1、機械設計課程設計課題名稱 帶式單級圓柱齒輪減速器設計計算 學 院 土木工程 專 業 建筑環境與設備工程 班 級 姓 名 學 號 指導老師 完成日期 目錄一 傳動方案及主要技術參數說明1.1傳動方案及設計要求 1.2 傳動系統方案的選擇 二 減速器結構選擇及相關性能參數計算2.1 減速器結構2.2 電動機選擇2.3 傳動比分配2.4 動力運動參數計算三 V帶傳動設計3.1確定計算功率3.2確定V帶型號3.3確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v3.4確定帶長及中心距3.5驗算包角3.6確定V帶根數Z3.7 確定粗拉力F03.8計算帶作用于軸上的力Q四 齒輪的設計計算(包括小齒輪和大齒輪)4.1 齒輪

2、材料和熱處理的選擇4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算4.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸4.2.2 齒輪彎曲強度校核4.2.3 齒輪幾何尺寸的確定4.3 齒輪的結構設計五 軸的設計計算(從動軸)5.1 軸的材料和熱處理的選擇5.2 軸幾何尺寸的設計計算5.2.1 按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑5.2.2 軸的結構設計5.2.3 軸的強度校核六 軸承、鍵和聯軸器的選擇6.1 軸承的選擇及校核 6.2 鍵的選擇計算及校核6.3 聯軸器的選擇七 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算7.1 潤滑的選擇確定 7.2 密封的選擇確定 7.3減速器附件的選擇確定7.4箱體主要結構

3、尺寸計算 參考文獻第一章 傳動方案及主要技術參數說明1.1傳動方案及設計要求傳動方案：帶式輸送機傳動系統中的減速器。要求傳動系統中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。設計要求：（1）工作條件：兩班制，連續單向運轉，載荷較平穩，室內工作，有粉塵，環境最高溫度35。（2）原始數據：運輸帶工作拉力F=3.5kN；運輸帶速V=1.2m/s；卷筒直徑D=350mm。（3）其他條件：電力，三相交流，電壓380/220V；使用折舊期8年；四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；運輸帶速度允許誤差為±5%；一般機械廠制造，小批量生產。1.2 傳動系統方案的選擇帶單級圓柱齒輪減速器第二章 減速器結構選

4、擇及相關性能參數計算2.1 減速器結構本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構。2.2 電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）運輸帶卷筒所需功率P卷筒=FV=3.3*1.2=3.96Kw（2）總效率：=0.96×0.98×0.99×0.96×0.993=0.868（3）電動機所需功率為：Pd=P卷筒總=3.96/0.868=4.46kW查機械零件設計手冊，取P電=5.5KW又由 滾筒工作轉速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.2/（×350）=65.5r/min再

5、由各級傳動比范圍可知：n筒=（624）×65.5=3931572r/min所以 電動機選用 Y132M2-6型 n滿 = 960 r/min2.3 傳動比分配 工作機的轉速n=60×1000v/（D） =60×1000×1.2/(×350) =65.5r/min 取 則2.4 動力運動參數計算1、計算各軸轉速（r/min）=960 r/min=/=/=960/3=320 r/min=/=320/4.885=65.507 r/min=65.507（r/min） 2、計算各軸的功率（KW） 3、計算各軸扭矩（N·mm） =42.597(N

6、m) (Nm) = 569.941(Nm )將上述數據列表如下：軸號功率P/kW N /(r.min-1) /(Nm) i 04.4696042.597 30.96 14.282320122.679 24.15465.507581.513/4.8850.97 34.07165.507569.51310.98第三章V帶傳動設計3.1確定計算功率PC由課本P119表8-4查得：kA=1.1 PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW3.2選擇V帶的帶型根據PC、n1由課本P120圖8-9得：選用B型3.3 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1）根據圖推薦，小帶輪選用直徑范圍為112140

7、mm，選擇dd1=140mm。2）驗算帶速v。按課本P120式（8-18）驗算帶的速度v =7.034m/s在5-25m/s范圍內，帶速合適。3）計算大齒輪的基準直徑。根據課本P120式dd2=idd1，計算大帶輪的基準直徑dd2dd2=i帶·dd1=3×140=420mm由課本表8-5，取標準值dd2=425mm3.4確定帶長和中心矩(1)初取中心距a0由得395.5a01130， 根據總體布局，取ao=800 mm(2) 確定帶長Ld：根據幾何關系計算帶長得=2512.88mm根據P121表8-6，取Ld =2500mm。 (3)計算實際中心距=793.56mm3.5驗

