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1、机械设计基础课程设计计算说明书 设计题目 带式运输机单级斜齿圆柱齿轮减速器 能动学院 院(系) 轮机1201 班 设 计 者 李泽之 指导老师 卢耀舜 目 录1.设计任务书.32.传动方案设计.33.电动机的选择计算.44.齿轮传动的设计计算.65.轴的设计计算及联轴器的选择.106.键连接的选择计算.157.滚动轴承的校核.158.润滑和密封方式的选择.179.箱体及附件的结构设计和计算.1710.设计小结.1911.参考资料.201减速器的设计任务书11设计目的：设计带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器。12工作条件及要求：用于铸工车间运型砂，单班制工作（8小时工作制），工作有轻微振动，使用
2、寿命为10年。带式运输机的工作数据如下：运输带工作拉力F（N）运输带的速度V（m/s）卷筒的直径D（mm）8002.72302传动方案设计根据已知条件可计算出卷筒的转速为若选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机则可估算出传动装置的总传动比为4.15或6.22，考虑减速器的工作条件和要求，暂选下图所示传动方案，其特点为：减速器的尺寸紧凑，闭式齿轮传动可保证良好的润滑和工作要求。运输带联轴器轴齿轮齿轮轴联轴器卷筒轴电动机3电动机的选择计算31电动机的选择311电动机类型的选择根据动力源和工作要求，选Y系列三相异步电动机。312电动机功率的选择工作机所需有效功率 。由传动示意图
3、可知：电动机所需有效功率式中，为传动装置的总效率 =0.886 。设，分别为滚动轴承（3个）、闭式齿轮（设齿轮精度为8级）、弹性连轴器（2个）、运输机卷筒的效率。查表得，则传动装置的总效率电动机所需有效功率 。查表选取电动机的额定功率为 。313电动机转速的选择工作机所需转速 。查表2-3知总传动比 =35。则电动机的满载转速。= x i+251.88x(35)=(755.641259.4)查表选取满载转速为 =960r/min同步转速为的Y132S-6型电动机，则传动装置的总传动比，且查得电动机的数据及总传动比如下：电动机型号额定功率 KW同步转速 r/min满载转速 r/minY132S-
4、63KW1000r/min960r/min总传动比轴伸尺寸 DE中心高 mm平键尺寸 FG3.9838mm80mm132mm10mm33mm32传动比的分配由传动示意图可知：只存在减速器的单级传动比，即闭式圆柱齿轮的传动比，其值 i=4.28 33传动装置的运动和动力参数计算331各轴的转速计算由传动示意图可知, 轴，的转速：332各轴的输入功率计算因为所设计的传动装置用于专用机器，故按电动机的所需功率计算。轴，的输入功率：333各轴的输入转矩计算轴，的输入转矩：=9550=24.07 N.mT2=9550 P2n2=98.78 N.mT3=9550 p3n3=89.47 N.m以供查询。轴号
5、转速n r/min功率P KW转矩T NM传动比 i960 2.42 24.07 4.28224.302.3298.781 224.302.2796.654齿轮传动的设计计算如传动示意图所示：齿轮和的已知数据如下表： 齿轮功率P KW转速n r/min转矩T NM =2.32kw T3=98.7841选择齿轮精度 按照工作要求确定齿轮精度为8级。42选择齿轮材料 考虑到生产要求和工作要求，查图表，可得（小）、（大）齿轮的选材，及相应数据如下：齿轮材料热处理硬度弯曲疲劳极限应力接触疲劳极限应力45钢调质45钢正火由于该齿轮传动为闭式软齿面传动，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲劳强度进行设
6、计，并校核其齿根弯曲疲劳强度。43许用应力计算 齿轮、的循环次数（使用寿命为10年）为：查图得,设取（两轮均为软齿面）可求得：44按接触疲劳强度进行设计441小齿轮的名义转矩 442选取各系数并列表载荷系数齿宽系数重合度系数（斜齿轮电动机传动）（软齿面）443初定齿轮的参数 ，取Z2=77 444初算分度圆直径并确定模数和螺旋角因两齿轮均为钢制，故，则所以 a取圆整值为 ；法向模数：，圆整为标准值。调整螺旋角：445计算齿轮的几何尺寸螺旋角， 法向模数，齿数， 中心距.分度圆直径：齿顶圆直径：齿根圆直径：齿宽：446计算齿轮的圆周速度齿轮实际传动比 i=86/20=4.3，相对误差百分比为（4
