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1、设 计 计 算 说 明 书论文题目： 带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器 学生姓名：学 号：学 校：专 业：班 级：指导教师：目录一、题目及总体分析3二、各主要部件选择4三.选择电动机4四.分配传动比5五、传动系统的运动和动力参数计算5六、设计V带传动6七、设计高速级圆柱斜齿轮7八、设计低速级圆柱斜齿传动11九、I轴（高速轴）、轴承及键的设计15十、II轴（中间轴）、轴承及键的设计19十一、III轴（输出轴）、轴承及键的设计23十二、润滑与密封27十三、箱体结构尺寸27十四、主要附件及作用形式28十五、设计心得总结29十六、参考文献30一、题目及总体分析设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器
2、，传动装置简图如下图所示。 1、原始数据 工作级输入转矩T850(N.mm)运输带工作速度v1.45(m/s)运输带滚筒直径D410mm2、工作条件 带式输送机连续单向运转，载荷变化不大，空载起动；输送带速度允许误差土5，室内工作，有粉尘；两班制工作(每班按8h计算)，使用期限5年，大修期3年；在中小型机械厂小批量生产。 3、应完成的工作 1) 减速器装配图 1 张； 2）零件工作图 2 张（从动轴、齿轮） ； 3）设计说明书 1 份。二、各主要部件选择目的过程分析结论动力源考虑到经济成本和方便维修电动机齿轮斜齿传动平稳斜齿轮传动轴承此减速器轴承同时受轴向和径向力圆锥滚子轴承联轴器考虑到弹性柱
3、销联轴器装拆方便，成本较低弹性联轴器三.选择电动机目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机功率工作机传输带的拉力工作机所需有效功率为PwFV3.981.455.77KwV带传动效率为00.96圆柱齿轮传动(8级精度)效率(两对)为10.982圆锥滚子轴承传动效率(3对)为20.99 3弹性联轴器传动效率(1个)取30.99输送机滚筒效率为40.96电动机输出有效功率为要求电动机输出功率为Pd6.79Kw型号查得型号Y132M-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率：kW=7.5满载转速：r/min=1440选用型号Y132M-4封闭式三相
4、异步电动机四.分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下 总传动比： 取带传动比： 取每对齿轮传动比：，五、传动系统的运动和动力参数计算目的 过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间
5、的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。电机轴轴轴轴工作机轴功率P/KW6.796.516.326.136.01转矩T/(Nm)4586.4323.886.7849.3转速n/(r/min)1440720186.4367.5867.58传动比i23.862.761效率0.950.980.990.980.990.990.990.96六、设计V带传动目的过程分析结论1. 确定计算功率Pca：由工作情况知KA=1.1，故Pca=KAPd=1.16.79=7.46KW2. 选择V带的带型：根据Pca、n0由图8-7可确定选取A型带3. 确定带轮的基准直径并演算带速，由表
6、8-4和表8-8，取dd1=90mm,则带速，带速合适。dd2=ivdd1=180mm,圆整为dd2=180mm4. 确定v带中心距a和基准长度Ld初定a0=350mm，由表8-3选带的基准长度Ld=1600mm，5. 演算小带轮上的包角6. 计算带的根数z由dd1=90mm和n0=1440r/min,查表8-4a得P0=1.98KW,P0=0.22KW，k=0.95 , KL=1,所以，所以取4根7. 计算单根V带的最小初拉力由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.07 kg/m,所以，应使带的实际初拉力F0(F0)min8. 计算压轴力Fp最小压轴力为Ld=1600mmZ=4七、设计高速级
7、圆柱斜齿轮目的过程分析结论选精度等级、材料和齿数1. 选用斜齿圆柱齿轮传动2. 选用8级精度3. 材料选择。小齿轮材料为钢（调质），硬度为240，大齿轮材料为钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数125，大齿轮齿数2i13.8625=96.6,取Z2=97。选取螺旋角。初选螺旋角按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 1. 确定公式内的各计算数值（）试选 （）由查图，选取区域系数（）由查图得（）计算小齿轮传递的转矩： （）由表选取齿宽系数（）由表查得材料的弹性影响系数（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循
8、环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数,（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得按齿面接触强度设计2. 计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数（）计算纵向重合度（）计算载荷系数K已知使用系数根据，8级精度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数，取mn=3mn=3按齿根弯曲强度校核m确定计算参数K，T1，mn，d1同前 （）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（）计算当量齿数 （）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）由图查得，小齿轮
9、的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数按齿根弯曲强度校核（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，（）设计计算m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.0.已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆d1t=99.3mm来计算应有的齿数。于是有、 取Z1=35 取Z2=135齿数几何尺寸计算1. 中心距 ， 圆整为a=175mm 因值改变不多，故参数、等不必修正。2. 计算大、小齿轮的分度圆直径3. 计算齿轮宽度圆整后取B2=70mm , B1=75mm中心距a=
