机械设计课程设计-一级减速器设计-(10).doc

课 程 设 计 说 明 书

课程名称： 一级圆柱直齿轮减速器
设计题目：带式输送机传动装置的设计

《机械设计》课程设计

设计题目：带式输送机传动装置的设计

内装：1. 设计计算说明书一份
2. 减速器装配图一张（A1）
3. 轴零件图一张（A3）
4. 齿轮零件图一张（A3）

课 程 设 计 任 务 书

目 录

机械设计课程设计计算说明书
1.
一、课 程 设 计 任 务 书…………………………………
二、摘要和关键词……………………………………………
2.
一、传动方案拟定………………………………………………
各部件选择、设计计算、校核
二、电动机选择…………………………………………………
三、计算总传动比及分配各级的传动比………………………
四、运动参数及动力参数计算…………………………………
五、传动零件的设计计算………………………………………
六、轴的设计计算………………………………………………
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………………
八、键联接的选择及校核计算…………………………………
九、箱体设计……………………………………………………

课 程 设 计 任 务 书
设计题目
带式输送机传动装置的设计
学生姓名
石磊
所在院系
应用工程系
专业、年级、班
机电092班
设计要求：
输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限8年，小批量生产。允许输送带速度误差为±3％。
输送带拉力F= 5.2kN；输送带速度V=1.6m/s ；滚筒直径D=420mm；每日工作小时 H=16 。
学生应完成的工作：

1．编写设计计算说明书一份。
2．减速器部件装配图一张；
3．绘制轴和齿轮零件图各一张。

参考文献阅读：

1.《机械设计》课程设计指导书
2.《机械设计》图册
3.《机械设计手册》
4.《机械设计》
工作计划：
1. 设计准备工作
2. 总体设计及传动件的设计计算
3. 装配草图及装配图的绘制
4. 零件图的绘制
5. 编写设计说明书
任务下达日期： 2010 年 9 月 30 日
任务完成日期： 2010 年 10 月 13 日

计算过程及计算说明
一、 传动方案拟定

（1） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清洁。

（2） 原始数据：输送带拉力F= 5.2kN；输送带速度V=1.6m/s ；滚筒直径D=420mm；每日工作小时 H=16 。允许输送带速度误差为±3％
二、电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.993×0.96×0.99×0.98
=0.87

(2)电机所需的工作功率：
P工作=FV/（1000η总）
=5200×1.6/（1000×0.87）
=9.56KW

3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×1.6/π×420
=72.79r/min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3—5。取V带传动比I’12—4，则总传动比理时范围为 I’a=6—20。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒
n筒=（6~20）×72.59=（436.74—1455.8）r/min
符合这一范围的同步转速有750 r/min和1000 r/min

根据容量和转速，由有关手册查出有2种适用的电动机型号：因此有2种传支比方案：由《机械设计手册》查得。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。

4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160L-8
。
其主要性能：额定功率11kw：11同步转速 1000 r/min满载转速970r/min，

三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=970/72.59=13.36
2、分配各级伟动比
（1） 据指导书P7表1，取齿轮i带=2.8（V带传动比I’1=2~4合理）
（2） ∵i总=i齿轮×i带
∴i齿轮=i总/i带=13.36/2.8=4.8

四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=970r/min
nII=nI/i带=970/2.8=346.43(r/min)
nIII=nII/i齿轮=346.43/4.8=72.17(r/min)

2、 计算各轴的功率（KW）
PI=P工作×η带=9.56×0.96=9.18KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=9.18×0.99×0.96=8.72KW
PIII=PII×η轴承×η联轴器=8.72×0.99×0.99=8.55KW

3、 计算各轴扭矩（N·mm）
T工作=9550×9.56/970=94.12 N·mm
TI= T工作×η带×i带=94.12×2.8×0.96=252.99N·m
TII= TI×i齿轮×η轴承×η齿轮
=252.99×4.88×0.99×0.96=1154.12 N·m
TIII=TII×η轴承×η联轴器
=1154.12×0.99×0.99=1131.15 N·m

