机械设计课程设计单级圆柱齿轮减速器任务书

机械设计课程设计单级圆柱齿轮减速器任务书

第一章

本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：

（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。

（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。

（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。 （4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。

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第二章 课题题目及主要技术参数说明

2.1课题题目

带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。

2.2 主要技术参数说明

输送带的最大有效拉力F=3000N，输送带的工作速度V=1.5m/s，输送机滚筒直径D=400 mm。

2.3 传动系统工作条件

带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较 平

稳；使用年限５年，每日工作24小时，载荷平稳，环境清洁

2.4 传动系统方案的选择

➢ 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。 ➢ 结构设计简图：

图1 带式输送机传动系统

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第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算 3.1 减速器结构 本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。 3.2 电动机选择 （一）工作机的功率Pw Pw=FV/1000=3000×1.5/1000=4.5kw （二）总效率总 2 总=带齿轮联轴器滚筒轴承 =0.96×0.98×0.97×0.99×0.96=0.83 （三）所需电动机功率Pd Pd = FV/1000η总 ３=(3000×1.5)/(1000×0.876) 电动机 选用： =5.42 (kw) Y132M2-6 (四)确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒＝60×1000·V/（π·D） =(60×1000×1.5)/（400·π） =71.7 r/min 此选定电动机型号为Y132M2-6。 电动机主要外形和安装尺寸： 中心高H 外形尺寸LX(AC/2+AD)×HD 底角安装尺寸 A×B 地脚螺栓孔直径 K 轴 伸 尺 寸 D×E 装键部位尺 F×GD 3

132 520×345×315 216×178 12 28×8 10×41 计算及说明 3.3 传动比分配 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n ia=nm/n==960/71.7=13.40 取 i0=2.8（普通V带 i=2～4） 则i=4.44 3.4 动力运动参数计算 （一）转速n n0=n满=960（r/min） nI=n0/i带=n满/i带=960/2.8=342.86（r/min） nII=nI/i齿=342.86/4.44=77.22（r/min） nIII=nII=77.22（r/min）

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（二） 功率P PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1=4.5×0.96=4.32（KW） PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3 =4.32×0.98×0.97=4.41（KW) PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4 由指导书的表1得到： η1=0.96 η2=0.98 η3=0.97 η4=0.99 =4.11×0.98×0.99=4.07（KW) （三）转矩T Td=9550·Pd/nm=9550×4.5/960=44.77 N·m TⅠ= Td·i0·η1 =44.77×2.8×0.96=120.33 N·m TⅡ= TⅠ·i1·η2·η4 =120.33×4.44×0.98×0.99=518.34 N·m T Ⅲ= TⅡ·η2·η4 =502.90 N·m 5

将上述数据列表如下： 轴号 功率 P/kW 4.5 4.32 4.11 4.07 T/ -1 N /(r.min) (N﹒m) 960 342.86 77.22 77.22 44.77 2.8 1 2 3 120.33 518.34 292.84 4.44 1 0.95 0.97 0.96 i  0

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第四章V带传动设计 4.1确定计算功率 查表得KA=1.1，则 PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW 4.2确定V带型号 按照任务书得要求，选择普通V带。 根据PC=6.05KW及n1=342.86r/min，查图确定选用B型普通V带。 4.3确定带轮直径 （1）确定小带轮基准直径 根据图推荐，小带轮选用直径范围为112—140mm，选择dd1=140mm。 （2）验算带速 v =V=n1·d1·π/（1000×60） =960×140·π/（1000×60）=7.03 m/s 介于5~25m/s范围内，故合适 （3）计算大带轮直径 dd2= i dd1（1-ε）=2.8×140×（1-0.02）=384.16mm 根据GB/T 13575.1-9规定，选取dd2=384mm 4.4确定带长及中心距 7

（1）初取中心距a0 0.7d+dd1(d2)≤a≤2(d0d1+dd2) 得366.8≤a0≤1048， 根据总体布局，取ao=700 mm (2) 确定带长Ld： 根据几何关系计算带长得 πL=2a+d+d2do0(d1d2(d)+d1d4a0d2)2 =2×700+π·（140+384）/2+（384-140）2/(4×700)=2244.2mm 根据标准手册，取Ld =2244mm。 (3)计算实际中心距 aa0Ld-Ld0=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 2 4.5.验算包角 α1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(384-140)×57.3/697.9=160.0>120 合适 4.6.确定V带根数Z 根据dd1=140mm及n1=705r/min，查表得P0=1.64KW,Δ P0=0.22KW 中心距a=815.32mm

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Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα） =6.05/（（2.08+0.30）×1.00×0.95）= 2.68 4.7.确定粗拉力F0 Pc2.5(1)qv2 查表得q = 0.17㎏/m,查得KαF0=500vZK=0.95查得KL=1.00 F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2 =500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×7.03）+0.17×7.032 =242.42 N 4.8.计算带轮轴所受压力Q Q=2ZF0sin12=2×3×242.42×sin(160.0/2) =1432.42 N 带轮示意图如下： d0 d H L 9

