用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器机械设计基础课程设计.doc
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机械设计基础
课程设计
设计人：
班级：
学号：
指导老师：
设计要求
设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器。
运输机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动。
减速机小批量生产，使用期限10年，两班制工作。
运输带容许速度误差为5%。
环境最高温度35℃。
原始数据
已知条件
数据
输送带工作拉力
Fw=2750N
输送带速度
Vw=1.6m/s
卷筒轴直径
D=350mm
目录
一．确定传动方案
二．选择电动机
（1）选择电动机
（2）计算传动装置的总传动比并分配各级传动比
（3）计算传动装置的运动参数和动力参数
三．传动零件的设计计算
（1）普通V带传动
（2）圆柱齿轮设计
四．低速轴的结构设计
（1）轴的结构设计
（2）确定各轴段的尺寸
（3）确定联轴器的型号
（4）按扭转和弯曲组合进行强度校核
五．高速轴的结构设计
六．键的选择及强度校核
七．选择轴承及计算轴承寿命
八．选择轴承润滑与密封方式
九．箱体及附件的设计
（1）箱体的选择
（2）选择轴承端盖
（3）确定检查孔与孔盖
（4）通气器
（5）油标装置
（6）骡塞
（7）定位销
（8）起吊装置
十．设计小结
十一.参考书目
设计项目
计算及说明
主要结果
一．确定传动方案
二．选择电动机
（1）选择电动机
机械传动装置一般由原动机.传动装置.工作机和机架四部分组成。
单机圆柱齿轮减速器由带传动和齿轮传动组成，根据各种传动的特点，带传动安排在高速级，齿轮传动放在低速级。
传动装置的如图A-1所示
图A-1
1）选择电动机类型和结构形式
根据工作要求和条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，结构形式为卧式封闭结构
2）确定电动机功率
工作机所要的功率Pw（kw）按下式计算
Pw=
式中，Fw=2750,Vw=1.6m/s,带式输送机的效率w=0.95，代入上式得：
Pw=Kw=4.63Kw
电动机所需功率Po（Kw）按下式计算
Po=
Pw=4.63Kw
（2）计算传动装置的总传动比并分配各级传动比
（3）计算传动装置的运动参数和动力参数
三．传动零件的设计计算
（1）普通V带传动
1）计算功率
2）选择V带类型
3）确定V带基准直径
4）验算带速
5）确定带的基准长度Ld和实际中心距
6）验算小带轮包角
7）确定V带根数
8）计算初拉力
9）计算对轴的压力
（2）圆柱齿轮设计
1）选择材料及精度等级
2）按齿面接触疲劳强度设计计算及许用应力
3）确定齿轮的参数及计算主要尺寸
4）验算齿根的弯曲疲劳强度
5）验算齿轮圆周速度
四．低速轴的结构设计
1）轴的结构设计
（2）确定各轴的尺寸
（3）确定联轴器
（4）按扭转和弯曲组合
五、高速轴的结构设计
六、键的选择及强度校核
七、选择轴承及计算轴承寿命
八、选择轴承润滑与密封方式
九、箱体及附件的设计
（1）箱体的选择
（2）选择轴承端盖
、（3）确定检查孔与孔盖
（4）通气器
（5）油标装置
（6）螺塞
（7）定位销
（8）起吊装置
十、设计小结
十一、参考书目
式中，为电动机到滚筒工作轴的传动装置总效率，根据传动特点，由表2-4查得：
V带传动带=0.96，一对齿轮传动齿轮=0.97，一对滚动轴承轴承=0.99，弹性联轴器联轴器=0.99，因此总效率=带齿轮轴承联轴器，即
=带齿轮轴承联轴器=0.96=0.904
Po==Kw=5.12Kw
确定电动机额定功率Pm（Kw）,使Pm=（1~1.3）Po=5.12（1~1.3）=5.12~6.66Kw，查表2-1取Pm=5.5Kw
3）确定电动机转速
工作机卷筒轴的转速nw为
nw==
根据表2-3推存的各类转动比范围，取V带转动比i带=2~4，一级齿轮减速器i齿轮=3~5，传动装置的总传动比i总=6~20，故电动机的转速可取范围为
nm=i总nm=（6~20）84.93=509.58~1698.6r/min