7、.3-4.28）/4.3=0.5%5%符合精度要求。448齿轮的受力分析齿轮，的受力情况如下图所示： Fr2齿轮 接 运输带 Ft2 Fa2Fr1 Fa1 Ft1齿轮 接电机各力的大小分别为：圆周力：径向力：轴向力：5轴的设计计算及联轴器的选择51选择轴的材料该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢。查表知。52初算轴径轴的轴径即为电动机外伸轴直径高速轴（与齿轮配合）： 查表取C=110并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径：低速轴（与齿轮配合）： 查表取C=110，并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径轴：查表取C=110，并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径53联轴器的选择由电动机外伸轴径及传动要求
8、，公称转矩，查表选取LT7弹性套柱销联轴器，故取轴与联轴器连接的轴径为30mm。 因为轴与轴的最小轴径分别为并考虑传动要求，公称转矩，查表选取凸缘联轴器YL10，故轴与联轴器连接的的轴径为32mm，轴与联轴器连接的的轴径为32mm。54轴承的选择根据初算轴径，考虑轴上零件的轴向定位和固定，假设选用深沟球轴承，查表可估选出装轴承处的轴径及轴承型号，见下表：轴号装轴承处的轴径轴承型号30mm滚动轴承6206 GB/T2769450mm滚动轴承6210 GB/T276-9455齿轮的结构设计551大齿轮因为齿顶圆直径：，为了减轻重量和节约材料，并考虑机械性能，故大齿轮采用实心式齿轮结构，且取与轴连接
9、处的直径为50mm。552小齿轮因为齿顶圆直径：,故作成齿轮轴形式。56轴的设计计算561轴径和轴长的设计高速轴:D1=32mm D2=40mm D3=45mm D4=55mm D5=41.237mm D6=55mm D7=45mmL1=80mm L2=58mm L3=17mm L4=15mm L5=46.237mm L6=15mm L7=17mm低速轴：D1=32mm D2=40mm D3=50mm D4=52mm D5=60mm D6=55mm D7=50mm L1=80mm L2=49mm L3=37mm L4=35mm L5=5mm L6=13mm L7=17mm5.6.2低速轴的校核
10、（1）受力分析：低速轴上齿轮的受力情况，已经分析清楚（见齿轮部分“7）”）。各力的大小分别为：圆周力：径向力：轴向力： A D Ft2 B C水平面的受力和弯矩图 FRA FRB 32.510N.m垂直面的受力和弯矩图 Fa2 Fr2 FRA FRB 26.177N.m 1.780N.m合成弯矩图 41.739N.m 32.559N.m转矩图 T2=107.26N.m当量弯矩图 76.886N.m 72.315N.m T2=64.571N.m（2）轴承的支反力：水平面上的支反力：垂直面上的支反力：（3）画弯矩图：剖面C处水平面的弯矩：垂直面上的弯矩：合成弯矩：（4）画转矩图（5）画当量弯矩图：
11、因单向回转，视转矩为脉动循环。已知查表得，则剖面C处的当量弯矩（6）判断危险剖面并验算强度： 剖面D当量弯矩最大，而其直径与邻段相差不大，估剖面D为危险剖面。已知 剖面C处的直径最小，顾该剖面也为危险剖面所以其强度足够。6.键连接的选择计算 各处的键均采用有轻度冲击的普通平键半圆键的联接方式，查表可得电动机处的键是查表所得，故无须校核。低速轴联轴器处选键C1070 GB1096-2003，其挤压强度为低速轴齿轮处选键A1632 GB1096-79，其挤压强度为所以各键强度足够.7.滚动轴承的校核在轴的设计计算部分已经选用如下表所示深沟球轴承：轴号装轴承处的轴径轴承型号30mm滚动轴承6206
