机械设计课程设计计算说明书带式输送机的减速器设计（含全套图纸）.doc

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1、机械设计课程设计计算说明书CAD图纸，联系QQ153893706 设计题目：带式输送机班级：机化2班学号：设计者：指导老师： 目录1. 题目及总体分析32. 各主要部件选择43. 选择电动机54. 分配传动比55. 运动和运动参数的设计66. 联轴器的选择和设计77. 圆柱齿轮传动的设计168. 链传动的设计189. 轴及轴承装置、键的设计34轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计24轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计29轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计3410. 润滑与密封3411. 箱体结构尺寸3612. 设计总结3713. 参考文献37一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定

2、条件：由电动机驱动，输送带的牵引力，运输带速度，运输机滚筒直径为。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年300个工作日，每天工作16小时，具有加工精度7级（齿轮）。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下： （1）图示：5为电动机，4为联轴器，为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动

3、，7为高速级齿轮传动，。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。二.各主要部件选择目的过程分析结论动力源电动机齿轮一般传动高速级、低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向力不大深沟球轴承联轴器弹性联轴器三、选择电动机1、选择电动机的类型和结构形式。 由于Y系列三相异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼型电动机是全国统一设计的产品，具有效率高，起动转矩大、噪声底、震动小、性能优良、外形美观等优点，并且广泛应用于各种机械设备驱动，因而选择Y系列全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机。2、选择电动机的效率（容量）。1）、首先确定传动装置

4、的总体效率。查表得：开式链传动的效率1=0.92，滚动轴承（球轴承一对）传动效率2=0.99；闭式圆柱齿轮的传动效率1=0.97；弹性套柱销联轴器的传动效率1=0.99；输送带鼓轮的传动效率1=0.97。 由公式 =1234 得：由电动机至工作电机主轴之间的总效率： = 工作机所须的功率：= 工作机所须的电动机的功率：又由于工作载荷稳，因此选用Y112M-4型号电动机，详细如下表：额定功率型号满载时堵转电流额定电流堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩飞轮转矩N质量Kg转速（r/min）电流（A）功率功率因数（）4kwY112M-414408.7784.50.827.02.22.20.09543 安

5、装及外型尺寸如下表：中心高 H外型尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸键公称尺寸112 12 四、确定传动装置的总的出动比和分配传动比1、1）计算鼓轮轴工作转速 2）总传动比 2、分配传动比装置各级传动比 由于链传动常取值为初取，则减速器的传动比为 对于两级圆柱齿轮减速器的传动比，由于高速级的传动比，所以初取所以 五、运动和动力参数计算令电机的轴为0轴，高速轴为1轴，中间轴为2轴，低速轴为3轴，鼓轮轴为4轴；且相轮两轴的传动比分别为 、。1、 各轴的转速分别为： 1 各轴的输入功率： 各轴的输入转矩六、选择联轴器的类型和型号1、类型选择为了隔离振动与冲击，选用弹性套拄销联轴器2、 载荷计

6、算公称转矩：，其中电动机伸出的直径由表14-1查得 ，故3、 型号选择4、 从GB5014-85中查得TL4型弹性套拄销联轴器的许用转矩为83，许用最大转速为，轴控直径为2028mm之间，故合用。七、圆拄齿轮传动的设计1、高速级，此时的传动比1）、选择齿轮的类型、精度等级、材料及齿数按图（1）所示的传动方案，选用直齿轮圆拄齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故7精度的（GB10095-85）。材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料围45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差围40HBS。选小齿轮的Z1=19，则大齿轮的齿数，取2）、

7、按齿面接触强度设计由设计公式 进行计算。（1） 确定公式内各计算数值试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩由表10-7选取齿轮系数（不对称分布）。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 （2） 计算试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值计算圆周速度v 计算齿宽计算齿宽与齿高之比模数齿高计算载荷系数K根据计算载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数由表查得直齿轮：由表查得使用系数由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，由

8、图2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3）、按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的计算数值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寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得计算载荷系数查取齿形系数由表查得查取应力校正系数由表查得计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大（2）、设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数1.48并就近圆整为标准值1.5。按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数取这样设计出的齿

9、轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4）、几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿宽取、结构设计及绘制齿轮的零件图2、低速级，此时的传动比1）选取与高速级的齿轮类型、精度的级、材料。初取小齿轮的齿数，大齿轮齿数 取2）按齿面强度设计由设计计算公式进行试算，即（1）确定公式各计算数值试选载荷系数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 （3） 计

10、算试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值计算圆周速度v 计算齿宽计算齿宽与齿高之比模数齿高计算载荷系数K根据计算载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数由表查得直齿轮：由表查得使用系数由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，由图2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3）、按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的计算数值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寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得计算载荷系数查取齿形系数由表查得查取应力校正系数由表查得计算大小齿轮