符合此转速要求的同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min三种，考虑综合因素，查表2-1，选择同步转速为1000r/min的Y系列电动机Y132M2-6,其满载转速为nm=960r/min
电动机的参数见表A-1。
型号
额定功率
/Kw
满载转速
/（r/min）
额定功率
最大转速
Y132M2-6
5.5
960
2.0
1）传动装置的总传动比为
i总=nm/nw=960/84.93=11.3
2）分配各级传动比
为了符合各级传动形式的工作条件特点和结构紧凑，必须使各级传动比都在各自的合理范围内，且使各自传动件尺寸协调合理均称，传动装置总体尺寸紧凑，重量最小，齿轮浸油深度合理
本传动装置由带传动和齿轮传动组成，因i总=i带i齿轮，为使减速器部分设计方便，取齿轮传动比i齿轮=4.3，则带传动的传动比为i带=i总/i齿轮=12.57/4.19=2.63
1）各轴转速
轴
Ⅱ轴
滚筒轴
2）各轴功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
滚筒轴
2）各轴转轴
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
滚筒轴
根据以上计算列出本传动装置的运动参数和动力参数数据表，见表A-2
A-2
参数
轴号
电动机轴
I轴
II轴
III轴
转速n（r/min）
960
365.02
84.89
84.89
功率P（kw）
5.12
4.92
4.72
4.21
转矩T（N.mm）
50933
128596
531010
520443
传动比i
2.63
4.3
1
效率
0.96
0.96
0.98
本题目高速级采用普通V带传动，应根据已知的减速器参数确定带的型号，根数和长度，确定带传动的中心距，初拉力及张紧装置，确定大小带轮的直径，材料，结构尺寸队内容
带传动的计算参数见表A-3
表A-3
项目
参数
5.12
960
2.63
根据工作条件，查教材表6-7取
由，，查教材图6-8，因处于A-B的中间区域，可同时选择A-B两种带型来计算，最后根据计算结果来分析选择
查教材表6-4可取：
A型带取,取滑动率
取
B型带取,取滑动率
取
A型带
带速在5~25m/s范围内，合适
B型带
A型带
因没有给定中心距的尺寸范围，按公式计算中心距252mm<<720mm
取=500mm
B型带
中心距范围：
350mm<<1000mm
取=700mm
A型带
计算V带基准长度
=mm
=1578mm
查教材表6-3取标准值Ld=1600mm
计算实际中心距
考虑安装，调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调节范围，调节范围为
B型带
计算V带基准长度
=mm
=2202.29mm
查教材表6-3取标准值Ld=2240mm
计算实际中心距
考虑安装，调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调节范围，调节范围为
A型带
合适
B型带
合适
A型带
查教材表6-5，单根V带的额定功率（插值法计算，），（插值法计算）;查教材表6-10；，查教材表6-11，
因大于6，应取Z=7根
B型带
与A型带类似，可查得：
，，
，带入公式计算得Z=2.25，取Z=3根
根据以上两种计算结果，A型带根数较多，选B型带合理
查普通V带单位长度质量表6-2，B型带Q=0.17Kg/m
已知齿轮传动的参数，见表A-5
齿轮相对于轴承为对称布置，单向运转，输送机的工作状态应为轻微冲击表A-5
项目
参数
4.92
365.02
4.3
考虑是普通减速器，无特殊的要求，故采用软齿轮面传动。
由表7-4，选大.小齿轮的材料和热处理方式为
小齿轮：
45钢，调质处理，硬度为240HBS（比大齿轮高25~50HBS）。
大齿轮：
45钢，正火处理，硬度为200HBS。
查表7-5知，初取齿轮传动精度等级为8级。
该齿轮传动属闭式软齿轮面，针对齿面点蚀，先按齿面接触疲劳强度计算几何尺寸，然后按齿根弯曲疲劳校核。
由式（7-19）求小齿轮分度圆直径，即
查表7-6取载荷系数K，K=1.2.
