机械设计基础课程设计说明书

课程设计说明书

机械设计基础 带式单级圆柱齿轮减速器

机械设计基础课程设计

2011年12月15日

二、目录

一、设计任务书……………………………………………………………3 二、传动方案的拟定和说明………………………………………………4 三、传动装置的运动和动力参数计算……………………………………5 四、传动零件的设计计算…………………………………………………6 五、轴的设计计算…………………………………………………………11 六、轴承的选择与计算……………………………………………………15 七、键连接的选择与计算…………………………………………………16 八、联轴器的选择…………………………………………………………17 九、减速器附件的选择……………………………………………………17 十、润滑与密封方式选择、润滑剂选择…………………………………18 十一、设计小结……………………………………………………………18 十二、参考资料……………………………………………………………19 设计题目：带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器 设计小组成员：

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三、设计任务书 青岛滨海学院 机电一体化技术 专业 机械设计基础课程设计任务书

学生姓名： 班级： 学号： 一 设计题目：设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器

给定数据及要求

已知条件：运输带工作拉力F=2200N；运输带工作速度V=1.8m/s允许运输带速度差为±5%）；滚筒直径D=450mm；两班制，连续单项运转，载荷轻微冲击；工作年限5年；环境最高温度35℃；小批量生产。

二 应完成的工作

25.减速器装配图一张；

26.零件工作图1-2张（从动轴、齿轮）； 27.设计说明书一份

系主任： 科室负责人： 指导教师：

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发题日期：2011年11月28日 完成日期：2011年12月24日

四、传动方案的拟定和说明

计算内容 １、工作条件：使用年限5年，工作为两班工作制，载荷平稳， 环境清洁。 ２、原始数据：滚筒圆周力F=2200N；带速V=1.8m/s；滚筒直径 D=450mm； 方案拟定： 采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时 由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求， 结构简单，成本低，使用维护方便。 选择电动机： 1、电动机类型和结构型式：Y系列三相异步电动机 2、电动机容量 根据传动装置总效率及查表2-3得： V带传动=0.96 ；滚动轴承1=0.98；圆柱齿轮传动3=0.97； 弹性联轴器4=0.99；滚筒轴滑动轴承5=0.97。 设计单级圆柱齿轮减速一级带传动： 传动装置的总功率： η总=η带×η轴承2×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.982×0.97×0.99×0.97 =0.85 电机所需的工作功率： Pd=FV/1000η总 =2200×1.8/1000×0.85 =3.36KW

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计算结果 查表得：1=0.96 2=0.98、 =0.97、 43=0.99、5=0.97 =0.85 机械设计基础课程设计

方案 额定功电动机转速电动机 率（kw） （r/min） 传动装置的传动比 Pd=3.36(kw) 5

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型号 1 2 3 Y160M1-8 Y132M1-6 Y112M-4 4 4 4 同步 750 1000 1500 满载 720 960 1440 总传动比 9.42 12.57 18.85 V带传动 3 2.8 3.5 单级减 速器 3.14 4.5 5.385 计算内容 3、电动机的转速已知条件计算驱动滚筒的转速nω,即 n601000计算结果 nw=76.4r/mi 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由 表2-1查得V带传动常用传动比范围i1 =2~4,单级圆柱齿轮传动比 D4506010001.876.4r/min 范围i2 =3~5，则电动机转速可选范围为nd= nω·i1·i2 =458~1528r/min nd 由表中数据可知两个方案均可行，方案1相对价格便宜，方案458～1528r/min 3的传动比较大，传动装置结构尺寸较大，但方案2的传动比较小， 传动装置结构尺寸较小，整体结构更紧凑，价格也可下调，因此采 用方案2，选定电动机的型号为Y132M-6。 初选电动机型号为Y132M-6 4、电动机的技术数据和外形、安装尺寸 由表20-1，20-2查出Y112M-6 型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用（略）。 五、传动装置的运动和动力参数计算