五、传动零件的设计计算
1.确定计算功率PC
由课本表8-7得：kA=1.1
PC=KAP=1.1×11=12.1KW
2.选择V带的带型
根据PC、n1由课本图8-10得：选用B型
。
1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=140mm。
2）计算大齿轮的基准直径。根据课本式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2
dd2=i带·dd1=2.8×140=392mm
由课本表8-8，圆整为dd2=400mm
3.确定带长和中心矩
1）根据课本式（8-20），初定中心距a0=1000mm
2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度
Ld0≈2a0+π(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0）
=2×1000+3.14×（140+400）/2+（400-140）2/（4×1000）≈2863.9mm
由课本表8-2选带的基准长度Ld=2800mm
按课本式（8-23）实际中心距a。
a≈a0+（Ld- Ld0）/2=1000+（140.79）/2=1070mm
4.验算小带轮上的包角α1
α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30
=1800-（400-140）/1070×57.30
=159.020>900（适用）

6. 确定带的根数z
1）计算单根V带的额定功率pr。
由dd1=140mm和n1=970r/min根据课本表4-6得
P0=2.66KW
根据n1=970r/min，i带=2.8和B型带，查课本表（5-6）得△P0=0.3KW
根据课本表4-7得Ka=0.95
根据课本表4-2得KL=1.1
计算V带的根数z
由课本P83式（5-12）
Z= P工作/（（P0+△P0）×Ka×KL）=9.56/（（2.66+0.3）×1.1×0.95）=3.09
圆整为4根

2、齿轮传动的设计计算
1选定齿轮材料及精度等级及齿数
1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。
2）材料选择。由表课本表10-1选择小齿轮和大齿轮材料为45钢（调质）硬度为280HBS。
3）选小齿轮齿数 z1=22，大齿轮齿数z2=22×4.8=106，
2按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式（10-9a）
d1≥2.8(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3
(1)确定公式内的各计算数值
1） 试选载荷系数Kt=1.1
2） 计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106×P1/n1
=95.5×106×9.18/346.43=25306.4N·mm
d1≥2.8(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3=44
3)由课本tu 10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 1=530MPa；打齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 2=490MPa；

3）计算齿宽b。
b=φdd1=1.1×44mm=48.4mm 取b2=50 mm; b1=b2 +（5~10mm）=55 mm

4） 计算模数。
模数：m=d1/Z1=43.8/22=1.99mm 查表5-1取标准模数 m=2
5） 查取应力校正系数
由课本表5—9查得 YSa1=4.21 YSa2=3.99
6）齿形系数
解得齿形系数为13.07 MPa
7）许用弯曲
解得许用弯曲为12.39 MPa
所以弯曲疲劳强度足够

4.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径 d1= z1m=22×2=46mm
d2= z1m=106×2 =212mm
（2）计算中心距 a=（d1+ d2）/2=（46+212）/2=131mm
（3）计算齿轮宽度 b=φdd1=1.1×44mm=48.4mm
取b2=50 mm; b1=b2 +（5~10mm）=55 mm
六、轴的设计计算
输出轴的设计计算
两轴输出轴上的功率P、转数n和转矩T
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=970r/min
nII=nI/i带=970/2.8=346.43(r/min)
nIII=nII/i齿轮=346.43/4.8=72.17(r/min)

2． 计算各轴的功率（KW）
PI=P工作×η带=9.56×0.96=9.18KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=9.18×0.99×0.96=8.72KW
PIII=PII×η轴承×η联轴器=8.72×0.99×0.99=8.55KW

3.计算各轴扭矩（N·mm）
T工作=9550×9.56/970=94.12 N·mm
TI= T工作×η带×i带=94.12×2.8×0.96=252.99N·m
TII= TI×i齿轮×η轴承×η齿轮
=252.99×4.88×0.99×0.96=1154.12 N·m
TIII=TII×η轴承×η联轴器
=1154.12×0.99×0.99=1131.15 N·m
4、初步确定轴的最小直径
mm 则取35mm
mm 则取50mm
5、联轴器的选择
为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT2,查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则
按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩条件，查《机械设计手册》，选用LT8型弹性柱销联轴器，。联轴器的孔径d1=50mm，半联轴器长度L=84mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=112mm。
6、轴承的选择
初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0基本轴隙组、标准京都记得深沟球轴承代号6012，其尺寸d×D×B=60mm×95mm×18mm。
7、轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由课本表6-1查得平键截面b×h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12mm×8mm×50mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6.
8、确定轴上圆角尺寸
参考课本表15-2，取轴端倒角为2×45°。
9、求轴上的载荷
1轴

