84N/m
Ⅲ轴：
==960/(2.4×2.67×3)=49.9 r/min
==3.9×0.95××0.97×0.96=3.38 kw
==254.84×2.67×0.99×0.97×0.96×0.97=608.46N/m
计算汇总表
参
数
轴

功率P
转速n
扭矩T
I轴
3.71
400
88.46
II轴
3.56
133.33
254.84
III轴
3.38
49.9
608.46

7、带传动的计算
普通Ｖ带的应用特点如下：
优点：（1）结构简单，制造、安装精度要求不高，使用维护方便，适用于两轴中心距较大的场合。（2）传动平稳，嘈声低，有缓冲吸振作用（3）过载时会打滑，起安全保护作用。
缺点：（1）、不能保证准确的传动比（2）外廓尺寸大，传动效率低。
由1.2.3.可知电动机额定功率P=4kw，转速为960r/min，从动轮Ⅰ轴的转速=400 r/min，每天工作16小时。
7.1确定计算功率
由文献[2]中表8-21查得=1.2，由式（8.12）得 =1.2×4=4.8kw
7.2选择普通V带型号
根据=4.8kw 、960 r/min
由文献[2]中图8.12选择B型普通V带。
7.3确定带轮基准、
根据文献[2]中表8.6和图8.12选取=140mm，且=140mm ＞=125mm。
大带轮基准直径为 ==960×140/400=335mm
按表8.3选取标准值=335mm，则实际传动比、从动轮的实际转速分别为
=/=335/140=2.39
==960/2.39=401.67 r/min
所以从动轮转速误差率（400－401.67）/400×100％=-0.42％ 在±5％以内为允许值
7.4验算带速
π×140×960/60000 m/s=7.03 m/s
带速在5~25 m/s范围内。
7.5确定V带的基准直径和传动中心距
初选传动中心距范围为：，
取=570mm
V带的基准长度：1902.42mm
查文献[2]表8.4，选取带的基准直径长度2000mm
实际中心距：570+(2000-1902.42)/2=618.79mm
⑥ 验算主动轮的最小包角
170.2°＞120°, 故主动轮上的包角合适。
7.6计算V带的根数z

由，，
查文献[2]表8.10，得，由i=2.39，查表8.18与8.19表，得，
查表8.4，得带长度修正系数，查表8.11，得图8.11包角系数
所以， 圆整取根。
7.7 计算V带的合适初拉力

查表8.6，取，得
7.8计算作用在轴上的载荷1160.3N
V带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.
8、 选择联轴器型号
由下表选用联轴器的工作情况系数K=1.3，所以由式（16.1）可得
1.3×608.46=791N/m
49.9 r/min

由计算参数，查寇尊权版《机械设计课程设计》一书从表16-3中查得特选用型号为选取LT9型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1000Nm

9、减速器一级斜齿齿轮传动的设计计算
9.1选择材料及热处理
因为传递功率不大，所以选择软齿面齿轮。小齿轮用45号优质碳素钢调质，硬度为217~255HBS；大齿轮用45号优质低碳钢正火，硬度为169~217HBS。选择齿轮精度为8级。
9.2按齿根弯曲强度设计

确定有关参数与参数：
9.2转矩
由2可得=254.84 N/m所以圆周力1521.4N
径向力556N
轴向力547N
9.3载荷系数K
由文献[2]中表10.11取K=1
齿数Z，螺旋角β和齿宽系数
取26，则2.39×26≈63
初选螺旋角β=10º。
当量齿数为27.2≈27
65.96≈66
由下图查得齿形系数2.24，1.75

选取=0.4
9.4许用弯曲应力
按文献[2]中图10.25b和c，取弯曲疲劳极限应力=200MPa =160
按文献[2]表10.10，取==1.3
根据弯曲应力变化总次数
注：为齿轮转速，单位为r/min；为齿轮转一转时同一侧齿面的啮合次数；为齿轮工作寿命，单位为h。
按文献[2]图10.26，取弯曲疲劳寿命系数。
由文献[2]中式（10.14）计算如下：