计算内容 计算传动装置传动比和分配各级传动比 1传动装置传动比 inmn96076.412.56 计算结果 i=12.56 2分配各级传动比 取V带传动的传动比i1 =3，则单级圆柱齿轮减速器传动比为 6

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所得i2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比 的常用范围。 传动装置运动及动力参数计算 1、各轴转速 电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴 i13i2i12.56i=4 4 转速为 高速轴1n0=nm=960r/min 低速轴2 nI=n0/i1=960/3≈320 r/min 卷轴nII=nI/i2=376/4.2≈.5r/min 2、各轴输入功率 按电动机额定功率Ped 计算各轴输入功率，即 高速轴1P0=Ped=3.36kw 低速轴2PI=P0ŋ1=3.36x0.96≈3.226kw 卷轴PII=PIŋ2 ŋ3 =3.226x0.98x0.97≈3.066kw 3、各轴转矩 To=9550x P0/n0=9550x3.36/960=33.425N·m TI=9550x PI/nI=9550x3.226/320=96.28N·m TII=9550x PII/nII=9550x3.006/.5=320.75N·m n0=458.1（r/min） =114.53（r/min） =.5r/min n1n2 P0=3.36（KW） PI=3.226（KW） PII=3.066（KW） 六、传动零件的设计计算

计算内容 根据任务书说明，每天工作24小时，载荷平稳，由《工作情 况系数KA》的表7-5查得KA =1.4。则 PI4kw Pd=PI·KA =1.4×4=5.6kW 1． 选择V带的型号

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计算结果 机械设计基础课程设计

根据Pd=5.6 kW和n1=960r/min,由《机械设计基础课程设计》T0=33.42 N·m 图7-17确定选取A型普通V带。 2． 确定带轮直径D1，D2。 T1=96.28N·m 由图7-17可知，A型V带推荐小带轮直径D1=122～140mm。考 虑到带速不宜过低，否则带的根数将要增多，对传动不利。因此确T2=320.75 N·m 定小带轮直径D1=125mm。大带轮直径，由公式D2=iD（1-ε）=367mm 1 (其中ε取0.02) 1) 由查《机械设计基础》表8-3，取 D2=355mm。 2) 计算实际传动比i i=K=1.4 Pd=5.6 D2D1=355125=2.84 3． 检验带速v v=5.9m/s<25m/s 4． 确定带的基准长度 根据公式7—29：0.7（D1+D2）机械设计基础课程设计

功率增量P0=Kan1 (1由表Ka=0.001275 根据传动比i3551252.841Ki) 取a0=500mm Ld=1800mm 查表8.19得Ki=1.1373 11.1373P0=[0.001275*960*(1)=0.147kw a=510.0mm 由表8.4查的带长度修正系数KL=1.01，由图8.11查得包角 系数0.94 zPd(P0P0)KaKL1=155>120合 =5.6(1.3760.147)0.94*1.01=3.87 圆整得z=4 8．确定单根V带出拉力F0查表8.6得单位长度质量q=0.1 F0=500Pdvz(2.5k1)qv 2格 P0=1.376kw) =0.147(kw) KaP0=0.0F0=200.38N 01275 Ki=1.1373 9．计算压轴力 FQ2zF0sin12=1381.1N 10．带轮结构设计 小带轮d1=125mm采用实心结构 大带轮d2=355mm采用孔板式结构 高速级齿轮传动设计 一、选择材料、精度及参数 小齿轮：45钢，调质，HB1 =240 大齿轮：45钢，正火，HB2 =190 1.计算齿轮上的作用力 设高速轴为1，低速轴为2 圆周力：Ft1=2T1/d=10.5N

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取z=4 F0=200.38N FQ1381.1N 8级精度 小齿轮45钢调质 HB1240HBS大齿轮45钢正火 机械设计基础课程设计

