毕业设计论文：带式运输机的一级圆柱齿轮减速器Word文件下载.doc
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B11
B12
带拉力KN
5
6
7
带速度m/s
2.1
2.2
2.3
2.4
筒直径mm
180
200
220
B13
B14
B15
B16
B17
B18
B19
B20
B21
B22
B23
B24
8
B25
B26
B27
B28
B29
B30
B31
B32
B33
B34
B35
B36
240
260
工作条件：
连续单向运转，工作时有轻微振动，两班制工作（16小时/天），
5年大修，运输速度允许误差为。
课程设计内容：
1）传动装置的总体设计。
2）传动件及支承的设计计算。
3）减速器装配图及零件工作图。
4）设计计算说明书编写。
每个学生应完成：
（1）部件装配图一张（三视图，A1图纸）。
（2）零件工作图两张（A3图纸，高速轴、低速级大齿轮）
自选项。
（3）设计计算说明书一份（30页左右）。
第B35组数据：
带拉力（kN）8
运输机带速度V/（m/s）2.3
卷筒直径D/mm260
已给方案：
外传动机构为带传动，减速器为单级圆柱齿轮减速器。
传动方案：
（上面已给定）
1）外传动为带传动。
2）减速器为单级圆柱齿轮减速器。
3）方案简图如下：
1.2该方案的优缺点
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于中小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。
减速器为一级圆柱齿轮减速器，原动机部分为Y系列三相交流异步电动机，减速器低速轴与工作机轴连接用的联轴器选用凸缘联轴器，滚动轴承选用深沟球轴承等。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
第2部分电动机的选择
2.1原动机选择
传动装置总效率：
=0.97
（见机械设计课程设计第94页，表10-2）
为Ⅰ轴轴承效率为齿轮传动效率为Ⅱ轴轴承效率为联轴器效率为卷筒效率
电动机的输出功率：
其中PW为工作机（即输送带）所需功率
（卷筒转速）
取
根据根据机械设计课程设计指导书表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3～6，取普通V带传送的传动比范围2～4。
则总传动比理论范围为：
＝6～24。
故电动机转速的可选范为:
=×
=（6～24）×
169=1014～4056r/min
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选择电动机为Y180L-4型，同步转速1500r/min，满载转速1470r/min。
（见机械设计课程设计第210页，表19-1）
技术数据：
额定功率（kW）22满载转矩（）1470额定转矩（）2.0最大转矩（）2.2
2.2电动机的外型尺寸（mm）
A：
279B：
279C：
121D：
48E：
110F：
14G：
42.5H：
180K：
15AB：
355AC：
360AD：
285HD：
430BB：
349L：
710（参考机械设计课程设计第209页表19-1）
第3部分计算减速器总传动比及分配各级的传动比
3.1减速器总传动比
3.1.1各级传动比分配
（机械设计课程设计指导书第7页，表1）
初定：
（带传动）
（单级减速器）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数:
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及
，......为相邻两轴间的传动比
，......为相邻两轴的传动效率
，......为各轴的输入功率（KW）
，......为各轴的输入转矩（N·
m）
......为各轴的输入转矩（r/min）
（1）计算各轴的转数：
Ⅰ轴：
=/=1470/2.9=507r/min
为发动机满载转速，为电动机至I轴传动比。
Ⅱ轴：
=/=507/3=169r/min
卷筒轴：
==169r/min
（2）计算各轴的输入功率：
=22×
0.96=21.12kW
=21.12×
0.99×
0.97=20.28kW
PⅢ=PⅡ×
η23=20.28×
0.99=19.88kW
（3）计算各轴的输入转矩：
电动机输出电动机轴输入转矩为：
Td=9550·
Pd/nm=9550×
22/1470=142.9N·
m
==142.9×
2.9×
0.96=397.8N·
m
Ⅱ轴:
TⅡ=TⅠ×
η12=TⅠ×
×
η2×
η3
=397.8×
3×
0.97×
0.99=1146.0N·
卷筒轴输入轴转矩：
TⅢ=TⅡ·
η5·
η6=1146.00.990.99=1123.2N·
（3）计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：
0.99=20.9kW
=PⅡ×
η轴承=20.28×
0.99=20.1kW
P´
Ⅲ=PⅢ×
=19.88×
0.99=19.68kW
（4）计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率：
则：
T´
d=9550·
Pd/nm×
η1=9550×
22/1470×
0.96=137.2N·
=397.8×
0.99=393.8N·
=1146.0×
0.96=1100.2N·
Ⅲ=TⅢ×
=1123.2×
0.99=1111.97N·
综合以上数据，得表如下：
轴名
效率
转矩T（N·
转速n
传动比i
P（KW）
r/min
η
输入
输出
电动机轴
22
137.2
1470
2.9
0.96
Ⅰ轴
21.12
20.9
397.8
393.8
507
3
Ⅱ轴
20.28
20.1
1146.0
1100.2
169
0.98
卷筒轴
19.88
19.68
1123.2
1111.97
第4部分各齿轮的设计计算
4.1齿轮设计步骤
（1）按原理图所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选8级精度。
（教材第168页，表11-2）
小齿轮与大齿轮均选软齿面，小齿轮的材料为45钢调质，其硬度为HBS1=197～286,取为250MPa，接触疲劳极限取590MPa，弯曲疲劳极限取450MPa。
大齿轮应比小齿轮硬度低，选用45号钢正火，其硬度为HBS2=156～217，取210HBS，接触疲劳极限取380MPa，弯曲疲劳极限取320MPa。
