一级圆柱齿轮减速器课程设计任务书123

课程设计说明书 设计名称：

题 目：学生姓名：专 业：班 级：学 号：指导教师：日 期：

机械设计基础课程设计 设计带式输送机传动装置

年 月 日

课程设计任务书

专 业 年级 班 设计题目

带式输送机传动装置

已知条件：

1.工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，运输带速度允许误差为±0.5%； 2.使用折旧期：五年；

3.动力来源：电力，三相交流，电压380/220V； 4.滚筒效率：0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）。

原始数据表

参数 运输带工作拉力F/（KN） 运输带工作速度V/（m/s） 卷筒直径D/(mm) 参数 运输带工作拉力F/（KN） 运输带工作速度V/（m/s） 卷筒直径D/(mm) 1 3.2 1.5 400 6 2.4 1.5 400 2 3.4 1.6 400 7 2.2 1.4 400 题号 3 3.5 1.8 400 题号 8 2.1 1.5 500 4 2.8 1.5 450 5 2.6 1.4 450 选择的题号为 1 号，其数据为： 运输带工作拉力F = 3.2 KN 运输带工作速度v = 1.5 m/s

卷筒直径D = 400 mm

一、设计任务的分析

本课程设计是我们学完机械设计基础课程之后进行的，是培养我们机械设计能力的一次综合训练。这是我们进行毕业设计之前对所学各课程的一次深入的综合性的链接，也是一次理论联系实际的训练。

就我个人而言，我希望通过这次课程设计，运用机械设计基础课及有关先修课程，巩固、深化、融会贯通有关机械设计方面的知识，树立正确的设计思想。锻炼自己分析和解决工程实际问题的能力。提高自己的绘图能力，查阅资料的能力，学会编写一般的设计计算说明书。

由于能力所限，设计尚有许多不足之处，恳请老师给予指教。 二、传动装置的总体设计

2.1 传动方案的分析

题目给定的传动方案为带传动、一级圆柱齿轮减速器传动装置。带传动的承载能力较小，传递相同转矩时，其结构尺寸要比其他传动形式的大，但传动平稳性好，能缓冲吸振，因此宜布置在高速级。一级圆柱齿轮减速器的特点是传动比一般小于5，传递功率可达数万千瓦，效率较高。工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛。

2.2 选择电动机

（1）选择电动机类型

按工作要求选用Y系列全封闭自扇笼型三相异步电动机，电压380V。

（2）选择电动机的容量 电动机所需工作功率为Pd确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：nw=60×1000V/πD=(60×1000×1.5)/(π×400)=71.66 r/min

PW

其中联轴器效率1=0.99,滚动轴承效率(1对) 2=0.99,闭式齿轮传动效率3=0.97,V带效率3=0.96,滚筒效率3=0.96代入得： 传动装装置总效率

η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.993×0.97×0.99×0.96 =0.86

则工作机所需功率PW

PW =F·V/1000=3200*1.5/1000=4.8 kW

则所需电动机所需功率

Pd= PW/=4.8/0.86=5.6kw

因载荷平稳,电动机额定功率ped略大于pd即可由《机械设计基础实训指导》附录5查的Y系列电动机数据，选电动机的额定功率为7.5kw.

（3）确定电动机转速

卷筒轴工作转速:由v=1.5m/s,v带传动的传动比i1=2～4。而且闭式齿轮单级传动比常用范围为i2=3～5，则一级圆柱齿轮减速器传动比选择范围为：

I总= i1·i2＝6～20 故电动机的转速可选范围为:

nd= nw ·I总=71.66*(6~20)= 429.96～1433.2r/min,符合这一范围的同步转速有750 r/min，1000r/min。现将这两种方案进行比较，将计算出的总传动比列于下表：

方案 电动机型号 额定功率Kw 同步转速/满载总传动比i 转速nm(r/min) 1 Y160M2—8 5.5 750/720 10．05 2 Y160L—8 7.5 750/720 10.05 3 Y132M2—6 5.5 1000/960 13.5 4 Y160M—6 7.5 1000/970 13.5 则可选用Y160M—6电动机，满载转速为1000rmin，额定功率为7.5KW。

2.3 计算总传动比和分配传动比

（1）总传动比：

IZ= n电动/n筒=970/71.66=13.5

取V带传动的传动比i带=3，则减速器的传动比为：i=13.5/3=4.5

（2）分配传动比： 1取i带=3 ○

2∵i总=i齿×i 带π ○

∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89

2.4 计算传动装置的运动和动力参数：

减

= IZ/i

带

1、各轴转速：

1轴 n1=nm /i1 =970/3=323 r/min

2轴 n2 = n1/i2 =323/4.5=72 r/min 3滚筒轴 nW = n2=72 r/min 2、各轴的输入功率：

1轴 P1=Pd*η01=5.6×0.96=5.376kw

2轴 P2= P1*η12=5.376×η2×η3=5.376×0.99×0.97=5.163KW

3滚筒轴 Pw= P2×η23= P2×η2×η4=5.163×0.99×0.99=5.06KW

3、各轴的输入转矩：

电动机的输出转矩Td为: Td=9550×Pd/nm =9550×(5.6/970)=55.13T/N.m

1轴 Ｔ１＝９５５０×P1／ｎ１＝９５５０×（5.376／３２３）＝28.01T/Nm

２轴 T2=9550×P2/n2=9550×(5.163/72)= 62.25T/N.m 滚动轴 Ｔw＝９５５０×Pw／nW＝９５５０×（５.06/72）=55.13 T/N.m