第五章 齿轮的设计计 5.1 齿轮材料和热处理的选择 小齿轮选用45号钢，调质处理，HB＝236 大齿轮选用45号钢，正火处理，HB＝190 5.2 齿轮几何尺寸的设计计算 5.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 由《机械零件设计手册》查得 σHlim1=580MP,SHlim = 1 ,σHlim2=530MPaa σFlim1=215MP,σaFlim2=200MP,SaFlim=1 由《机械零件设计手册》查得 ZN1 = ZN2 = 1 YN1 = YN2 = 1.1 由σ[]=σH1Hlim1ZN1S=Hlim580×1=580MP 1a σ[]=σH2Hlim2ZN2S=Hlim530×1=530MP 1a σ[]=σF1Flim1YN1S=Flim215×1.1=244MP 1a 10

σ[]=σF2Flim2YN2S=Flim200×1.1=204MP 1a（一）小齿轮的转矩TI T1=9550×P/n1=9.55×106×4.23/342.86 =1.18×105 N·mm （二） 选载荷系数K 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在轴 承间对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得，取K＝1.1 （三）计算尺数比 μ=4.5 （四）选择齿宽系数ψd 根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。查《机械原理与机械 零件》教材中表得，取d＝1 （五）计算小齿轮分度圆直径d1 11

2kTu+1ZZZd1≥ 3 Ψdu［σ］1EHεH22×1.2×1.18×104.5+1189.8×2.5×0.773 = 14.556052 =52.82 mm （六）确定齿轮模数m m=d1/Z1≥52.82/20=2.641 取标准模数值 m=3 （七）确定齿轮的齿数Z1和 取 Z1 =20 z2 Z2= Z1·u=20×4.5=90 （八）实际齿数比μ' μ=Z2/Z1=4.83 '（九） 计算齿轮的主要尺寸 d1=m·Z1=3×20=60mm d2=m·Z2=3×90=270 mm 12

中心距 A=0.5(d1+d2)=165 齿轮宽度 B2=54 B1 = B2 + (5～10) = 59～64(mm) 取B1 =60(mm) （十）计算圆周转速v并选择齿轮精度 v=π·d1·n1/（60×1000） B1=54mm B2=60mm V=0.97 (m/s) 定为IT7 =3.14×60×342.86/（60×1000） =1.08 m/s 查表应取齿轮等级为8级， 但根据设计要求齿轮的精度等级为7级。 5.2.2 齿轮弯曲强度校核 （一） 由4﹒2﹒1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力 σF1=244MP a σF2=204MP a[][]（二）计算两齿轮齿根的弯曲应力 13

由《机械零件设计手册》得 YF1=2.63 YF2=2.19 比较Y/σ的值 FF []强度足够 YF1/[F1]=2.63/244=0.0108>Y/[F2]=2.19/204=0.0107 F2计算大齿轮齿根弯曲应力为 da1=54mm F12000KT1YF12000101.7412.63 B2m2Z2663222da2=196 =40.952(MPa)<σ[] F1 齿轮的弯曲强度足够 5.2.3 齿轮几何尺寸的确定 **齿顶圆直径da 由《机械零件设计手册》得 ha =1 c = 0.25 mm h=4.5mm S=3.14mm P=6.28mm hf=2.5mm ha=2mm df1=43mm df2=187mm da1=60(mm) da2=265(mm) 齿距 P = 2×3.14=6.28(mm) 齿根高 hfhacm2.5(mm) 齿顶高 haham122(mm) 14

齿根圆直径df df1=da1+5=59(mm) df2=da2+5=266(mm) 5.3 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下： 轴孔直径 d=50(mm) 轮毂直径 D1=1.6d=1.6×50=80(mm) 轮毂长度 L=B2=54(MM) 轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 取 0=8 轮缘内径 D2=da2-2h-20=265-2×4.5-2×8 = 240(mm) 取D2 = 240(mm) 腹板厚度 c=0.3B2=0.3×54=16.2 取c=17(mm) 计 算 及 说 明 结果 15

腹板中心孔直径 D0=0.5(D1+D2)=0.5(80+240)=160(mm) 腹板孔直径 d0=0.25（D2-D1）=0.25（240-80）=40(mm) 取d0=20(mm) 齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1 齿轮工作如图2所示： 16

第六章 轴的设计计算 6.1 轴的材料和热处理的选择 由《机械零件设计手册》中的图表查得 选45号钢，调质处理，HB217～255 σ=650MPa σ=360MPa σ=280MPa bs16.2 轴几何尺寸的设计计算 6.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 D2=32mm 3从动轴d2=cP2=43.28 n2考虑键槽d2=29.35×1.05=30.82 选取标准直径d2=32mm 6.2.2 轴的结构设计 根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。 6.2.3 轴的强度校核 从动轴的强度校核 圆周力 FtT2=2000d2=22×5.08× 17