由教材表11-5，取SH=1.1，SF=1.3。
（2）按齿面接触强度设计
设齿轮按8级精度制造。
取载荷系数K=1.5（表11-3），齿宽系数（表11-6）小齿轮上的转矩
取（表11-4）
齿数取
模数
齿宽按表4-1取m=4mm,实际的
中心距
（3）验算轮齿弯曲强度
齿形系数
由式（11-5）
（4）齿轮的圆周速度
对照表11-2可知选用8级精度是合适的。
总结:
直齿圆柱齿轮：
第5部分轴的设计计算及校核计算
5.1从动轴设计
1、选择轴的材料，确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。
查教材表14-1知
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
按扭转强度初估轴的直径,查教材表14-2得c=118～107,取c=112则:
从动轴：
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，
3、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，绘制轴系结构草图：
1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段4—套筒6—密封盖7—轴端挡圈8—轴承端盖9-轴承端盖10—键11-联轴器
1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查机械设计综合课程设计第111页，表6-63，可得联轴器的型号为:
，GB/T3852—2008
2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。
3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=60mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=65mm齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴承处d3应大于d2，取d3=70mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=75mm。
齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径，满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取
4）选择轴承型号.由机械设计课程设计第130页表13-2，选代号为6214,查机械设计手册可得:
轴承宽度B=24，安装尺寸,选轴肩直径d5=83mm.
5）确定各段轴的长度
Ⅰ段：
d1=60mm长度取L1=110mm
II段:
d2=65mm长度取
III段直径d3=70mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承盖定位初选用6214深沟球轴承，其内径为70mm,宽度为24mm（机械设计课程设计第130页表13-2）。
取轴肩挡圈长为10mm,L3=5+5+10+24=44mm
Ⅳ段直径d4=75mm，此段安装从动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽b=110mm,
Ⅴ段直径d5=83mm.长度L5=12mm
Ⅵ段直径d6=70mm，长度24mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距
（12+6+55+5）×
2=156mm
4、轴的强度校核
按弯矩复合强度计算
从动齿轮分度圆直
1）绘制轴受力简图（如图a）
齿轮所受转矩
作用在齿轮上的圆周力：
Ft=2T/d=
径向力：
Fr=Fttan200=6586.2×
tan200=2397.2N
2）求垂直面的支承反力
求水平面的支承反力
3）由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=1198.6×
78×
=93.5N·
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=2489×
=194N·
4）绘制垂直面弯矩图（如图b）
绘制水平面弯矩图（如图c）
5）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（93.52+1942）1/2=215N·
6）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9550×
（P/n）=1146N·
7）绘制当量弯矩图（如图f）
截面c处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2
=[2152+（0.6×
1146）2]1/2=720N·
8）校核危险截面C的强度
轴的材料选用45钢，调制处理，由表14-1查得，由表14-3查得，则
∴该轴强度足够。
图a--f如下图：
5.2、主动轴的设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。
查表14-1知
初估轴径，按扭转强度初估轴的直径,查表14-2得c=118～107,取c=112则主动轴：
考虑到键槽对轴的削弱，初取
3、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图，草图类似从动轴。
确定轴上零件的位置与固定方式
齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。
4确定轴的各段直径
将估算轴d=37mm作为外伸端直径d1,取第二段直径为d2=42mm
齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴承处d3应大于d2，取d3=47mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=52mm。
齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径，满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=47mm.