根据以上数据，我们可以把它列成一个表格，更能清楚的了解数据：

表2 轴名 功率转距T/N.m 转速传动比 P/kw n/(r/min) 电动机轴(0轴) 2.2 28.01 750 1轴 2.09 79.83 250 3 2轴 2.007 62.25 30.57 8.12

三、齿轮的设计

输入轴圆柱齿轮的设计:

已知电动机额定功率P=7.5kw,转速970r/min,各轴的转速如：

表3

转动电机轴 （1轴） 输入轴 （2轴） 输出轴 （3轴） 轴 转速n 970 323 72 齿数比 3 4 由电动机驱动，工作寿命年限为5年，两班制工作，转向不变单向运行，有轻微的振动，启动载荷为名义载荷的K=1.2。 1、选择齿轮材料及精度等级： 小齿轮选用45钢调质，硬度为220～250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170～210HBS；因为是普通减速器，由表7-7选择8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3Um 2、按齿面接触疲劳强度设计： 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用d1≥

3KT1u13.17ZE2()duH求出d1

的值，确定有关参数与系数。

（1）、转矩Ｔ1=9.55×106P/n1= 9.55×106×5.376/323=1.6×106N.m （2）、载荷系数Ｋ及材料的弹性系数ZE

查表7-10取Ｋ=1.2，查表7-11取ZE=189.8MPa。 （3）、齿数Z1和齿宽系数ψd

取小齿轮的齿数Z1=25，则大齿轮齿数Z2=100。因单级齿轮传动为对称布置，而轮齿面又为软齿面，故由表7-14选取ψd= 1 （4）、许用接触应力[σH]

由图7-25查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度σHlim2=550 MPa

N1=60n1jLh＝60*480*1*（2*8*365*10）＝1.682x109

1.682x109N2=N1/I==4.45x108

3.78

由图7-24查得ZN1=1 ,ZN2=1.06 (允许有一定的点蚀)。 由表7-9查得SH= 1 由式（7-15）得

ZN1Lim11600 = =600MPa SH1Z1.06550 [σH]2=N2Lim2

SH1= =583MPa

[σH]1=

故d1t≧3 ==58.06mm

M=d1/Z1= 58.06/25=2.3mm 由表7-2取标准模数m= 2.5 mm

4、按齿根弯曲疲劳强度校核

由式（7-12）求出σF，如σF≤[σF],则校核合格。 确定有关系数与参数： 1齿形系数YF ○

由表7-12查得YF1=2.65 ，YF2=2.18 2应力修正系数YS ○

由表7-13查得YS1=1.59 ，YS2=1.80 。 3许用弯曲应力[σF] ○

由图7-26查得σHlim1= 205 MPa，σHlim2=190 MPa 由表7-9查得SF= 1.3 由图7-23查得YN1=YN2=1 ， 由式7-16得

[σF]1=[σF]2=故

YFa1YSa12.65x1.59＝＝0.027 [F]1158YFa2YSa21.8x2.18＝＝0.027 [F]2146KT1u13.52ZE2()duH31100000053.52189.82()4600

KHN1FE1=158 MPa SKHN2FE2=146 MPa S齿根弯曲疲劳强度校核合格。 5、验算齿轮的圆周速度v

3.1462.5970V=

601000601000= =3.17m/s

d1n1由表7-7可知，选8级精度是合适的。 6、几何尺寸的计算。

对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m大于有齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.33并就近圆整为标准值m=2.5mm,按接触强度算得的分度圆直径d1＝77.82，来计算应有的齿数。于是有： z1＝

71.5cos＝31.6 2.5取 z2＝32，则z2＝u ·z1＝2.91x32≈93.12 取z2=94

这样设计的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做了结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距

a=

2cos14zzm3294x2.5=13.298

＝arccos12n= arccos

2a2x161.38z1z2m3294x2.5=161.38mm

2cos14因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。

（2）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=z1m/cos32x2.5/cos13.298=81.97mm

d2=z2m/cos94x2.5/cos13.298=240.22mm

(3)计算齿轮宽度

b=d·d1=1x81.97=81.97mm 圆整后取B2＝85mm； B1＝90mm 根据以上数据我们可以制成表格： 齿轮参数 法向模数 m,n=2.5 齿数 压力角 20 中心距 分度圆直径 d1＝81.97 d2＝240.22 齿轮宽度 z1＝32 z2＝94 a=161.38 B2＝50 B1=55

2.3. 选择润滑方式

闭式齿轮传动，，齿轮的圆周速度v≤12m/s,常将大齿轮的轮齿

浸入油池中进行浸油润滑(推荐使用中负荷工业齿轮油，润滑油运动粘度v50c120mm/s,v100c23mm/s.)