105/270=3762.96N 径向力 Fr=Fttan=3762.96×tan200=1369.61N 由于为直齿轮，轴向力Fa=0 作从动轴受力简图：（如图3所示） 18

从动轴RARBFtFrRHARHBFt水平面弯矩RvARvBFt垂直面弯矩合力弯矩扭矩危险截面当量弯矩从动轴受力简图 19

L=110mm RHA=RHB=0.5Ft=0.5×3762.96= 1881.48 N (N) MHC=0.5RHAL=599.515×110×0.5/1000= 684.81(Nm) RVA=RVB=0.5Fr=0.5×436.41 =218.205(Nm) MVC=0.5RVAL=218.205×110×0.5/1000=12(Nm) 转矩T=580.134(Nm) 校核 MC1MC2MCMC160.97219.472123.68Nm Me=MCaT=349.84(Nm) 2222 由图表查得，σ1b=55MPa 3[]1b d≥10M0.1σ[]e=29.21(mm) 考虑键槽d=29.21mm < 45mm 则强度足够 从动轴承 2个 20

第七章 轴承、键和联轴器的选择 7.1 轴承的选择及校核 考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择6207 2个（GB/T276-1993）从动轴承6209 2个 （GB/T276-1993） 寿命计划： 两轴承受纯径向载荷 P=Fr=436.41 X=1 Y=0 从动轴轴承寿命：深沟球轴承6209，基本额定功负荷 Cr=25.6KN ft=1 =3 10fC1025.6×1×1000L10h===10881201 60nP60×117.589602.346δ63tr2预期寿命为：5年，三班制 L=5×300×24=384007.2 键的选择计算及校核 （一）从动轴外伸端d=42，考虑键在轴中部安装故选键10×40 GB/T1096—2003，b=16，L=50，h=10，选45号钢，其许用挤压力 p=100MPa Ft4000TI=71.55<p σp=`= hldhl 则强度足够，合格 （二）与齿轮联接处d=50mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一 方位母线上，选键14×52 GB/T1096—2003，b=10mm， 从动轴L=45mm，h=8mm，选45号钢，其许用挤压应力p=100MPa 外伸端键10×40 F4000TI4000158.872GB/1096==39.25<p p=`t=hlhld83550—2003 则强度足够，合格 7.3 联轴器的选择 与齿轮 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装联接处键14×方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器 52 GB/T109K=1.3 6—2003 TC=9550 KPII=811.32 nII计 算 及 说 明

结果 22

选用LT9 TC第八章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图 8.1 润滑的选择确定 8.1.1润滑方式 1.齿轮V=1.2＜＜12 m/s 应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用浸油润滑 2.轴承采用润滑脂润滑 8.1.2润滑油牌号及用 4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部 8.3减速器附件的选择确定 列表说明如下： 名称 螺栓 功用 安装端盖 数量 12 材料 Q235 规格 M6×16 GB 5782—1986 M8×25 GB 5782—1986 A6×40 GB 117—1986 10 GB 93—1987 M10 GB 6170—1986 螺栓 安装端盖 24 Q235 销 定位 2 35 垫圈 调整安装 3 65Mn 螺母 油标尺 安装 测量油 面高度 透气 3 1 1 A3 组合件 通气器 A3 24

8.4箱体主要结构尺寸计算 箱座壁厚=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5 ,=15mm 箱盖厚度1=8mm 箱盖凸缘厚度b1=1.5 ,1=12mm 箱底座凸缘厚度b2=2.5 ,=25mm ,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=20mm 齿轮轴端面与内机壁距离l1=18mm 大齿轮顶与内机壁距离1=12mm 小齿端面到内机壁距离2=15mm 上下机体筋板厚度m1=6.8mm , m2=8.5mm 主动轴承端盖外径D1=105mm 从动轴承端盖外径D2=130mm 地脚螺栓M16，数量6根 25

第九章 总结

通过为期将近两周的没日没夜的课程设计过程，反复的修改设计，终于完成了一级闭式圆柱齿轮减速器的设计过程，现在写起心得总结的时候真的是颇有感慨啊，在陈枭老师刚开始在课堂上和我们说我们要做课程设计的时候，觉得课程设计是怎么一回事都不知道，似乎离我好遥远，我不认识它，它更不认识我一样，似乎感觉这么庞大的工程我是不可能做得出来的，但是迫于影响毕业等等原因，我们当然很清楚这是我们必须要经历的一个过程。所以刚开始时候真的可以用举步维艰来形容了。

参考文献

1、《机械设计课程设计》，孙岩等主编，北京理工大学出版社。

2、《机械设计课程设计》，银金光等主编，中国林业出版社；北京希望电子出版社。

3、《机械制图》教材 4、《机械设计基础》教材

5、《工程力学》教材 6、其它机械类专业课程教材

5月30日于 机械与材料工程学院

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