12、GB/T276-9450mm滚动轴承6210 GB/T276-94低速轴轴承的校核7.1轴的受力状况及轴承载荷计算水平面上的支反力：垂直面上的支反力：轴承所承受的径向载荷轴向外载荷轴承的转速n=224.30r/min单班制工作，预期寿命10年，则 7.2求当量动载荷FAFR2FR1查表取 按图，轴承未承受轴向载荷，故轴承受轴向载荷；，查表取，查表取故仅计算轴承的寿命即可。7.3求轴承的寿命实际寿命比预期寿命大，故所选轴承合适。8.润滑和密封方式的选择8.1齿轮润滑剂的选择因是闭式齿轮传动，且齿轮选用 45钢，调质处理，其硬度 且节圆处：所以两个齿轮均采用油润滑，开油沟，油沟尺寸为 abc=5m
13、m8mm5mm。查表，选择润滑油的黏度为118，选择油的代号为AN150全损耗系统用油GB443-19898.2齿轮的润滑方式因为故采用油池浸润润滑。8.3轴承的润滑采用飞溅方式直接用减速器油池内的润滑油进行润滑。8.4密封方式的确定根据减速器的密封要求，选择接触式密封方式，根据轴径查表选择毡圈油封及槽，分别选：毡圈40JB/ZQ4406-86、毡圈40 JB/ZQ4406-86。箱体剖分面上允许涂密封胶或水玻璃，不允许塞入任何垫片或填料。9.箱体及附件的结构设计和计算9.1减速器铸造箱体的结构尺寸参照表5-1各部位尺寸列于下表：名称符号结构尺寸名称符号结构尺寸箱体壁厚8mm连接螺栓轴承旁螺栓
14、直径d110mm箱盖壁厚18mm沉头座直径D126mm凸缘厚度箱座b12mm通孔直径d1/13.5mm凸缘尺寸C120mmC216mm箱盖B112mm箱体箱座螺栓直径d210mm沉头座直径D218mm底座B225mm通孔直径d2/10mm轴承旁凸台高度h35mm螺栓间距l150mm半径R120mm凸缘尺寸C115mm轴承盖外径D280mm,805mmC212mm地脚螺钉直径df12mm轴承盖螺钉直径d38mm数目N4个视孔盖螺钉直径d46mm通孔直径Df/15mm定位销螺钉直径d6mm沉头座直径D032mm箱体外壁至轴承端面的距离L150mm底座凸缘尺寸C122mm大齿轮顶圆与箱体内壁距离11
15、0mmC220mm齿轮端面与箱体内壁的距离210mm肋厚箱座m7mm箱座高度H135mm箱盖m17mm油面高度h 50mm铸件有1：20的拔模斜度，铸造圆角半径取R=2mm,沉头座锪平。9.2附件设计9.2.1窥视孔和视孔盖窥视孔开在啮合区的上方并有适当的大小，窥视孔平时用盖板盖住，加密封垫圈，螺钉连接。尺寸如下： 9.2.2通气器选M121.25型通气塞。9.2.3起吊装置选吊耳环和吊钩。吊耳环尺寸为：吊钩尺寸为：9.2.4 油面指示器选油标尺M12。9.2.5油孔和螺塞放油孔位于箱座内底面最低处，内底面作成1度至1.5度斜面，油孔附近作出凹坑。采用螺塞M16x1.5JB/ZQ4450-19
16、86型外六角螺塞，加装封油垫。9.2.6起盖螺钉采用螺栓GB5783 M1035，螺钉端部作成圆柱端。数量为2个。9.2.7定位销采用销GB117 A830 ，两个，非对称分布。10设计小结通过两周的课程设计，比较圆满的完成了本次课程设计，在完成了全部的图纸和编写设计计算说明书任务之后我又对设计计算和结构设计进行了分析。我认为我的设计只能说基本上满足了设计任务书的要求，设计方案还有欠缺。高速轴的齿轮做成了齿轮轴，既难已加工又不美观。在效率计算时，没有考虑到传送带的效率，这样计算的结果可能会与实际情况有偏差，不过由于设计时间已过大半，再从头算起已是没有时间。由于是初次设计，所以在机械的装配图和主
17、要零件的工作图以及设计计算说明书中均可能不同程度的出现错误，通过和同学们的讨论以及互相检查，我已经尽了自己最大的努力纠正了错误，并且获得了一定的经验，但是，由于自身水平有限，可能还有一些错误没有检查出来，敬请老师帮忙指正，以期完善本次设计。由于本人没有实践设计经验，所以在机械的结构、工艺性设计方面还存在着一些与实际情况不相符的错误，至于其他方面我认为还是可以接受的。通过本次设计，我掌握了设计机械的一些基本的方法以及设计流程，掌握了如何迅速查阅资料、进行校核，还掌握了如何一边设计、一边画图和一边修改完善的“三边法”设计方法。总之，这次课程设计使我的设计能力和动手能力有了质的飞跃，在以后的设计中我会扬长补短，尽自己最大的努力提高设计质量，避免造成无谓的损失。11参考资料1 唐增宝,何永然,刘安俊主编.机械设计课程设计（修订版）.武汉: 华中理工大学出版社,1999.2 黄华梁,彭文生主编.机械设计基础（第三版）.北京：高等教育出版社，2001. 3 大连理工大学工程画教研室编.机械制图（第四版）.北京：高等教育出版社出版，1998.4 胡凤兰主编.互换性与测量技术基础. 北京：高等教育出版社出版， 2005.