10、175mm螺旋角分度圆直径齿轮宽度B2=70mm , B1=75mm八、设计低速级圆柱斜齿传动目的过程分析结论选精度等级、材料和齿数1. 选用斜齿圆柱齿轮传动2. 选用8级精度3. 材料选择。小齿轮材料为钢（调质），硬度为240，大齿轮材料为钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数125，大齿轮齿数2i168.97,取Z2=69。选取螺旋角。初选螺旋角按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 1. 确定公式内的各计算数值（）试选 （）由查图，选取区域系数（）由查图得（）计算小齿轮传递的转矩 （）由表选取齿宽系数（）由表查得材料的弹性影响系数（）由图按齿面硬度查
11、得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得按齿面接触强度设计2. 计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数（）计算纵向重合度（）计算载荷系数K已知使用系数根据，8级精度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数，取mn=4mn=4按齿根弯曲强度校核m确定计算参数K，T1，mn，d1同前 （）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（）计算当量齿数 （）
12、查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数按齿根弯曲强度校核（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，（）设计计算m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=3.0.已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆d1t=101.5mm来计算应有的齿数。于是有、 取33 取91齿数几何尺寸计算4. 中心距 ， 圆整为a=192mm 因值改变不多，故参数、等不必修正。5. 计算大、小齿轮的分度圆直径6. 计算齿轮
13、宽度圆整后取B2=105mm ， B1=110mm中心距a=192mm螺旋角分度圆直径齿轮宽度B2=105mmB1=110mm九、I轴（高速轴）、轴承及键的设计目的过程分析结论高速轴的设计及其轴承装置、键的设计1. 已知条件：输入轴上的功率，。2. 选择轴的材料：因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由手册选用45钢，调质处理3. 初定轴的最小直径：根据手册，取于是由式初步估算轴的最小直径，轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%。4. 轴的结构设计（）轴段1的设计 轴段1上安装带轮，此处设计应与联轴器的设计同步进行。根据转矩、轴直径选联轴器，型号为：联轴器 LT4、GB/T
14、4323-2002。初定轴段1的直径，轴段1的长度略小于联轴器孔宽度62，取，键8650、GB/T 1096-2003。（2） 密封圈与轴段2的设计，带轮用轴肩定位，取轴肩高度,由于该处的轴圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表，选取毡圈，故取段的直径。（3）考虑到齿轮有轴向力的存在，且有较大的圆周力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。取轴承为7307AC。轴段7的长度与轴承宽度相同,故 轴段6的长度与轴承宽度加挡油环宽度，故取( 4 )轴段4上安装齿轮，齿轮分度圆直径较小，设计成齿轮轴，长度等于齿轮宽度-2。画草图，轴其余长度根据II轴及总体布局长度适当调整。齿轮端面与机体内壁间留有足够间
15、距，取10mm，测量CAD草图，可得轴上力作用点的间距：l1=71，l2=187，l3=675. 轴的校核圆周力 ，方向与力的的作用点圆周速度方向相反径向力 ，方向由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力 方向可以有左手法则确定外伸轴联轴器收到的力等于大带轮压轴力，求垂直面的支反力：求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：求水平面的支承力：由得求并绘制水平面弯矩图：求F在支点产生的反力：求并绘制F力产生的弯矩图：F在a处产生的弯矩：轴向力较小，弯矩影响较小，暂不考虑，计算并绘制合成弯矩图。求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系
16、数）计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：考虑到键槽的影响，取因为一级小齿轮节圆直径，轴的强度富裕量很大，忽略轴向力计算不会影响轴的安全，该轴是安全的。6. 轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本取取按最不利考虑，则有：轴承最大当量动载荷查轴承7307AC，C=33400则 因此所该轴承符合要求。7. 键的设计与校核: 根据定V带轮选铸铁HT200，参考教材故轴段上采用键。采用A型普通键:键校核：查表得.故强度足够。选轴的材料为钢，调质处理键8650轴承为7307ACl1=7
17、1l2=187l3=67十、II轴（中间轴）、轴承及键的设计目的过程分析结论高速轴的设计及其轴承装置、键的设计1. 已知条件：输入轴上的功率，小齿轮分度圆直径d1=102.19mm，齿轮宽度2. 选择轴的材料：因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由手册选用45钢，调质处理，选用45号钢调质处理。查课本取，C=100。3. 初定轴的最小直径：根据手册，取， 。4. 轴的结构设计段要装配轴承，所以查手册取，查手册选用7308AC轴承，L1=B+=50。装配低速级小齿轮，且取，因为要比齿轮孔长度少，。段主要是定位高速级大齿轮，所以取，L3=13。装配迪速级大齿轮，设计成齿轮轴， L4=
18、107。段要装配轴承，所以查手册取，选用7308AC轴承，L5=B+3+=45。齿轮端面与机体内壁间留有足够间距，取10mm，测量CAD草图，可得轴上力作用点的间距：l1=66 l2=103 l3=825. 轴的校核圆周力 ，方向与力的的作用点圆周速度方向相反径向力 ，方向由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力 方向可以有右手法则确定作用在2齿轮上的圆周力：径向力：轴向力：方向分别与1齿轮相反。求垂直面的支反力计算垂直弯矩：求水平面的支承力： 计算、绘制水平面弯矩图：轴向力较小，弯矩影响较小，暂不考虑，计算并绘制合成弯矩图。求合成弯矩图，按最不利情况考虑：求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m,n