138.46MPa
110.77MPa
0.0298
0.0319
所以由可得，要求≥1.5~2mm，取模数=2mm。
9.5确定中心距及螺旋角β
传动的中心距为121.8 mm
取减速器标准中心距=122mm
所以β=10.26°，误差为2.5％
（3）校核齿面接触疲劳强度
由文献[2]中式（10.35）
确定有关系数和参数：
9.6分度圆直径和
60.9=61mm
182.9=183mm
9.7齿宽和
=24.36mm
取 ，
齿数比 2.39
9.8确定许用接触应力[]和[]
由文献[2]中式（10.13）
按文献[2]中图10.24b)和c)，取接触疲劳极限应力=580MPa =460
根据接触应力变化总次数
注：为齿轮转速，单位为r/min；为齿轮转一转时同一侧齿面的啮合次数；为齿轮工作寿命，单位为h。
=60×400×1×（20×300×16）=2.304×
=60×133.33×1×（20×300×16）=7.68×
按文献[2]图10.27，取接触强度计算寿命系数=1，=0.94
按文献[2]表10.10，取==1
因此=1×580／1=580 M Pa
=1×460／0.94=489.36 M Pa
由2文献[2]表10.12查得弹性系数=189.8
故460.2 M Pa
，齿面接触疲劳强度校核合格。
（4）验算齿轮圆周速度
3.14×400×60.9/60000=1.3m/s
因此选择8级是合适的。
（5）齿轮齿顶圆直径
由（2）得=2mm，所以
故65mm，223mm，56mm，133mm
10．轴的设计与计算
10.1Ⅰ轴的设计计算：
由1的计算数据，，88.46N/m及分度圆直径=61mm，20°，β=10.26°，齿轮轮毂宽度为61mm。
所以圆周力2949N
径向力1090N
轴向力451N
10.1.1选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件知减速器属小功率，对材料无特殊要求，故选择45钢并经调质处理。由文献[2]表14.7查得强度极限650MPa,再由表14.2得许用弯曲应力60MPa。
10.1.2按扭转强度估算轴径
根据文献[2]表14.1得C=107~118。又由式（14.2）得

考虑到轴的最小端要连接带轮的大轮，会有键槽存在，故将估算直径加大3％~5％，取23.23~26.11mm，取轴径d=25mm。
10.1.3设计轴的结构并绘制结构草图
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，轴的外伸端连接带轮传动的大轮。
①确定轴上零件的位置与固定方式
要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。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。
②确定各轴段的直径
如图所示，轴段1) 直径最小，25mm；考虑到要对安装在轴段1) 上的带轮带轮进行定位，轴段2)上应有轴肩，同时为能顺利地在轴段2)上安装轴承，轴段2)必须满足轴承内径的标准，故取轴段2）的直径30mm，用相同的方法确定轴段3）、4）的直径35mm，40mm；为了能方便拆卸轴承，可查的6208型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取38mm。
各轴轴颈d汇总如下表
轴
d1
d2
d3
d4
d5
轴径mm
25
30
35
40
38

③确定各轴段的长度
齿轮轮毂宽度为60mm，为保证齿轮固定可靠，轴段3）的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为58mm，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5mm，所以轴段4）的长度取20mm，轴承支点距离=118mm，根据箱体结构及联轴器距轴承要有一定距离的要求，取=75mm，，=70mm。
10.1.4按弯矩合成校核轴径
①画出轴的受力图

②做水平内的弯矩图。支点反力为2949/2=1475N
Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为
③做垂直面内的弯矩图，支点反力为

Ⅰ-Ⅰ截面左侧的弯矩为
Ⅰ-Ⅰ截面右侧的弯矩为
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为
④做合成弯矩图
Ⅰ-Ⅰ截面：
87290
102410
Ⅱ-Ⅱ截面：
86676
⑤转矩图T=9.55xx=88576
⑥求当量弯矩
因减速箱单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数
Ⅰ-Ⅰ截面：
Ⅱ-Ⅱ截面：
⑦确定危险截面及校核强度
Ⅰ-Ⅰ截面：
Ⅱ-Ⅱ截面：
满足，所以设计的轴有足够的强度。
同理，Ⅱ轴的尺寸计算如下：
10.2Ⅱ轴的设计计算：
由1可得，，254.84N/m，分度圆直径=183mm，20°，β=10.26°，齿轮轮毂宽度约为55mm。
所以圆周力2785N
径向力1030N
轴向力504N
10.2.1选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件知减速器属小功率，对材料无特殊要求，故选择45钢并经调质处理。由文献[2]表14.7查得强度极限650MPa,再由表14.2得许用弯曲应力60MPa。
10.2.2按扭转强度估算轴径
根据文献[2]表14.1得C=107~118。又由式（14.2）得

考虑到轴的最小端要连接链轮的小轮，会有键槽存在，故将估算直径加大3％~5％，取33.04~37.15mm，取36mm。
10.2.3设计轴的结构并绘制结构草图
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，轴的外伸端连接带轮传动的大轮。
①确定轴上零件的位置与固定方式
要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的左端装入，齿轮的右端用轴肩定位，左端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。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。
原理同Ⅰ轴，②确定各轴段的直径
轴段1) 直径最小，35mm；考虑到要对安装在轴段1) 上的带轮带轮进行定位，轴段2)上应有轴肩，同时为能顺利地在轴段2)上安装轴承，轴段2)必须满足轴承内径的标准，故取轴段2）的直径40mm，用相同的方法确定轴段3）、4）的直径45mm，50mm；为了能方便拆卸轴承，可查的6208型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取48mm。
轴
d1
d2
d3
d4
d5
轴径mm
35
40
45
50
48