Ft2=2T/d=1807.1N 径向力：Fr1=F1t·tana=344.6N Fr2=F2t·tana=404.25N 轴向力为几乎为零 2．按齿面接触疲劳强度设计 d13HB2190HBS 合格 z124 z296 2kTu1zEzHz2() Hdu合格 Kt1) 确定设计公式中各参数 初选载荷系数Kt=1.1 2) 小齿轮传递的转矩 T0=33.42 N·m 3) 选取齿宽系数d查表10.20（P203） 4) 弹性系数zE查表10.12（P186） 5) 小、大齿轮的接触疲劳极限Hlim1、Hlim2（P181） 6) 应力循环次数 NL160n1th601960243655=2.52109 =1.1 T0=33.42 N·m d=1 zE=1.9MPa Hlim1=580Mpa Hlim2=560Mpa NL12.5210 9NL26.310 8 NL2NL1/i6.3108 zN1=0.88 7) 接触寿命系数zN1、zN2查图10.27（P183） 8) 计算许用应力H1 H2 查表10.10（P180）最小安全系数SHmin1 H1=HzN2=0.92 SHmin1 lim1zN1SHmin5800.8815600.921510.4MPa H1=510.4Mpa H2=Hlim2zN2SHmin515.2MPa H2=515.2Mpa Flim1=210Mpa 模数：m=2 齿数：z1=24 z2=96

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齿数比： u=z2/z1=96/24=4 精度等级：选8级（GB10095-88） 齿宽系数Ψd: Ψd =0.83 （推荐取值：0.8~1.4） 齿轮直径：d1=mz1=48mm d2=mz2=192mm 压力角：a=200 齿顶高：ha=m=2mm 齿根高：hf=1.25m≈2.5mm 全齿高：h=(ha+hf)=4.5mm 中心距：a=m(z1+z2)/2=120mm 小齿轮宽：b1=Ψd·d1=0.83×48=39.84mm Flim2=190Mpa YN1=YN2=1 YX=1 F1=279.68Mpa F2=190.08MPa Y=0.70 =2.1YFa1=2.65YFa2大齿轮宽：根据《机械设计基础》P168,为保证全齿宽接触，8 通常使小齿轮较大齿轮宽，因此得：b2=40mm d1=mz12.52050mm d2=mz22.580200mm 1) 齿宽b bdd115050mm b1b2(5~10)mm 4．校核齿根弯曲疲劳强度 FYSa1=1.59,YSa2=2.18 K=1.2 m=2 b120mm b230mm

D120mm D2=22mm D3=25mm 2KT1dmz132YFaYSaYF 1) 确定验算公式中各参数 小大齿轮的弯曲疲劳极限Flim1、Flim2查图10.25（P182） 弯曲寿命系数YN1、YN2查图10.26（P183） 尺寸系数YX 查图5.25（P162） 计算许用弯曲应力F1、F2 查表10.10安全系数SFmin1.3 D4=48mm D5=25mm =29mm =25mm

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FFlimYNYXSFmin L135mm L242mm 重合度系数Y Y 0.751.680.70=0.25+0.750.25 L316mm L412mm L5=40mm L6齿形系数YFa1，YFa2查图10.13（P187 应力修正系数YSa1，YSa2，查图10.14（P187） 2) 校核计算 F116mm 2KT1dmz1532YSa1YFa1= FrA1568.8N 21.11022652.525*2.65*1.59=91Mpa FrB571N 85Mpa F2YFa2YFSa2F1YFa1YSa1912.181.82.651.59 七、轴的设计计算

计算内容 选用45钢 2、估算轴的直径 根据《精密机械设计》P265式(14.2) 69.5510P/nPC3轴的最小直径d3取C=110或[T]=30 0.2[T]n 1、轴的材料 计算得 计算结果 D130mm； d1min≈20mm d2min≈30mm 取 d1=20mm，d2=30mm

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D2=32mm D3=35mm D440mm 机械设计基础课程设计

