一级减速器的设计..

机械设计课程设计

说明书

课题名称 一级圆柱齿轮减速器的设计

目录

第一章 绪论

第二章 课题题目及主要技术参数说明

2.1 课题题目 2.2 主要技术参数说明 2.3 传动系统工作条件 2.4 传动系统方案的选择

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

3.2 电动机选择 3.3 传动比分配 3.4 动力运动参数计算

第四章 V带的设计 4.1 选择普通V带型号

4.2 大小带轮的基准直径d2，d1；验算带速 4.3 求V带基准长度和中心距 4.4 计算包角 4.5 确定V带根数 4.6 确定初拉力F0 4.7 周上载荷Q

第五章 齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)

5.1 齿轮材料和热处理的选择 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 5.2.2 齿轮弯曲强度校核 5.2.3 齿轮几何尺寸的确定 5.3 齿轮的结构设计

第六章 轴的设计计算(从动轴)

6.1 轴的材料和热处理的选择 6.2 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

6.2.2 轴的结构设计 6.2.3 轴的强度校核

第七章 轴承、键和联轴器的选择

7.1 轴承的选择及校核 7.2 键的选择计算及校核 7.3 联轴器的选择

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

8.1 润滑的选择确定 8.2 密封的选择确定 8.3减速器附件的选择确定

8.4箱体主要结构尺寸计算

第九章 总结

参考文献

第一章 绪 论

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》、《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、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。

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。

原始数据 题号 运输带拉力F （KN） 运输带速度V （m/s） 卷筒直径D （mm） 设计人员 4 1.8 1.4 200 李亮 范佳钰 设计任务要求： 1. 减速器装配图纸一张（１号图纸）

2. 轴、齿轮零件图纸各一张（２号或３号图纸） 3. 设计说明书一分 4. 草图一份

2.2 主要技术参数说明

输送带的最大有效拉力F=1800N，输送带的工作速度V=1.4m/s，输送机滚筒直径D=200 mm。

2.3 传动系统工作条件

带式输动机工作时有轻微震动，经常满载。空载起动，单向运转，两班制工作（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为10年(每年按300天计算)三相交流电源的电压为380/220V。

2.4 传动系统方案的选择

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。

图1 带式输送机传动系统简图

图1 带式输送机传动系统简图

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=1800×1.4/1000=2.52kw （二）总效率总 2 总=带齿轮联轴器滚筒轴承 查机械设计指导书得： 带=0.96 齿轮=0.97 联轴器=0.99 滚筒=0.96 2=0.99轴承 =0.96×0.97×0.99×0.96×0.99×0.99 =0.867 （三）所需电动机功率Pd *0.99 I带=3 电动机选择Y100L2-4 PdPw/总2.52/0.8672.91(KW) （四）确定电动机转速 滚筒工作转速为： N滚筒＝60×1000·v/（π·D） =(60×1000×1.4)/（200·π） =133.76 r/min 根据设计指导书Ｐ81表9.2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ齿=2～4，取Ｖ带传动比Ｉ带=3 ；则总传动比理论范围为：Ｉ总＝6～12。 故电动机转速的可选范为 Nd=I总×N滚筒 =(6～12)×133.76 =802.56～1605.12 r/min 则符合这一范围的同步转速有：1000 r/min、1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500 r/min的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，由机械设计指导书表14.1选定电动机型号为Y100L2-4.其主要性能如下： 电动机型额定功率满载转速 启动转矩最大转矩号 KW r/min 额定转矩 额定转矩 Y100L2-4 3 1420 2.2 2.2

电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表： 型号 H A B C D E Y110000 L2-4 K b 12 205 160 140 63 28 60 F×GE 8×7 G 24 b1 180 b2 105 h 245 AA 40 BB HA 1714 6 L 380 3.3 传动比分配 工作机的转速n滚=60×1000v/（D） =60×1000×1.4/(3.14×200) =133.76r/min i总n满/n滚1420/133.7610.62 取 i带3 则i齿i总/i带10.62/33. I带=3 I齿=3. 3.4 动力运动参数计算 （一）转速n 计 算 及 说 明 结果

n0=n满=1420（r/min） nI= n0/i带=n满/i带=1420/3=473.333（r/min） nII=nI/i齿=473.333/3.=133.71（r/min） nIII=nII=133.71（r/min） （二） 功率P P0Pd2.91(kw) P1P0带2.910.962.79(kw) P2P齿轮轴承2.790.970.992.68(kw) 1P3P2联轴器轴承2.680.990.992.63(kw) （三）转矩T T09550P0/n095502.91/1420 =19.57(N﹒m) T1T0带i带19.570.96356.36(Nm) T2T1齿轮轴承i齿56.360.970.993. = 191.59(N﹒m) T3T2联轴器轴承i齿带191.590.990.991 = 187.78(N﹒m ) 计 算 及 说 明 结果