查表7-7取齿宽系数，齿轮相对于轴承对称布置，两齿轮均软齿轮面故=1。
小齿轮传递的转矩为
材料的弹性系数，两齿轮均为钢，查表7-8，得=189.8，
许用接触应力，齿轮材料为45钢，调质和正火，据此查表得，
小齿轮：
硬度为240HBS，=460Mpa
大齿轮：
硬度为200HBS，=460Mpa
取较小值和其他参数代入公式，可初算小齿轮的分度圆直径为
=
1.确定齿数
对于软齿轮闭式传动，值一般在20～40之间，取=25,=i==105，
根据实际传动比验算传动比误差，即
％（在内，允许）
2.确定模数
===2.95mm，取m=3
3.确定中心距
初算中心距=
=（25+105）3mm=195
4.计算主要几何尺寸
分度圆尺寸
齿顶圆尺寸
齿轮宽度
取大齿轮齿宽，小齿轮齿宽
查教材图7-10得：
复合齿系数；
齿根弯曲强度足够
课程设计一般是先涉及低速轴，把低速轴设计出来后根据低速轴的长度尺寸就可确定箱体的宽度等尺寸，故先设计低速轴。
低速轴的参数见表A-6
表A-6
项目
参数
4.72
84.89
⑴轴上零件的布置
对于单级减速器，低速轴上安装一个齿轮、一个联轴器，齿轮安装在箱体的中间位置；两个轴承安装在箱体的轴承座孔内，相对于齿轮对称布置；联轴器安装在箱体的外面一侧。
为保证齿轮的轴相位置，还应在齿轮和轴之间加一个套筒
⑵零件的装拆顺序
轴上的主要零件是齿轮，齿轮的安装可以从左侧装拆，也可以从右侧拆装。
本题目从方便加工的角度选轴上的零件从轴的右侧装拆，齿轮、套筒、轴承、轴承盖、联轴器一次从轴的右侧装入，左端的轴承从左端装入
⑶轴的结构设计
为便于轴上零件的安装，把轴设计为阶梯轴，后段轴的直径大于前段轴的直径，低速轴的具体设计如下
轴段①安装联轴器，用键周向固定
轴段②高于轴段①形成轴肩，用来定位联轴器
轴段③高于轴段②，方便安装轴承
轴段④高于轴段③，方便安装齿轮；齿轮在轴段④上用键周向固定
轴段⑤高于轴段④形成轴环，用来定位齿轮
轴断⑦直径应和轴段③直径相同，以使左右两端轴承型号一致。
轴段⑥高于轴段⑦形成轴肩，用来定位轴承；轴段⑥高于轴段⑦的部分取决与轴承标准
轴段⑤与轴段⑥高低没有什么直接的影响，只是一般的轴身连接
低速轴的结构如图A-2所示
⑴各轴段的直径
因本减速器为一般常规用减速器，轴的材料无特殊要求，故选用45钢查教材表11-5；45钢的A=118~107
代入设计公式
=（118~107）mm=45.04~40.84mm
考虑该轴上有一个键槽，故应该将轴径增大5%，即d=（40.84~45.04）mm=42.88~47.29mm
轴段①的直径确定为=45mm
轴段②的直径应在的基础上加上两倍的定位轴肩高度。
这里取定位轴肩高度=（0.07~0.01）=4.5m即=+2=45mm+2，考虑该轴段安装密封槽，故直径还应符合密封圈的标准，取=55mm
轴段③的直径应在的基础上增加两倍的非定位轴肩高度，但应该轴段要安装滚动轴承，故其直径要与滚动轴内经相符合。
这里取=60mm同一根轴上的两个轴承，在一般情况下应取同一型号，故安装滚动轴承处的直径相同，即==60mm
轴段④上安装齿轮，为安装齿轮方便，取=63mm
轴段⑤的直径=+2，是定位轴环的高度，取=6mm，即=63mm+2
轴段⑥的直径应根据所用的轴承类型即型号查轴承标准取得，预选该轴段用6312轴承（深沟球轴承，轴承数据见附录B），查得=72mm
2各轴段的长度
注：
课程设计时，在确定出各轴段的直径后，就应该进入画图阶段，要边计算边画图，边画图边计算。
一般从图5-2开始画起，确定轴的长度时要先确定箱体的结构。
例如，轴段2，轴段3的长度只有在确定了箱体的结构，润滑方式等才能确定各自的长度。
轴段6的长度要先确定箱体的润滑方式才能确定，轴段1的长度由所选的联轴器来确定。
这个阶段也就是非标准图设计阶段
为后面进行轴段的强度校核方便，本例按常规给出各轴段的长度，确定方法如图3-3所示，具体确定过程略。
课程设计时一定要先画图，先确定有关箱体，润滑方式等，参考例3-1中确定长度的方法确定轴的长度尺寸，并在说明书中详细写出确定依据和步骤
为了补偿由于制造，安装等的误差及两轴线的偏移，优先考虑弹性套柱销联轴器，根据安装联轴器轴段的直径，查附录F选联轴器型号为TL7，联轴器安装长度L=84mm
因本例转速较低，最后确定轴承润滑方式为脂润滑，，故此处按脂润滑确定轴的长度。
取轴承距箱体内壁的距离为10mm。
课程设计时应根据实际情况确定
根据轴的结构需要，各轴段长度确定如下：
轴段⑥、⑦之间的砂轮越程槽包含在段轴⑦的长度之内
低速轴轴承的支点之间距离为
1）绘制轴的计算简图
为计算轴的强度，应将载荷简化处理，直齿圆柱齿轮，其受力可分解为圆周力F。