3、轴的各段轴径 根据《机械设计基础》P302，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取6～10mm。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取1～5mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。 D5D8mm =35mm L160mm L240mm L330mm 按照这些原则高速轴的轴径由小到大分别为：L440mm 20mm,22mm,25mm,29mm,mm29mm,25mm；低速轴的轴径由小到大分别为：30mm,32mm,35mm,40mm,48mm，35mm。 4、轴的各段长度设计 L510mmL6 17mm 带轮宽：35mm 联轴器端：60mm 轴承的厚度 B01=15mm,B02=17mm 根据上面数据，可以确定各段轴长，由小端到大端依次为： 高速轴：35mm,42mm，16mm,12mm,40mm,12mm,16mm 选用轴承合格 低速轴：60mm,40mm,30mm，40mm，10mm,17mm 5、轴的校核计算对于高速轴校核： 垂直面内支点反力：La:28.5带轮中径到轴承距离，Lb：67.5mm 两轴承间距离。 LaLb749.2(28.567.5)1065.5N ·FrAFr Lb67.5 La749.228.5FrBFr316.3N 选用键合格 Lb67.5 校核FrA= Fr+ FrB

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1065.5N=（749.2+316.3）N 类似方法求水平面内支点反力： V带在轴上的载荷可近似地由下式确定： Fz2zF0sinFr Ft Fz Lc La Lb L 12 ； F0——单根V带的张紧力（N） F0500(2.5K1)Pdzvqv2 Pd——计算功率Pd=2.079Kw ; Z——V带的根数；ν=1.8 m·s-1（为带速） Ka——包角修正系数Ka=0.95 q——V带单位长度质量q=0.10（kg·m-1） F0=144.7 Fz=570N FZFtBlc2FZ(Lblc)FtLaL57033.5570(67.567)2058.328.5134.51148N（lc =Lc =67中轴到轴承距离） FtA2FzFtBFt257011482058.32066.3N, M⊥A=Fr·La=21352.2N·mm M⊥B=0 同理求得： M=A=Ft·La=58662.4 N·mm

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M=B=Fz·Lc=38190 N·mm MAM2AM2A21352.258662.42262427.5N·mm MBM2BM2B0381902238190N·mm 已知T=52800N·mm，选用轴的材料为45钢，并经正火处理。其强度极限B=600N·mm-2 ，并查表10-3与其对应的1b=55N· mm-2，0b=95 N·mm-2故可求出 1b0bM2A55950.58 22MvA(T)262427.5(0.5852800)69534.3N·mm 同理得MvB=31098.7 N·mm dM3vA0.1[1b]369534.30.15523.3mm 在结构设计中定出的该处直径dA=25mm,故强度足够。 同理对高速轴的校核中： d=33.2mm, 在结构设计中定出的该处直径d=35mm,故强度足够。 估算轴的基本直径 选用45钢，调质处理，估计直径d100mm由表7.2查得b650MPa查表7.4取C=118， Pn1.88458.1dC3118318.mm所求d应为受扭部分的最细 15

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八、轴承的选择与计算

计算内容 8.1高速轴处 1) 初步计算当量动载荷P 轴承在工作过程中只受径向力PFr1571N 根据条件轴承预计寿命L10h283001048000h 温度系数ft1,载荷系数fp1 计算额定动载荷 fP60n57160458.1Ct(6L10h)(48000)3 6fp10110'1计算结果 =6262.6N 选6206型轴承Cr19500N L10h10660nP(C)h=10660458.1(19500571)3=1449052 h>48000h 8.2高速轴处 计算当量动载荷P 轴承在工作过程中只受径向力PFr28.5N 计算额定动载荷 fP60n8.560114.53Ct(6L10h)(48000)3 6fp10110'1=37.8N 选用6009型轴承Cr21000N L10h10660nP(C)h=10660114.53(210008.5)h=8166904.5h>48000h 3