将上述数据列表如下： T功率 N / 轴号 -1P/kW /(r.min) ( N﹒m) i 电 动机2.91 1420 19.57 3 0.96 轴 1 轴 2.79 473.333 56.36 2轴 2.68 133.71 191.59 3. 0.97 滚 2.63 133.71 187.78 1 0.99 筒轴 由机械设计课本P188表11-5查得KA=1.2 （1）选择普通V带型号 由课本P1 由PC=KA·P=1.2×2.91=3.492（ KW） 表11-6得， 根据机械设计课本P188图11-15得知其交点在A型交界线处，故选A型 推荐的A型V带。 小带轮基准直径为 （2） 求大小带轮的基准直径d2、d1，验算带速 75mm~125m m 确定带轮的基准直径，并验算带速： D1=100mm 则取小带轮 d1=100mm D2=300mm 大带轮直径： d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε) 设（ε=0.02） n1=1420r/mi =3×100×(1-0.02)=294mm n 大带轮转速： n2=463.87r/ n2=(1-ε)D1n1/D2=(1-0.02)*100*1420/300=463.87r/min min 由表9-2取d2=300mm (虽使n2略有增大，但其误差小于5%，故允许) 选用A型普通V带 d1n13.141001420v7.43m/s 601000601000V=7.43m/s，带速合适 5m/s初步选取中心距a=d2+d1=300+100=400mm，取a0=400mm 符合0.7（d2+d1)Pc2.5(1)qv2 F0=500vZK =500*3.492*（2.5-0.946）/（7.43*3）+0.10*7.43*7.43 =127.25 N 由机械设计课本P179表11.4得q=0.10kg/m （7） 轴上载荷Q Q=2ZF0sin12=2*3*127.25*sin155.80/2 =746. N 第五章 齿轮的设计计算 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 Hlim1580MPa,Hlim2530MPa,SHlim = 1 Flim1215MPa,Flim2200MPa,SFlim1 n1/n2473.333/133.713. 由《机械零件设计手册》查得 ZN1 = ZN2 = 1 YN1 = YN2 = 1.1 Hlim1ZN1 由H1SHlim5801580MPa 1

H2 F1 F2 Hlim2ZN2SHlim5301530MPa 1Flim1YN1SFlim2151.1236.5MPa 12001.1220MPa 1Flim2YN2SFlim（一）小齿轮的转矩TI T19550P1/n195502.79/473.3356.29(Nm) （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，齿轮在两轴承间对称布置。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 =3. （四）选择齿宽系数d 根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。且齿轮HB<350，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 d1≥ 计 算 及 说 明 结果

计 算 及 说 明 结果

38KTI(u1)d[H2]2u=831.156.29(3.1)153023. = 58.94( mm) （六）确定齿轮模数m ad1158.94*13./2133.80mm 2 m =(0.007～0.02)a = (0.007～0.02)×133.80 =0.94～2.676 取m=2 （七）确定齿轮的齿数Z1和z2 d58.9429.47 取 Z1 = 30 Z11m2Z2Z13.30106.2 取 Z2 = 107 （八）实际齿数比' ' Z1 = 30 Z2 = 107 Z21073.567 Z130'0.008 齿数比相对误差 Δ<±2.5% 允许 （九） 计算齿轮的主要尺寸 d1mZ123060(mm) d1=60mm d2=214mm d2mZ22107214(mm) 计 算 及 说 明 结果

中心距 a1d1d2160214137mm 22 齿轮宽度 B2dd116060(mm) B1 = B2 + (5～10) = 65～70(mm) 取B1 =67 (mm) （十）计算圆周转速v并选择齿轮精度 va=137mm d1n16010003.1460473.3331.486m/s 601000 <2m/s 查表应取齿轮等级为9级， 但根据设计要求齿轮的精度等级为8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 F1236.5MPa F2220MPa （二）计算两齿轮齿根的弯曲应力 由《机械零件设计手册》得 YF1=2.63 YF2=2.19 比较YF/F的值 B1=67mm B2=60mm V=1.486 (m/s) 定为IT9 YF1/[F1]=2.63/244=0.0111>YF2/[F2]=2.19/204=0.00995 计算大齿轮齿根弯曲应力为 计 算 及 说 明 结果