2轴
按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据课本式（15-5）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力
σca1=[M12+（αT1）2] 1/2/W=[81263.382+（0.6×100871）2] 1/2/（1×843）
=0.29MPa
σca2=[M12+（αT2）2] 1/2/W=[76462.382+（0.6×397656）2] 1/2/33656.9
=6.28 MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由课本表15-1查得[σ-1]=60MPa。因此σca1＜σca2＜[σ-1]，故安全。
七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×360×10=576000小时

1、计算输入轴承
（1）已知nI=417.39r/min nII=108.13r/min

(2)计算当量载荷P1、P2

根据课本P263表（11-9）取f P=1.5
根据课本P262（11-6）式得
PI=fPxFr1=1.5×(1×1039)=1558.5N
PII=fPxFr2=1.5×(1×977.5)=1466.25 N
(3)轴承寿命计算
∵深沟球轴承ε=3
Lh=106C3/(60nP3)
Lh1=106C3/(60nP13)=106×[44.8×106] 3/[60×320×(1.5×1558.5) 3]
=3.67×1014h>57600h
Lh2=106C3/(60nP23)=106×[44.8×106] 3/[60×70.8×(1.5×1466.25) 3]
=1.99×1015h>57600h
∴预期寿命足够
八、键联接的选择及校核计算

由课本式（6-1）
σp=2T×103/（kld）

确定上式中各系数

TI=100.871N·m
TII=397.656N·m

k1=0.5h1=0.5×12mm=6mm
k2=0.5h2=0.5×8mm=4mm

l1=L1-b1=63mm-12mm=51mm
l2=L2-b2=50mm-12mm=38mm

d1=70mm
d2=38mm

σp1=2TI×103/（k1l1d1）=2×74.22×103/（6×51×70）
=6.93MPa
σp2=2TII×103/（k2l2d2）=2×315.51×103/（4×38×38）
=109.24 MPa

由课本表6-2[σp]=100-120
所以σp1≤[σp] σp2≤[σp] 满足要求

九、箱体设计

名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
9
机盖壁厚
δ1
9
机座凸缘厚度
b
13
机盖凸缘厚度
b1
13
机座底凸缘厚度
b2
22
地脚螺钉直径
df
22
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
16
机盖与机座联接螺栓直径
d2
12
联轴器螺栓d2的间距
l
150
轴承端盖螺钉直径
d3
8
窥视孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
d
8
df，d1, d2至外机壁距离
C1
26, 22, 16
df， d2至凸缘边缘距离
C2
25, 15
轴承旁凸台半径
R1
24
凸台高度

h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
60
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
10
齿轮端面与内机壁距离
△2
10
机盖、机座肋厚
m1 ,m
7， 7
轴承端盖外径
D2
160， 160
轴承端盖凸缘厚度
t
8
轴承旁联接螺栓距离

s
尽量靠近，以Md1和Md2互不
干涉为准，一般s=D2

η总=0.87

P工作=9.56KW

n滚筒
=72.79r/min

电动机型号
Y160L-8

i总=13.36
据手册得
i齿轮=4.8
i带 =2.8

nI =970r/min
nII=346.43r/min
nIII=72.17r/min

PI=9.18KW
PII=8.72KW
PIII=8.55KW

TI=94.12N·m
TII=252.99N·m TIII=1154.12N·m

dd2=392mm
取标准值
dd2=400mm

Ld=2800mm

取a0=1000

Z=4

i齿=4.8
Z1=22
Z2=106
T1=25603.4N·mm

αHlimZ1=530Mpa
αHlimZ2=490Mpa

d1=44mm

m=2mm

d1=46mm
d2=212mm
a=131mm
B2=55mm
B1=50mm

dmin2=50mm
dmin1=35mm

深沟球轴承213，其尺寸d×D×T=65mm×120mm×23mm

σca1=0.27MPa

σca2=5.96MPa

轴承预计寿命
576000h

f P=1.5

PI=1558.5N
PII=1466.25 N

Lh1=3.67×1014h
Lh2=1.99×1015h

k1=6mm
k2=4mm

l1= 51mm
l2=38mm

d1=70mm
d2=38mm

σp1=6.93MPa

σp2=109.24 MPa

[σp]=100-120

参考资料

1.李海平主编.机械设计基础课程设计.北京：机械工业出版社，2010
2.任成高主编.机械设计基础.北京：机械工业出版社，2006
3.朱龙根主编.简明机械零件设计手册.北京：机械工业出版社， 1997.11
4.钱可强主编.机械制图.北京：高等教育出版社，2007.5