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九、键连接的选择与计算

计算内容 9.1高速轴处 计算结果 轴段直径为20mm轴长为48，选用A型平键 66 选用键合格 （GB1905-1990,GB1906-1990） 键长L=40mm 有效键长lLb40634mm 按抗压强度计算 4T1dhl439.2210206343p38.45MPap100MPa 强度满足要求 9.2低速轴 齿轮处轴径为48mm，轴长42mm选用A型普通平键 149 （GB1905-1990，GB1906-1990）键长 L36,有效键长l361422mm 抗压强度计算 4T2dhl4150.6510489223p63.4MPap100MPa 强度满足要求 联轴器处轴径为32mm，轴长80mm选用A型普通平键 108 （GB1905-1990，GB1906-1990）键长 L=70有效键长l701060mm 抗压强度计算 4T2dhl4150.6510328603p39.23MPap100MPa

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十、联轴器的选择

计算内容 计算结果 两轴间相对位移较小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高 故选用弹性柱销联轴器。 载荷计算：计算转矩TCKAT21.3150.65195.85Nm 得 KA为工况系数查表10.（1P334） 根据TC，轴径d，转速n查标准GB5014-1985选用HL2弹性柱销联 选用联轴器合格 轴器，其公称转矩Tn=315Nm,许用转速5600r/min,符合要求

十一、减速器附件的选择

为保证减速器正常工作，应考虑油池注油，排油面高度，加工及装拆检修，箱座的定位，吊装等附件的设计 1． 检查孔：为检查传动件的啮合情况并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查孔盖板用螺钉固定在箱盖上。 2． 通气器：保持箱内外压力平衡，避免使润滑油渗漏因而设置通气器。 3． 轴承盖：固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷轴承座孔两端用轴承盖封油，采用嵌入式轴承盖。 4． 定位销：保证拆装箱盖时，能够正确定位，保持轴承座孔制造加工时的精度应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸缘上配装定位销，采用非对称布置。 5． 油面指示器：采用油标尺检查箱内油池面的高度经常保持油池内有适量的油。 6． 放油螺塞：在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺赛堵住。 7． 启箱螺钉：为方便开启平时用水玻璃或密封胶连接的箱体剖面，增设启箱螺钉在启盖时旋动螺钉将箱盖顶起。 8． 起吊装置：为便于搬运在箱体设置起吊装置吊环或吊钩等。 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。 箱体结构尺寸选择如下表：

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名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联结螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 df，d1, d2至外机壁距离 d1， d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机座肋厚 轴承端盖外径 轴承旁联接螺栓距离 符号 δ δ1 b b1 P df n d1 d2 d3 d4 d C1 C2 R1 h l1 △1 △2 m1 D2 S 尺寸（mm） 8 8 12 12 20 M16 4 12 8 10 6 8 22，18，13 20，11 20 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 42 10 10 8 78，100 尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2 十二、润滑与密封方式的选择、润滑剂选择

1.齿轮：传动件圆周速度小于12m/s，采用油池润滑，大齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时把润滑油带到啮合区，甩到箱壁上，借以散热，对于单机减速器浸油深度为一个齿全高，油量0.35~0.75L/kw，根据运动粘度查表2.1（P13）查阅润滑油牌号为工业式齿轮油L-CKB320(GB5903-1995) 滚动轴承：传动圆周速度小，采用脂润滑，承载能力高，不易流失，便于密封和维护。选用滚珠轴承脂（SY1514-1982） 2.密封:滚动轴承增加密封圈，防止灰尘进入造成轴承磨损。 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑

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润滑油牌号为工业式齿轮油 L-CKB320 (GB5903-1995) 滚珠轴承脂 （SY1514-1982） 机械设计基础课程设计

十三、设计小结

我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大二的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有󰀀 理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用 auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。󰀀 虽然过去从未应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大一学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。󰀀 十四、参考资料

［1］《机械设计基础》 高等教育出版社，徐钢涛主编 2007年5月第7次

［2］《机械设计基础课程设计指导书》 高等教育出版社，林怡青、谢宋良、王文涛编 2010年1月第8次

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