19、-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径： m-m截面: n-n截面 由于，轴的强度富裕量很大，忽略轴向力计算不会影响轴的安全，所以该轴是安全的。6. 轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取考虑最不利的因素，查轴承7308AC，C=40200则，轴承使用寿命符合要求。7. 键的设计与校核：8. 键的设计与校核：已知，两个键大小一样，校核短键即可，键长60，因为齿轮材料为45钢。查课本155页表10-10得根据挤压强度条件，键的校核为：所以所选键为:选轴的材料为45#钢，调质处理轴承为7308AC
20、l1=66l2=103l3=82键 十一、III轴（输出轴）、轴承及键的设计目的过程分析结论高速轴的设计及其轴承装置、键的设计1. 已知条件：输入轴上的功率，2. 选择轴的材料：因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由手册选用45钢，调质处理3. 初定轴的最小直径：根据手册，取于是由式初步估算轴的最小直径，轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%。4. 联轴器选型：根据扭矩及轴径，查手册，根据联轴器型号LT8、GB/T 4323-2002。5. 轴的结构设计根据联轴器尺寸，取为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则取第二段轴径。查手册，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取设计
21、轴段，安装轴承，查手册取70，采用挡油环给轴承定位。选轴承7314AC。设计轴段，考虑到挡油环轴向定位，故取设计另一端轴颈，取，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。设计轴及宽度b，使齿轮轴向定位，故取取确定各轴段长度。有联轴器的尺寸决定，轴头长度， 其它各轴段长度由结构决定。齿轮端面与机体内壁间留有足够间距，取10mm，测量CAD草图，可得轴上力作用点的间距：l1=76 l2=162 l3=99校核该轴和轴承求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。由于F=0，联轴器无径向力产生弯矩。齿轮圆周力 ，方向与力的的作用点圆周速度方向相反径向力 ，方向由力的作用点指向轮3的转动中心轴向
22、力 方向可以有右手法则确定,齿轮4的作用力和主动齿轮3 的各个作用力大小相等，方向相反求水平面的支承力。计算、绘制水平面弯矩图。求垂直面的支反力：计算垂直弯矩：求合成弯矩图。求危险截面当量弯矩。从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径。因为材料选择调质，查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：考虑到键槽的影响，取因为，所以该轴是安全的。（5）轴承寿命校核。轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本取取按最不利考虑,则有：轴承最大当量动载荷查轴承7314AC，C=100000则 因此所该轴承符合要求
23、。键的设计与校核：因为d1=55装联轴器，查课本选键为，查课本得因为L1=82初选键长为80，校核所以所选键为: ，装齿轮查课本选键为，查课本得初选键长为90，校核所以所选键为:.选轴的材料为钢，调质处理轴承为7314ACl1=76l2=162l3=99键键十二、润滑与密封目的过程分析结论润滑与密封1润滑方式的选择 因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑。I，II，III轴的速度因子，轴承可选用脂润滑方式，查机械设计手册可选用ZN3钠基润滑脂。 2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封。3润滑油的选择因为该减速器属于一般减
24、速器，齿轮选择N220润滑油润滑十三、箱体结构尺寸目的分析过程结论高速级中心距a1175mm低速级中心距a2192mm下箱座壁厚0.025a+38mm上箱座壁厚10.025a+38mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm箱座上的肋厚M7mm地脚螺栓直径ddbM16底脚凸缘尺寸（扳手空间）L125mmL216mm地脚螺栓数目N6轴承旁连接螺栓直径d1M12轴承旁连接螺栓通孔直径d113mm剖分面凸缘尺寸C116mmC214mm上下箱连接螺栓直径D2M10上下箱连接螺栓通孔直径D211mm轴承盖螺钉直径D3M8检查孔盖连接螺栓直径D4M
25、6圆锥定位销直径D58mm减速器中心高H185mm轴承端盖外径D2110mm，120mm，180mm大齿轮顶圆与箱体内壁的距离122mm齿轮端面与箱体内壁的距离210mm十四、主要附件及作用形式计算项目计算及说明计算结果1 通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。选用通气器尺寸M161.52 窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。取A=220mm 3 油标尺 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面
26、较稳定的部位。 选用油标尺尺寸M164油塞为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。选用油塞尺寸 M181.55定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。GB117-86 8306 启盖螺钉 在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M10257起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩十五、设计心得总结这次关于带式运输机上的展开式两级减速器的课程
27、设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、机械设计课程设计等于一体。这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。十六、参考文献1.机械设计课程第七版 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2001年2.机械原理课程第六版 孙桓 陈作模主编 高等教育出版社2001年3.机械设计手册修订版 陈铁鸣 王连明 王黎钦主编 哈尔滨工业大学出版社 2003年4.机械设计手册（软件版）R2.0数字化手册系列（软件版）编写委员会编制 机械工业出版社 2003年5. 简明机械零件设计实用手册胡家秀 主编 机械工业出版社2003年6.机械设计课程设计李育锡 主编 高等教育出版社 2007年 7.减速器设计实例精解张春宜 主编 机械工业出版社 2010年30