機械設計課程設計 一級圓柱直齒輪減速器（帶式輸送機傳動裝置的設計）

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1、 課 程 設 計 說 明 書 課程名稱： 一級圓柱直齒輪減速器 設計題目：帶式輸送機傳動裝置的設計 院 系： 應用工程系 學生姓名： 學 號： 專業(yè)班級： 機電092 指導教師： 2010年10月 12日 《機械設計》課程設計 設計題目：帶式輸送機傳動裝置的設計 內裝：1. 設計計算說明書一份 2.

2、減速器裝配圖一張（A1） 3. 軸零件圖一張（A3） 4. 齒輪零件圖一張（A3） 應用工程系 系 機電092 班級 設計者： 指導老師： 完成日期： 2010年10月10日 杭州萬向職業(yè)技術學院 15 課 程 設 計 任 務 書 目 錄 機械設計課程設計計算說明書 1. 一、課 程 設 計 任 務 書………………………………… 二、摘要和關鍵詞…………………………………………… 2. 一、傳動方案擬定…

3、…………………………………………… 各部件選擇、設計計算、校核 二、電動機選擇………………………………………………… 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………………… 四、運動參數及動力參數計算………………………………… 五、傳動零件的設計計算……………………………………… 六、軸的設計計算……………………………………………… 七、滾動軸承的選擇及校核計算……………………………… 八、鍵聯接的選擇及校核計算………………………………… 九、箱體設計…………………………………………………… 課 程 設 計 任 務 書 設計題目 帶式輸送機傳動裝置的設計 學

4、生姓名 石磊 所在院系 應用工程系 專業(yè)、年級、班 機電092班 設計要求： 輸送機連續(xù)工作，單向運轉，載荷較平穩(wěn)，兩班制工作，使用期限8年，小批量生產。允許輸送帶速度誤差為3％。 輸送帶拉力F= 5.2kN；輸送帶速度V=1.6m/s ；滾筒直徑D=420mm；每日工作小時 H=16 。 學生應完成的工作： 1．編寫設計計算說明書一份。 2．減速器部件裝配圖一張； 3．繪制軸和齒輪零件圖各一張。 參考文獻閱讀： 1.《機械設計》課程設計指導書 2.《機械設計》圖冊 3.《機械設計手冊》 4.《機械設計》 工作計劃： 1

5、. 設計準備工作 2. 總體設計及傳動件的設計計算 3. 裝配草圖及裝配圖的繪制 4. 零件圖的繪制 5. 編寫設計說明書 任務下達日期： 2010 年 9 月 30 日 任務完成日期： 2010 年 10 月 13 日 計算過程及計算說明 一、 傳動方案擬定 （1） 工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，單向運轉，小批量生產，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。 （2） 原始數據：輸送帶拉力F= 5.2kN；輸送帶速度V=1.6m/s ；滾筒直徑D=420mm；每日工作小時 H=16 。允許輸送

6、帶速度誤差為3％ 二、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）傳動裝置的總功率： η總=η帶η3軸承η齒輪η聯軸器η滾筒 =0.960.9930.960.990.98 =0.87 (2)電機所需的工作功率： P工作=FV/（1000η總） =52001.6/（10000.87） =9.56KW 3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： n筒=601000V/πD =6010001.6/π420 =72.79r/min 按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I’a=3—5。取V

7、帶傳動比I’12—4，則總傳動比理時范圍為 I’a=6—20。故電動機轉速的可選范圍為n’d=I’an筒 n筒=（6~20）72.59=（436.74—1455.8）r/min 符合這一范圍的同步轉速有750 r/min和1000 r/min 根據容量和轉速，由有關手冊查出有2種適用的電動機型號：因此有2種傳支比方案：由《機械設計手冊》查得。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。 4、確定電動機型號 根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y160L-8 。

8、其主要性能：額定功率11kw：11同步轉速 1000 r/min滿載轉速970r/min， 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=970/72.59=13.36 2、分配各級偉動比 （1） 據指導書P7表1，取齒輪i帶=2.8（V帶傳動比I’1=2~4合理） （2） ∵i總=i齒輪i帶 ∴i齒輪=i總/i帶=13.36/2.8=4.8 四、運動參數及動力參數計算 1、計算各軸轉速（r/min） nI=n電機=970r/min nII=nI/i帶=970/2.8=346.43(r/min) nIII=nII/i齒輪=346.43/

9、4.8=72.17(r/min) 2、 計算各軸的功率（KW） PI=P工作η帶=9.560.96=9.18KW PII=PIη軸承η齒輪=9.180.990.96=8.72KW PIII=PIIη軸承η聯軸器=8.720.990.99=8.55KW 3、 計算各軸扭矩（Nmm） T工作=95509.56/970=94.12 Nmm TI= T工作η帶i帶=94.122.80.96=252.99Nm TII= TIi齒輪η軸承η齒輪 =252.994.880.990.96=1154.12 Nm TIII=TIIη軸承η聯軸器 =1154.120.990.99=