四、轴的设计与校核： 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[2]表13-1可知： σb=650Mpa,σs=360Mpa ，[σb+1]bb=215Mpa [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mp 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：

45钢取C=118。则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm ，考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：

T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N 齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N 径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N 4、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。

E６０５０４５４５４０2520325505837258445031）联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85 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）轴的各段直径的确定： 将估算轴d=35mm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=40mm 齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5=60

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,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=45mm.

4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm. 5）确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm II段:d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+19+55）=96mm III段直径d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm 6)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=195mm ②求转矩：已知T2=198.58N/m

③求圆周力：Ft

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N ④求径向力Fr

Fr=Ft/tanα=2.03×tan200=0.741N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm 1)绘制轴受力简 绘制垂直面弯矩图 轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N/m 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N/m 绘制合弯矩图

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N/m 合成转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N/m 绘制当量弯矩图 截面C处的垂直弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N/m

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。 [σb+1]bb=215Mpa [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa 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：45钢取C=118，考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm。

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N

齿轮作用力：

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。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 确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

五、键的选择

输入轴上LⅠ-Ⅱ上半联轴器与轴连接平键截面b*h=12mm x 8mm， L=56mm

在中轴上LⅢ-Ⅳ上的平键截面b*h=20mm x 12mm, L=70mm 输出轴上的齿轮的平键截面b*h=20mm x 12mm, L=70mm，LⅠ-Ⅱ半联轴器与轴连接的平键截面b*h=16mm x 10mm，L=80mm

六、箱体尺寸的设计

减速器箱体是减速器的重要组成部分，常用减速器箱体由箱坐和箱盖两部分组成，用以支持和固定轴系零件，保证转动件的运转、润滑，实现与外界的密封。

箱体材料一般选用灰口铸铁，如HT150、HT200等。灰口铸铁具

有良好的铸造性和减震性。在重型减速器中为了提高箱体的强度，也可采用铸钢，如ZG15、ZG25等，除此之外，箱体也可使用钢板焊接而成，焊接箱体比铸造箱体轻1/4～1/2。生产周期短，适于单件生产，但焊接时易变形，故要求较高的技术并应在焊后做退火处理。

在满足强度、刚度的前提下，同时考虑结构紧凑、制造安装方便、质量轻及使用要求的进行经验设计。减速器箱体尺寸如6-1表所示：

表6-1 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 连接螺栓d2的直径 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径 定位销直径 df\\d1\\d2至外箱壁距离 Df、 d2至凸缘边的距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 符号 δ δ1 b1 b b2 df n d1 d2 l d3 d4 d C1 C2 R1 h 尺寸 0.025a＋1≥8 0.02a＋1≥8 1.5δ1 1.5δ 2.5δ 0.036a＋12 250 ≤a≤500,n=6 0.75 df (0.5～0.6) df 125～200 (0.4～0.5) df (0.3～0.4)df (0.7～0.8) d2 C2 C1+C2+(5～10) ≥1.2δ ≥δ 确定尺寸 10 10 15 15 25 25 6 18 12 200 10 6 8 24 22 22 h 54 15 12 外箱壁至轴承座端面距离 l1 齿轮顶圆与内箱壁距离 △1 齿轮端面与箱体内壁距离 △2 箱盖、箱座肋厚 轴承端盖外径 轴承旁连接螺栓距离 箱座深度 箱座高度 箱座宽度

m1,m m1=0.85δ1,m2=0.85δ m1=8.5,m=8.5 D2 S Hd H Ba D＋(2～2.5) d1 ds/2＋(30～50) Hd＋δ＋(5～10) 150 150 90 110 120 七、设计小结

通过这次设计，使我加深了对所学知识的理解，并对于展开式减速的基本理论、基本方法有一个系统的完整概念，培养了我综合运用所学知识独立解决齿轮、轴、轴承、箱体设计中的实际问题的能力和开发创新精神。并且锻炼了我对实际问题如何进行思考，如轴的强度、轴承的寿命、齿轮失效等问题。以及怎样在工程上合理的设计和解决问题的能力, 最大的收获就是学会了将我们平时所学的理论知识运用到实际当中去。程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

当然，在实际的设计过程中，也存在很多问题， 因此，在今后的学习与实践中，我会更加的努力，克服自己在设计中的不足，不断改进和提高自身水平。另外，我对齿轮啮合的设计也有了一个全面的认识，同时，也发现自己在理论知识的运用和动手实践等方面的能力有待进一步的加强。

本次设计是在老师的指导下，我们才能顺利完成，我们也学到了很多书本以外的东西，并且懂得将如何去珍惜！在此感谢老师们的谆谆教导。对本次的课程设计，恳请老师给于指正！

参考文献

1.王少岩，郭玲.机械设计基础实训指导.大连：大连理工大学出版社，2009.

2. 濮良贵．机械设计．北京：高等教育出版社，2006 3．徐 灏. 机械设计手册.北京:机械工业出版社，1991

4. 王大康. 机械设计课程设计.北京.北京工业大学出版社.2000 5. 濮良贵．机械原理．北京：高等教育出版社，2006 6. 刘鸿文 . 材料力学．北京：高等教育出版社，2004