11、的，并比较大齿轮的数据大（2）、设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.67并就近圆整为标准值3。按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4）、几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿宽取、结构设计及绘制齿轮的零件图八、链传动的设计初取链传动的传动比i=3，电动机的额定功率P=4KW，主动链轮的轮速1、选择链轮的齿数 取小链轮的齿数，大链轮的齿数为。2、确定计算功率由表9-6查得，由图9-13查得，单排链，则计

12、算功率为3、选择链条型号和节距 根据及查图911，可选。查表91，链条节距为。1、 计算链节数和中心距初选中心距。取。相应的链长节数为取链长节数。查表97得到中心距计算系数，则链传动的最大中心距为2、 计算链速v，确定润滑方式 由和链号，查图914可知应采用滴油润滑。3、 计算压轴力有效圆周力为： 链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为4、 计算链轮的主要尺寸小链轮：分度圆直径齿顶圆直径 （其中为磙子外径） 齿根圆直径 齿高 确定的最大轴凸缘直径（ 其中为内链板高度）大链轮：分度圆直径齿顶圆直径 齿根圆直径 齿高 确定的最大轴凸缘直径九、轴、轴承的设计一）、轴1的设计1、求出轴1上的功率、转速

13、和转矩 由上面的计算得=3.18KW =1440r/min =21.092求出作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为则 3、初步确定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径.为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则;查机械设计手册，选用TL4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为83000N。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L62，半联轴器与轴配合的毂孔长度=44m轴的结构设计）拟

14、定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取-3段的直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度=44mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应该比略短一点，现取（2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据，初选型号6205轴承，其尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载荷，故,轴段7-8的长度与轴承宽度相同,故取。左端滚动轴承采用轴肩定位，轴肩高度，故取，因此，取 （3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径；齿轮的右端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为,为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此

15、轴段应略短于轮毂宽度，故取；齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则则轴环处的直径。轴环宽度，取。 （4）轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半连轴器右端面间的距离，故取。 （5）取齿轮距箱体左内壁的距离，距右内壁的距离；考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取，已知 滚动轴承宽度B=15mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）、轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按，由表6-1 查得平键截面，键槽用键槽刀加工，长为32mm，同时为了保证齿轮与轴有良好对

16、中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合；同样由，轴与半联轴器的连接，选择用平键，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端的倒角为，各轴肩出的圆角半径见图5、 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算图。在确定轴承的支点位置时，对于6205型深沟球轴承，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下：从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算的截面C出的、及M的值列于下表：载荷水平面垂直面支反力弯矩M总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度对危险截面才

17、，根据式15-5及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转车应力为脉动应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得，故安全7、 校核轴承和计算寿命（） 校核轴承A和计算寿命径向载荷由，在表取X1，Y=0。（其中=0）由表取则A轴承的当量动载荷，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。（） 校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。8、 选用键并进行校核键连接联轴器：选单普通平键（C型） 齿轮：选普通平键 （A型） 联轴器:由式，查表，得，键校核安全齿轮: 查表62，得，键校核安二）、轴2的设

18、计1、求出轴2上的功率、转速和转矩 由上面的计算得=3.05KW =238.02r/min =122.372求出作用在齿轮上的力1）、已知高速级大齿轮的分度圆直径为则 2）、已知底速级小齿轮的分度圆直径为则3、初步确定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）和8-9段轴要装轴承，取 （2）初步选择滚动轴承因轴承只受径向力的作用，并参照工作要求并根据 ，初选型号6212轴承，其尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载荷，,轴段1-2和7-8的长度与轴承宽度相

19、同,故取 。 （3）初取安装小齿轮处的轴段3-4的直径；因为低速级小齿轮的分度圆，所以该轴段要做成齿轮轴；已知齿轮轮毂的宽度为，所以，齿顶圆，齿根圆。 所以。（4）、取安装大齿轮处的轴段的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，所以。已知齿轮轮毂的宽度为,为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取；齿轮的左端采取轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度。 （5）则大、小齿轮距箱体左内壁的距离，（为轴1的小齿轮的中心距箱体的距离，S为考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取）；已知 滚动轴承宽度B=22mm 至此，已初步确定了轴的各段直径

20、和长度。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端的倒角为，各轴肩出的圆角半径见图6、 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算图。 对于6205型深沟球轴承作为简支梁的轴的支承跨距： 。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下：从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算的截面C出的、及M的值列于下表：载荷水平面垂直面支反力弯矩M总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度对危险截面才，根据式15-5及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转车应力为脉动应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得，故安全9、 校核轴承和计算寿命（） 校核轴承