8、算包角=159.42°120°，包角合適。3.6確定V帶根數ZZ 根據dd1=140mm及n1=960r/min，查P118表8-3得P0=2.10KW,P0=0.30KW中心距a=793.56mm,包角=159.42°,包角合適K=0.95 并取KL=1.03則Z=2.576，取Z=33.7確定粗拉力F0F0=500查表得B型V帶單位長度質量q = 0.17/m,則單根V帶的初拉力：F0=500 =221.04N應使帶的實際初拉力F0>(F0)min。3.8計算帶作用于軸上的力QQ=2ZF0sin=2×3×221.04×sin

9、=1304.91N第四章 齒輪的設計計算4.1 齒輪材料和熱處理的選擇小齒輪選用45號鋼，調質處理，HB236大齒輪選用45號鋼，正火處理，HB1904.2 齒輪幾何尺寸的設計計算1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸 從相關文獻查得： ,SHlim = 1 由查得 ： ZN1 = ZN2 = 1 YN1 = YN2 = 1.1由下： ， ，小齒輪的轉矩 選載荷系數K由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩，齒輪在兩軸承間對稱布置。查機械原理與機械零件教材中表得，取K1.1計算尺數比 ：=4.885選擇齒寬系數 ： 取1計算小齒輪分度圓直徑766=766= 63.835( mm)確定齒輪模

10、數m m =(0.0070.02)a = (0.0070.02)×187.834=1.313.76 取m=2確定齒輪的齒數和 取 Z1 = 33 取 Z2 = 162實際齒數比 齒數比相對誤差 ，<±2.5% 允許計算齒輪的主要尺寸 ，中心距 齒輪寬度 B1 = B2 + (510) = 7176(mm) ，取B1 =75 (mm)計算圓周轉速v并選擇齒輪精度 根據設計要求齒輪的精度等級為7級2 齒輪彎曲強度校核兩齒輪的許用彎曲應力 ，計算兩齒輪齒根的彎曲應力查課本P157表9-8得：=2.47 ，=2.06計算的值：/=2.47/244=0.01012>/=2

11、.06/204=0.01010 計算大齒輪齒根彎曲應力為=61.216 齒輪的彎曲強度足夠3 齒輪幾何尺寸的確定齒頂圓直徑 由機械設計基礎得 h*a =1 c* = 0.25齒距 P = 2×3.14=6.28(mm)齒根高 齒頂高 齒根圓直徑 4 齒輪的結構設計大齒輪的有關尺寸計算如下（需要根據后面軸的設計來確定大齒輪的詳細參數）：軸孔直徑 d=50mm輪轂直徑 D1=1.6d=1.6×50=80 mm； 取D1=80 mm輪轂長度 L=B2=66mm輪緣厚度 0=（34）m=68 mm； 取0=8 mm輪緣內徑 D2=da2-2h-20=328-2×4.5-2

12、×8=303 mm 取D2=305 mm腹板厚度 c=0.3B2=0.3×66=19.8 mm； 取c=20 mm腹板中心孔直徑 =0.5(+)=0.5(80+305)=192.5(mm)，取D0=193(mm)腹板孔直徑 =0.25（-）=0.25（305-80）=56.25(mm) ，取=57(mm)齒輪倒角 n=0.5m=0.5×2=1 （裝配圖中不畫倒角、圓角）齒輪結構圖如下（轉自CAD繪圖）： 此圖為CAD繪圖（大齒輪即低速齒輪零件圖）手繪圖另畫第五章 軸的設計計算5.1 軸的材料和熱處理的選擇由機械設計基礎中的P224圖表13-1查得選45號鋼，調質處

13、理，HB217255=640MPa =355MPa =275MPa5.2 軸幾何尺寸的設計計算初步計算各軸段直徑 （此圖摘自網上！）計算d1，按下列公式初步計算出軸的直徑，輸出軸的功率P和扭矩T P1=4.282kw, T1= 122.679N.m , n1=320 r/min最小直徑計算（查機械設計基礎P226表13-2，取A=120）主動軸 =A=120=28.49mm從動軸 =A=120=47.85mm考慮鍵槽 =28.49×1.03=29.34mm , 選取標準直徑 =30mm考慮鍵槽 =47.85×1.03=49.29mm . 選取標準直徑=50mm計算 , d3

14、=d2+(15)=5155，且必須與軸承的內徑一致，圓整=55mm，查機械設計課程設計手冊P70表6-1初選軸承型號為6311,可知，B=29mm， D=120mm，Cr=71.5 , C0r=44.8 ； 計算 , d4=d3+(15)=5660,，取=60mm；計算 , d5=d4+2a4=60+d4(0.070.1)=64.266 mm , 取 d5=65計算 , d6=d3=55mm，同一軸上的軸承選擇同一型號，減少軸承類型。軸各階梯軸直徑列表如下： 名稱直徑（mm）305055606555計算軸各段長度（1）計算 半聯軸器的長度l=52mm，為保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上，而不壓在軸