10、1131.15 Nm 五、傳動零件的設計計算 1.確定計算功率PC 由課本表8-7得：kA=1.1 PC=KAP=1.111=12.1KW 2.選擇V帶的帶型 根據PC、n1由課本圖8-10得：選用B型 。 1）初選小帶輪的基準直徑dd1由課本表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=140mm。 2）計算大齒輪的基準直徑。根據課本式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑dd2 dd2=i帶dd1=2.8140=392mm 由課本表8-8，圓整為dd2=400mm 3.確定帶長和中心矩 1）根據課本式（8-20），初定中心距a0=1000mm 2）由課本式（8

11、-22）計算帶所需的基準長度 Ld0≈2a0+π(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0） =21000+3.14（140+400）/2+（400-140）2/（41000）≈2863.9mm 由課本表8-2選帶的基準長度Ld=2800mm 按課本式（8-23）實際中心距a。 a≈a0+（Ld- Ld0）/2=1000+（140.79）/2=1070mm 4.驗算小帶輪上的包角α1 α1=1800-（dd2-dd1）/a57.30 =1800-（400-140）/107057.30 =159.020>900（適用） 6. 確定帶的根數z 1）計算單根

12、V帶的額定功率pr。 由dd1=140mm和n1=970r/min根據課本表4-6得 P0=2.66KW 根據n1=970r/min，i帶=2.8和B型帶，查課本表（5-6）得△P0=0.3KW 根據課本表4-7得Ka=0.95 根據課本表4-2得KL=1.1 計算V帶的根數z 由課本P83式（5-12） Z= P工作/（（P0+△P0）KaKL）=9.56/（（2.66+0.3）1.10.95）=3.09 圓整為4根 2、齒輪傳動的設計計算 1選定齒輪材料及精度等級及齒數 1）機器為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88）。 2）材料

13、選擇。由表課本表10-1選擇小齒輪和大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為280HBS。 3）選小齒輪齒數 z1=22，大齒輪齒數z2=224.8=106， 2按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式（10-9a） d1≥2.8(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3 (1)確定公式內的各計算數值 1） 試選載荷系數Kt=1.1 2） 計算小齒輪傳遞的轉矩 T1=9.55106P1/n1 =95.51069.18/346.43=25306.4Nmm d1≥2.8(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3=44 3)由課本tu 10-21按齒面硬度查得小齒輪的接

14、觸疲勞強度極限σHlim 1=530MPa；打齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim 2=490MPa； 3）計算齒寬b。 b=φdd1=1.144mm=48.4mm 取b2=50 mm; b1=b2 +（5~10mm）=55 mm 4） 計算模數。 模數：m=d1/Z1=43.8/22=1.99mm 查表5-1取標準模數 m=2 5） 查取應力校正系數 由課本表5—9查得 YSa1=4.21 YSa2=3.99 6）齒形系數 解得齒形系數為13.07 MPa 7）許用彎曲 解得許用彎曲為12.39 MPa 所以彎曲疲勞強度足夠

15、 4.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 d1= z1m=222=46mm d2= z1m=1062 =212mm （2）計算中心距 a=（d1+ d2）/2=（46+212）/2=131mm （3）計算齒輪寬度 b=φdd1=1.144mm=48.4mm 取b2=50 mm; b1=b2 +（5~10mm）=55 mm 六、軸的設計計算 輸出軸的設計計算 兩軸輸出軸上的功率P、轉數n和轉矩T 1、計算各軸轉速（r/min） nI=n電機=970r/min nII=nI/i帶=970/2.8=346.43(r/min) n

16、III=nII/i齒輪=346.43/4.8=72.17(r/min) 2． 計算各軸的功率（KW） PI=P工作η帶=9.560.96=9.18KW PII=PIη軸承η齒輪=9.180.990.96=8.72KW PIII=PIIη軸承η聯軸器=8.720.990.99=8.55KW 3.計算各軸扭矩（Nmm） T工作=95509.56/970=94.12 Nmm TI= T工作η帶i帶=94.122.80.96=252.99Nm TII= TIi齒輪η軸承η齒輪 =252.994.880.990.96=1154.12 Nm TIII=TIIη軸承η聯軸器

17、 =1154.120.990.99=1131.15 Nm 4、初步確定軸的最小直徑 mm 則取35mm mm 則取50mm 5、聯軸器的選擇 為了使所選輸出軸的最小直徑與聯軸器的孔相適應，故選聯軸器的型號。 聯軸器的計算轉矩Tca=KAT2,查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取KA=1.3，則 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器工程轉矩條件，查《機械設計手冊》，選用LT8型彈性柱銷聯軸器，。聯軸器的孔徑d1=50mm，半聯軸器長度L=84mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=112mm。 6、軸承的選擇 初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承