径向力F.两端轴承可简化为一端活动铰链，一端固定铰链，如图A-3b所示。
为计算方便，选择两个危险截面1-1、2-2、1-1危险截面选择安装齿轮的轴段的中心位置，位于两个支点的中间，距B支座的距离为134/2mm=68mm；2-2危险截面选择在轴段4和轴段3的截面处，距B支座的距离为20/2mm+27mm+2mm=39mm
2）计算轴上的作用力
从动轮的转矩T=318939N.mm
图A-3轴的强度计算
齿轮分度圆直径=324mm
齿轮的圆周力
齿轮的径向力
3）计算支反力及弯矩
①计算垂直平面内的支反力及弯矩
a.求支反力：
对称布置，只受一个力，故
b.求垂直平面的弯矩
②计算水平面内的支反力及弯矩
a.求支反力：
对称布置，只受一个力，故
b.求水平面的弯矩
③求各截面的合成弯矩
I-I截面：
II-II截面：
④计算转矩
T=318933N.mm
⑤确定危险截面及校核其强度
按弯扭组合计算时，转矩按脉动循环变化考虑，取：
a=0.6.按两个危险截面校核：
I-I截面：
II-II截面：
查表得。
，均小于，故轴的强度满足要求
高速轴的设计主要是设计各轴的直径，为设计俯视图做准备。
有些轴段的长度可以根据轴上的零件来确定；有些周段的长度在确定低速轴处的箱体后，取箱体内壁为一直线就可确定
经设计，高速轴可以做成单独的轴而不是齿轮轴。
为使零件稳定和固定，高速轴也为五段，各轴段直径尺寸为：
（去轴承型号为6207）
1）选择键的尺寸
低速轴上在段轴①和段轴④两处各装一个键，按一般使用情况选择采用A型普通平键连接，差教材选取键的参数，见表A-7
表A-7
段轴①
段轴②
标记为：
键1：
GB/T1096键14X9X65
键2：
GB/T1096键18X11X55
2）校核键的强度
轴段①上安装联轴器，联轴器的材料为铸铁，载荷性质为轻微冲击，查教材表11-8
轴段④上安装齿轮，齿轮的材料为钢，载荷性质为轻微冲击，
静联接校核挤压强度：
轴段①：
，计算应力略大于许用应力
轴段④：
所以键连接满足要求
1）轴承型号的选择
高速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号为6208
低速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号为6312
2）轴承寿命计算
高速轴：
高速轴的外端安装有带轮，中间安装有齿轮，要计算轴承的寿命，就要先求出轴承支座的支反力，进一步求出轴承的当量动载荷然后计算轴承的寿命
画出高速轴的受力分析图并确定指点之间的距离见图A-5，带轮安装在轮毂宽L=（1.5~2），为安装带轮处的轴径，即高速轴的长度的第一段轴径，==25mm，L=（1.5~2）X27mm=40.5~54mm，取第一段轴的长度为50mm。
第二段轴的长度取和低速轴的第二段轴长一样的对应关系，但考虑该轴段上的轴承宽度，故取该轴段的长度为49mm，带轮中心到轴承A支点的距离45/2+40+17/2mm=83mm。
高速轴两轴承之间的支点距离为原低速轴的两支点的距离减去两轴承宽度之差，应为152mm-4mm=148mm，因对称布置，故148mm/2=74mm
高速轴上的齿轮的受力和低速轴的力大小相等，方向相反，即：
N，N
注：
高速轴上安装有带轮，带对轴的压力N作用在高速轴上，对轴的支反力计算有影响，安装不同，该力对轴的支反力影响不同。
在这里有三种情况，本示例给出三种计算方法，实际计算时可选其中一种
①本实例具体情况不明，故方向不确定，采用在求出齿轮受力引起的支反力后直接和该压力引起的支反力相加来确定轴承最后的受力
因齿轮相对于轴承对称布置，A、B支座的支反力数值一样，故只计算一边即可。
求轴承A处支反力：
水平平面：
垂直平面：
求合力：
考虑到带的压力对轴承支反力的影响，因方向不定，以最不利因素考虑：
=0
=0
轴承受到的最大力为
正常使用情况，差教材表10-7和10-9得：
，，，查附录B：
轴承6207
的基本额定动载荷C=25.5kN，代入公式：
②假设带对轴的压力作用如图A-5所示，和作用在同一平面，求轴承A处支反力：
水平平面：
垂直平面：
，
=
求轴承处B处支反力：
水平平面：
垂直平面：
还有一种计算方法：
，
，说明原假设方向反了，应该方向向上
比较轴承A处和轴承B处的受力情况，可以看出轴承A处的受力较大，轴承寿命以A处计算即可，轴承的当量动载荷
正常使用情况，，,,查附录B轴承6207的基本额定动载荷C=25.5，代入公式：
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