2000KT1YF1200061.9192.63 F1 B2m2Z26022107 12.683(MPa)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 ** 强度足够 da1d12ha1Z12ham(3021)2(mm) da2d22ha2Z22ham(10721)2218(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) 齿根圆直径df df1d12hf6022.555(mm) df2d22hf21422.5209(mm) da1=mm da2=218mm h=4.5mm S=3.14mm P=6.28mm hf=2.5mm ha=2mm df1=55mm df2=209mm 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60(mm) 轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 取 0=8 轮缘内径 D2=da2-2h-20=209-2×4.5-2×8 计 算 及 说 明 结果

= 184(mm) 取D2 = 185(mm) 腹板厚度 c=0.3B2=0.3×60=20 腹板中心孔直径D0=0.5*(D1+D2)=0.5*(80+184)=132(mm) 腹板孔直径d0=0.25*（D2-D1）=0.25*（184-80） =26(mm) 齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1 齿轮工作如图2所示：

计 算 及 说 明 结果

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 b=650MPa s=360MPa 1=280MPa 6.2 轴几何尺寸的设计计算 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 3 主动轴 d1=c3P1=115n1P2=115n232.79=20.77 473.332.68=31.24 133.713从动轴d2=c考虑键槽d1=20.77*1.05=21.81 考虑键槽d2=31.24×1.05=32.80 选取标准直径d1=22（mm） 选取标准直径d2=33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 D1=22mm D2=33mm Ft=2000T2d2=2000×133.71/209=1279.52N 径向力 Fr=Fttan=1279.52×tan20°=465.71N 由于为直齿轮，轴向力Fa=0 作从动轴受力简图：（如图3所示）

计 算 及 说 明 结果 L=110mm RHA=RHB=0.5Ft=0.5×1279.52=639.76(N) MHC=0.5RHAL=639.76×110×0.5/1000=35.19(Nm) RVA=RVB=0.5Fr=0.5×465.71 =232.86(Nm) MVC=0.5RVAL=232.86×110×0.5/1000=12.81(Nm) 转矩T=158.872(Nm) 校核 MC=MHCMVC=35.19212.812=37.45(Nm) 22 Me=MCaT=37.4520.6158.872=102.42(Nm) 222 由图表查得，1b=55MPa 3 d≥10Me=100.11b3102.42=26.51(mm) 0.1*55齿根圆直径df1=d1-2（ha+c）mn=55mm 考虑键槽d=26.51mm < 55mm 则强度足够 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个从动轴（GB/T276-1993）从动轴承6209 2个 承 2个 （GB/T276-1993） 寿命计划：

计 算 及 说 明 FP=r=465.71 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 3106ftCr10625.611000L10h===20704181 60n2P60133.71465.71 预期寿命为：10年，两班制 L=10×300×16=48000计 算 及 说 明 结果 7.3 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器 K=1.3 1.32.68KPII=9550×=248.84 133.71nIITC=9550选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩Tn=250，选用TL8型弹性TC计 算 及 说 明 结果 1.齿轮润滑选用150号机械油，最低～最高油面距10～20mm， 需油量为1.5L左右 2.轴承润滑选用2L—3型润滑脂，用油量为轴承间 隙的1/3～1/2为宜 齿轮用150号机械油 轴承用2L—3型润滑脂 8.2密封形式 1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封 选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 2.观察孔和油孔等处接合面的密封 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封 3.轴承孔的密封 闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部 轴的外伸端与透盖的间隙，由于V<3（m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封 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：

计 算 及 说 明 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 结果 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 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

第九章 总结

通过本次课程设计，使自己对所学的各门课程进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距离，在今后还需要继续学习和实践。

本设计由于时间紧张，在设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品的话还需要反复的考虑和探讨。但作为一次练习，确实给我们带来了很大的收获，设计涉及到机械、电气等多方面的内容，通过设计计算、认证、画图，提高了我对机械结构设计、控制系统设计及步进电动机的选用等方面的认识和应用能力。总之，本次设计让我受益非浅，各方面的能力得到了一定的提高。

参考文献

1、《机械设计课程设计指导书》，宋宝玉等主编，高等教育出版社。 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》教材

5、《工程力学》教材 6、其它机械类专业课程教材