18、。參照工作要求，由軸承產品目錄中初步取0基本軸隙組、標準京都記得深溝球軸承代號6012，其尺寸dDB=60mm95mm18mm。 7、軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由課本表6-1查得平鍵截面bh=20mm12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸配合為H7/n6；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為12mm8mm50mm，半聯軸器與軸的配合為H7/k6. 8、確定軸上圓角尺寸 參考課本表15-2，取軸端倒角為245。 9、求軸上的載荷 1軸 2軸 按彎矩合成應

19、力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據課本式（15-5）及上圖的數據，以及軸單向旋轉，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力 σca1=[M12+（αT1）2] 1/2/W=[81263.382+（0.6100871）2] 1/2/（1843） =0.29MPa σca2=[M12+（αT2）2] 1/2/W=[76462.382+（0.6397656）2] 1/2/33656.9 =6.28 MPa前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由課本表15-1查得[σ-1]=60MPa。因此σca1＜σca2＜[σ-1]，故

20、安全。 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據根據條件，軸承預計壽命 1636010=576000小時 1、計算輸入軸承 （1）已知nI=417.39r/min nII=108.13r/min (2)計算當量載荷P1、P2 根據課本P263表（11-9）取f P=1.5 根據課本P262（11-6）式得 PI=fPxFr1=1.5(11039)=1558.5N PII=fPxFr2=1.5(1977.5)=1466.25 N (3)軸承壽命計算 ∵深溝球軸承ε=3 Lh=106C3/(60nP3) Lh1=106C3/(60nP13)=106[44.8

21、106] 3/[60320(1.51558.5) 3] =3.671014h>57600h Lh2=106C3/(60nP23)=106[44.8106] 3/[6070.8(1.51466.25) 3] =1.991015h>57600h ∴預期壽命足夠 八、鍵聯接的選擇及校核計算 由課本式（6-1） σp=2T103/（kld） 確定上式中各系數 TI=100.871Nm TII=397.656Nm k1=0.5h1=0.512mm=6mm k2=0.5h2=0.58mm=4mm l1=L1-b1=63mm-12mm=51mm l2=

22、L2-b2=50mm-12mm=38mm d1=70mm d2=38mm σp1=2TI103/（k1l1d1）=274.22103/（65170） =6.93MPa σp2=2TII103/（k2l2d2）=2315.51103/（43838） =109.24 MPa 由課本表6-2[σp]=100-120 所以σp1≤[σp] σp2≤[σp] 滿足要求 九、箱體設計 名稱 符號 尺寸（mm） 機座壁厚 δ 9 機蓋壁厚 δ1 9 機座凸緣厚度 b 13 機蓋凸緣厚度 b1 13

23、機座底凸緣厚度 b2 22 地腳螺釘直徑 df 22 地腳螺釘數目 n 4 軸承旁聯結螺栓直徑 d1 16 機蓋與機座聯接螺栓直徑 d2 12 聯軸器螺栓d2的間距 l 150 軸承端蓋螺釘直徑 d3 8 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 6 定位銷直徑 d 8 df，d1, d2至外機壁距離 C1 26, 22, 16 df， d2至凸緣邊緣距離 C2 25, 15 軸承旁凸臺半徑 R1 24 凸臺高度 h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 外機壁至軸承座端面距離 l1 60 大齒

24、輪頂圓與內機壁距離 △1 10 齒輪端面與內機壁距離 △2 10 機蓋、機座肋厚 m1 ,m 7， 7 軸承端蓋外徑 D2 160， 160 軸承端蓋凸緣厚度 t 8 軸承旁聯接螺栓距離 s 盡量靠近，以Md1和Md2互不 干涉為準，一般s=D2 η總=0.87 P工作=9.56KW n滾筒 =72.79r/min

25、 電動機型號 Y160L-8 i總=13.36 據手冊得 i齒輪=4.8 i帶 =2.8 nI =970r/min nII=346.43r/min nIII=72.17r/min PI=9.18KW PII=8.72KW PIII=8.55KW TI=94.12Nm TII=252.99Nm TIII=1154.12Nm dd2=392mm 取標準值 dd2=400mm Ld=2800mm 取a0=100

26、0 Z=4 i齒=4.8 Z1=22 Z2=106 T1=25603.4Nmm αHlimZ1=530Mpa αHlimZ2=490Mpa d1=44mm m=2mm d1=46mm d2=212mm a=131mm B2=55mm B1=50mm dmin2=50mm dmi

27、n1=35mm 深溝球軸承213，其尺寸dDT=65mm120mm23mm σca1=0.27MPa σca2=5.96MPa 軸承預計壽命 576000h f P=1.5 PI=1558.5N PII=1466.25 N Lh1=3

28、.671014h Lh2=1.991015h k1=6mm k2=4mm l1= 51mm l2=38mm d1=70mm d2=38mm σp1=6.93MPa σp2=109.24 MPa [σp]=100-120 參考資料 1.李海平主編.機械設計基礎課程設計.北京：機械工業(yè)出版社，2010 2.任成高主編.機械設計基礎.北京：機械工業(yè)出版社，2006 3.朱龍根主編.簡明機械零件設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社， 1997.11 4.錢可強主編.機械制圖.北京：高等教育出版社，2007.5