③确定各轴段的长度
齿轮轮毂宽度为55mm，为保证齿轮固定可靠，轴段3）的长度应略短于齿轮轮毂宽度，同时由于Ⅰ轴的轴承点距离为118mm，取轴长52mm，为保证齿轮不受离心力的影响，因此在齿轮两端加轴肩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5mm，所以轴段4）的长度取20mm，轴承支点距离=118mm，根据箱体结构及联轴器距轴承要有一定距离的要求，取=75mm，，轴的伸出端要和链传动的小轮相连接，故=80mm。
10.2.4按弯矩合成校核轴径
①画出轴的受力图

②做水平内的弯矩图。支点反力为2785/2=1393N
Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为
③做垂直面内的弯矩图，支点反力为

Ⅰ-Ⅰ截面左侧的弯矩为
Ⅰ-Ⅰ截面右侧的弯矩为
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为
④做合成弯矩图
Ⅰ-Ⅰ截面：
82501
98107
Ⅱ-Ⅱ截面：
82263
⑤转矩图T=9.55xx=254991
⑥求当量弯矩
因减速箱单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数
Ⅰ-Ⅰ截面：
Ⅱ-Ⅱ截面：
⑦确定危险截面及校核强度
Ⅰ-Ⅰ截面：
Ⅱ-Ⅱ截面：
满足，所以设计的轴有足够的强度。
11、轴承的选择
要求轴承寿命：（二十年两般制工作，按每年工作300天，每班工作16个小时）
计算轴承寿命
由文献[2]中表15.2和表15.13
基本额定动负荷
动载荷系数
由文献[2]中表15.12可得载荷系数
当量载荷：

由文献[2]表15.14得温度系数 ， 对球轴承寿命系数

由文献[4]表13.4选取轴承的尺寸如下：
轴承代号
尺寸/mm
d
D
B
30207
30
62
16
30209
40
80
18

12、键的选择
已知条件：
1）Ⅰ轴：轴径 ，89.4N.m。
2）Ⅱ轴：轴径，轴上齿轮毂宽，257.55N.m。
选择类型：选A型键
尺寸选择：
1轴：查表得选b*h=10*8,长的键。
2轴：查表得选b*h=12*8,长和b*h=18*11,长的键
强度验算：
查表得许用挤压应力
键遇键槽接触长度

故此键能安全工作，其他两个键用同样分析也能安全工作
13.、润滑和密封说明
润滑说明：因传动的圆周速度，采用浸油润滑，大、小圆柱齿轮采用飞溅润滑，润滑油使用50号机械润滑油。
密封说明：
在试运转过程中，所有联接面及轴伸处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。
14.箱体、箱盖及附件的设计计算
14.1减速器附伯的选择
通气器：由于是在室内使用，选通气器（一次过滤），采用采用 M12×1.5。 油面指示器：选用游标尺 M12 。
起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳。
放油螺塞：选用外六角油塞及垫片 M12×1.5。
根据《机械设计基础课程设计》表 11-1 选择适当型号：
起盖螺钉型号：GB/T5782-2000
M12×45,材料 5.8
高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×25,材料 5.8 。
低速轴轴承盖上的螺钉：GB5782-2000 M8×25,材料 5.8。
螺栓：GB5782～2000 M16×120，材料 5.8
14.2箱体的主要尺寸
(1)箱座壁厚=0.025×122+1=4.05mm, 取 d =8mm
(2)箱盖壁厚：

（3）箱盖凸缘厚度 ：
(4)箱座凸缘厚度：b=1.25 d=1.25×8=10mm
(5)箱座底凸缘厚度：b1=2.5d=2.5×8=20mm
(6)地脚螺钉直径： =0.036a+12=0.036×122+12=16.392mm 取df=20mm
(7)地脚螺钉数目：n=4 (因为 a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径：d1= 0.75df =0.75×20= 15mm 取 d1=16mm
(9)盖与座连接螺栓直径：d2=(0.5-0.6)=10～12mm 取 d2= 12mm
(10)连接螺栓 d2 的间距：L=100～200mm
(11)轴承端盖螺钉直径：d3=(0.4-0.5)=8～10mm 取 d3= 8mm
(12)检查孔盖螺钉直径：d4=(0.3-0.4)=6～8mm 取 d4=8mm
(13)定位销直径：d=(0.7-0.8)d2=8.4～9.6mm 取 d=8mm
(14) 、d1 、d2 至外箱壁距离 C1=26mm
(15) 、d2 至外箱壁距离 C2=24mm
（16）轴承旁凸台半径 R1=C2=24mm
(17)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
(18)外箱壁至轴承座端面的距离：=58mm
(19)铸造过度尺寸:
(20)大齿轮顶圆与内箱壁的距离：
（21）齿轮端面与内箱壁间的距离：
(22)箱盖、箱座肋厚：

15、参考文献
[1] 任金泉主编.机械设计课程设计.西安：西安交通大学出版社，2002
[2] 陈立德主编.机械设计基础.北京：高等教育出版社，2007
[3] 唐照明主编.机械设计. 西安：西安交通大学出版社，1995
[4] 王多，寇尊全主编.机械设计课程设计.机械工业出版社，2011

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