选择轴承型号.由机械设计课程设计第130页表13-2，选代号为6210,查机械设计手册可得:
轴承宽度B=20mm，安装尺寸取轴肩直径d5=60mm.
5确定各段轴的长度
d1=37mm长度取L1=90mm
d2=42mm长度取
III段直径d3=47mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承盖定位初选用6210深沟球轴承，其内径为50mm,宽度为20mm，取轴肩挡圈长为10mm
L3=5+10+20+5=40mm
Ⅳ段直径d4=52mm，此段安装主动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽b=115mm,
Ⅴ段直径d5=60mm.长度L5=10mm
Ⅵ段直径，长度22mm
6轴的强度校核
齿轮所受的转矩：
T=9550P/n=9550×
21.12/507=397.8
作用在齿轮上的圆周力：
Ft=2T/d=
径向力：
Fr=Fttan200=6630×
tan200=2413N
该轴两轴承对称，所以
3）由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
MC1=FAyL/2=1206.5×
77.5×
10-3=93.5N·
MC2=FAZL/2=3315×
10-3=256.9N·
4）绘制垂直面弯矩图（如图b）
MC=（MC12+MC22）1/2=（93.52+256.92）1/2=273.4N·
6）绘制扭矩图（如图e）
（P/n）=397.8N·
=[273.42+（0.6×
397.8）2]1/2=362.9N·
图a--f与从动轴各图类似，此图省略。
第6部分滚动轴承的选择及校核计算
6.1从动轴上的轴承
由初选的轴承的型号为:
6214,查表13-2可知:
d=70mm,外径Ｄ=125mm,宽度B=24mm,基本额定动载荷，基本额定静载荷极限转速（油润滑）6000r/min
根据设计条件要求，轴承预计寿命为Lh=5×
300×
16=24000h
轴承基本额定动载荷为
由于轴向力的影响可忽略不计，深沟球轴承只考虑径向载荷,则当量动载荷
所以
因为，所以，故所选轴承适用
6.2主动轴上的轴承
6210,查表13-2可知:
d=50mm,外径Ｄ=90mm,宽度B=20mm,基本额定动载荷，基本额定静载荷极限转速9000r/min
因为，所以，故所选轴承适用。
第7部分键联接的选择及校核计算
7.1根据轴径的尺寸，选择键
键1，主动轴与V带轮连接的键为：
GB/T1096-2003键10×
8×
70
键2，主动轴与小齿轮连接的键为：
GB/T1096-2003键16×
10×
80
键3，从动轴与大齿轮连接的键为：
GB/T1096-2003键20×
12×
90
键4，从动轴与联轴器连接的键为：
GB/T1096-2003键18×
11×
查机械设计基础教材（表10-9）
7.2键的强度校核
键1，GB/T1096-2003键10×
63工作长度
挤压强度
键2，GB/T1096键16×
80工作长度
挤压强度
键3，GB/T1096键20×
90工作长度
挤压强度键4，GB/T1096键18×
90工作长度
第8部分减速器箱体、箱盖及附件的设计计算
（1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。
润滑油也由此注入机体内。
窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
（3）油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。
油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
（4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。
所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内
热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
（5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。
为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。
在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。
对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
（6）定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。
如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
（7）调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。
有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
（8）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
（9）密封装置
在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。
密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
8.2减速器附件的选择
通气器：
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M16×
1.5，参考机械设计课程设计第28页，表4-4。
油面指示器：
选用游标尺M12（GB/T6172-2000）。
参考机械设计课程设计第33页，表4-10。
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M14×
1.5。
机械设计课程设计（JB/ZQ4450-1997）
根据《机械设计课程设计》第112页，表12-2与《机械设计综合课程设计》第89页表选择适当型号：
螺栓：
GB5782～2000M16×
120.
起盖螺钉型号：
GB/T72-1988M12×
45.
高速轴轴承盖上的螺钉：
GB/T72-1988M8×
25.
低速轴轴承盖上的螺钉：
25.
8.3箱体的主要尺寸设计
根据机械设计课程设计第20页，表4-1，可知：
（
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