15、的端面上，故第一段的長度應比l略短一些，取=50mm; （2）計算 軸承端蓋采用凸緣式軸承端蓋，取l1=20mm,e=1.2d3=8.4mm,其中d3為螺釘直徑M8，由軸承外徑D=120mm，查表，取d3=7mm， 式中，為箱體壁厚，取=8mm，取軸旁連接螺栓的直徑為10mm，查得；由于軸承的軸頸直徑和轉速的乘積（1.52）×105，故軸承采用脂潤滑，取 =9mm，所以 m=8+16+14+8-9-29=8mm, =20+8.4+8=36.4mm，取 =37mm；（3）計算 算的L3=53.5mm，取L3=54mm（4）計算 L4=b2-2=66-2=64mm（5）計算 L5=1.4

16、*0.09*60=7.56mm , 取L5=8mm（6）計算 L6=29+15+10-8=46mm；各段軸長度列表如下: 名稱L6長度/mm50375464846簡圖如下：強度校核圓周力 =2000×581.513/324=3589.59 N徑向力 =tan=3589.59×tan20°=1306.50 N取軸向力=0 L=118mm =0.5=0.5×3589.59 =1794.80=0.5L=1794.80×118×0.5/1000=105.9=0.5=0.5×1306.50 =653.25=0.5L=653.25

17、15;118×0.5/1000=38.54轉矩T1=122.679 ，T2=-581.513校核如下：=112.69=134.6=366.65 由圖表查得，=60MPa d110=10=28.203(mm) < 30mmd210=10=39.39(mm) < 50mm 則強度足夠第六章 軸承、鍵和聯軸器的選擇軸承的選擇及校核考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用單列深溝球軸承主動軸承根據軸頸值查機械設計課程設計手冊選擇為6307 2個（GB/T276-1994），從動軸承為6311 2個（GB/T276-1994）從上有 =tan=3589.59×tan20

18、76;=1306.50 N從動軸承：選擇6210（GB/T276-1994）型深溝球軸承 2個。各部分尺寸如下表：軸承代號尺寸/mmdDB63115512029壽命計劃：要求軸承壽命：（8年兩班制工作，按每年工作300天，每班工作16個小時）L=8*300*16=38400h計算選用軸承壽命：動載荷系數 ， 當量動載荷P=XFr+YFa=1306.50N 溫度系數 載荷系數 對球軸承壽命系數,Cr=71.5 L =38400<=12355979軸承壽命合格主動軸承：主動軸承：選擇6307（GB/T276-1994）型深溝球軸承 2個。各部分尺寸如下表：軸承代號尺寸/mmdDB630735

19、8017壽命計劃：要求軸承壽命：（8年兩般制工作，按每年工作300天，每班工作16個小時）L=8*300*16=38400h計算選用軸承壽命 基本額定動負荷Cr=33.2, 動載荷系數 當量動載荷 P=XFr+YFa=1306.50N 溫度系數 載荷系數 對球軸承壽命系數 L =38400<=253228軸承壽命合格2 鍵的選擇計算及校核選擇45號優質碳素鋼 , 其許用擠壓應力主動軸外伸端，d=35mm，考慮到鍵在軸中部安裝，選擇平鍵 b=10，L=50，h=8 靜連接工作面的擠壓應力：p1=2TI×103/（k1l1d1）=2×122.679×103/（4

20、×35×50）=35.05MPa<則：強度足夠， 合適從動軸外伸端，d=55，所以可以選擇上面所述的平鍵就可以了！與齒輪聯接處d=55mm，考慮鍵槽在軸中部安裝，故同一方位母線上，選鍵14×52 GB/T10962004，b=10mm，L=45mm，h=8mm，選45號鋼，其許用擠壓應力=100MPap1=2TI×103/（k1l1d1）=2×122.679×103/（4×45×55）=24.78MPa<則強度足夠，合格3 聯軸器的選擇 由于減速器載荷平穩，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方便及經濟問題，選用彈性套柱聯軸器，K=1.3=9550=9550×=787.273選用LT9型彈性套住聯軸器，公稱尺寸轉矩=1000，<。采用Y型軸孔，A型鍵軸孔直徑選d=50，軸孔長度L=112LT9型彈性套住聯軸器有關參數型號公稱轉矩T/(N·m)許用轉速n/（r·軸孔直徑d/mm軸孔長度L/mm外徑D/mm材料軸孔類型LT9100028505011265HT200Y型第七章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算1 潤滑的選擇確定 1.1潤滑方式 1.齒輪V=1.212 m/s 應用噴油