21、A和计算寿命径向载荷由，在表取X1，Y=0。（其中=0）由表取则A轴承的当量动载荷，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。（） 校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。10、 选用键并进行校核大齿轮与轴：选普通平键（A型） 大齿轮: 查表62，得，键校核安三）、轴3的设计1、求出轴3上的功率、转速和转矩 由上面的计算得=2.93KW =53.49r/min =523.122求出作用在齿轮上的力1）、已知低速级大齿轮的分度圆直径为则 2）、已知小链轮分度圆直径为有效圆周力为： 链轮水平布置时的压轴力系数

22、，则压轴力：3、初步确定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）、输出轴的最小直径显然是安装在链轮处轴的直径，由于轴89装链轮，单键，则 取（2）、轴78为轴肩，取 则 ，轴承端盖的总宽度为（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与小链轮的左端面间的距离，故取。（3）、轴1-2和67段装轴承，轴肩高度，取 =， 选择深沟球滚动轴承6211， 基本额定动载荷基本额定静载荷，则。（4）、轴23段

23、的直径和轴承直径大一样，取；轴34装齿轮，为了易于安装，取，则，已知齿轮轮毂的宽度为,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。则 齿轮左端面距箱体的内壁之距离为（其中为轴2小齿轮距箱体内壁的距离），考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取，则 （5）、齿轮右端用轴肩定位，取，则。轴环宽度，取。（6）、由前面两条轴长度确定，（7）、轴8-9装链轮，链轮孔 则取 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）、轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按、，由表6-1 查得平键截面，键槽用键槽刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴有良好

24、对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合；滚动轴承与轴的周向定位是过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端的倒角为，各轴肩出的圆角半径见图5、求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算图。 对于6211型深沟球轴承作为简支梁的轴的支承跨距： 。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如下：从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算的截面C出的、及M的值列于下表：载荷水平面垂直面支反力弯矩M总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度对危险截面才，根据式15-5及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转车应力为脉动应力，取，轴的计算应

25、力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得，故安全11、 校核轴承和计算寿命（） 校核轴承A和计算寿命径向载荷由，在表取X1，Y=0。（其中=0）由表取则A轴承的当量动载荷，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。（） 校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命查表13-3得预期计算寿命，故安全。12、 选用键并进行校核齿轮与轴：选普通平键（A型） 查表62，得，键校核安十、 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，查机械设计手册可选用钠基润滑

26、剂2号 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速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选用ZGN2润滑脂十.箱体结构尺寸名称代号尺寸取值底座壁厚箱盖壁厚底座上部凸缘厚度箱盖凸缘厚度底座下部凸缘厚度平底座轴承座连接螺栓凸缘高度（34）轴承座连接螺栓孔径吊环螺钉座凸缘吊环螺钉孔深+（1015）底座加强肋厚度箱底加强勒厚度地脚螺栓直径地脚螺栓数目66轴承座连接螺栓直径底座与箱盖连接螺栓直径轴承盖固定螺钉直径视孔盖固定螺钉直径吊环螺钉直径轴承盖螺钉分布圆直径轴1 轴2轴3轴承底座凸缘端面直径轴1 轴2轴3螺栓孔

27、凸缘的配合尺寸选地脚螺栓孔凸缘的配合尺寸选M20铸造壁相交部分的尺寸箱体内壁与齿顶圆的距离箱体内壁与齿轮端面的距离底座的深度底座的高度箱盖的高度连接螺栓的间距150200外箱壁至轴承座端面距离轴承座连接螺栓距离轴1 轴2轴3箱体内壁横向宽度轴1 轴2轴3其他九.设计总结机械课程设计结束了，历时快一个月，比原计划的三个星期多了一个星期。跟开始设计时的想法相反，实践证明用三个星期做好减速器的设计是很难的。现在我已经发现设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一

28、切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD的画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。最后想说的是，在我找不到可用的资料时，只好凭感觉把数据搞上去，这时免去了找资料的麻烦（虽然之前已经找过，可惜没有结果），该用什么数据全自己决定，这种感觉的确很爽，好像在做真正的设计。不过真正的设计者，应该是创造人类史上所没有的，注定要在黑暗中摸索，要走很多弯路，经历很多失败。因此对停留在“设计就是翻书”的我来说，所谓的设计只是变相的抄袭罢了。十.参考文献1.机械设计手册第三版第一卷 成大先主编 化学工业出版社 1993年2.机械原理课程 孙祖 李继庆主编 西北工业大学出版社 1994年修订版3.机械设计课程设计手册 邹慧君主编 高等教育出版社 1998年4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5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。注：本文引用公式、图表（如公式图表101）见参考文献4