单级圆柱齿轮减速器机械设计及自动化专业毕业设计毕业论文

2009级机械设计基础毕业设计

设计计算说明书

-------单级圆柱齿轮减速器

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目录

一、 课程设计任务 ................................................................... 2 二、 传动方案拟定 ................................................................... 2 三、 电动机选择 ....................................................................... 3 四、 各轴运动参数和动力参数的计算 ................................... 4 五、 V带传动设计 ................................................................... 5 六、 齿轮传动设计 ................................................................... 7 七、 轴的设计 ........................................................................... 9 八、 滚动轴承设计 ................................................................. 14 九、 键的设计 ......................................................................... 16 十、 联轴器的选择 ................................................................. 17 十一、 减速器箱体设计 .......................................................... 18 十二、 减速器的润滑、密封 .................................................. 20 十三、 设计小结 ...................................................................... 22 十四、 参考资料 ...................................................................... 24

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一、 课程设计任务

设计题目：带式输送机传动装置中的一级直齿减速器。 运动简图

工作条件 传动平稳，输送带单向工作，24小时工作制，使用5年，输送带速度误差±5% 原始数据 已知条件 输送带拉力 输送带速度 滚筒直径 设计工作量 设计说明书一份 减速器装配图1张

减速器零件大齿轮1张，输出轴1张

题号2 2100N 1.6m/s 400mm 二、 传动方案拟定

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。

1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速器 4.连轴器 5.滚筒 6.运输带

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三、 电动机选择

1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：

电动机所需工作功率为： 式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa (kw) 由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW) 因此 Pd=FV/1000ηa (KW) 由电动机至运输带的传动总效率为： η总=η１×η２2×η３×η４×η5×η6

式中：η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为带传动、齿轮轴承、齿轮传动、联轴器、联轴器轴承和卷筒的传动效率。

取η１=0.96，η２＝0.99，η３＝0.96，η４＝0.96，η5=0.98，η6=0.96 则： η总=0.96×0.992×0.96×0.96×0.98×0.96 =0.824

所以：电机所需的工作功率： Pd = FV/1000η总

=(2100×1.6)/(1000×0.824) =4.09 (kw) 3、确定电动机转速 卷筒工作转速为：

n卷筒＝60×1000·V/（π·D）

=(60×1000×1.6)/（４00·π） =76.4 r/min

根据手册Ｐ6表2.2推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动比

I1’=２～４ ，取圆柱齿轮传动比范围I’=3～5。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝６～２0。 故电动机转速的可选范为

N’d =I’a×n卷筒 =(16～20)×76.4

=458.4～1528 r/min

则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min 根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表） 方 案 1 2 3 电 动 机 型 号 Y132S-4 Y132M2-6 Y160M2-8 额定功 电动机转速 率 (r/min) 传动装置传动比 V带传动 减速 器 3.5 3.14 2.8 5.39 4 3.36 同步转速 满载转速 总传动比 5.5 5.5 5.5 1500 1000 750 1440 960 720 18.85 12.57 8. 31 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比

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较适合。

此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能： 满载转速：960r/min， 额定功率4KW。

电动机主要外形和安装尺寸：

中心高 H 132

外形尺寸 Lx(AC/2+AD)HD 520×345×315 底角安装尺寸 A地脚螺栓孔直径 轴 伸 尺 寸装键部位××B K D×E 尺寸 F×GD 216×178 12 28×80 10×41 四、 各轴运动参数和动力参数的计算

计算步骤 1)0轴（电动机轴） 2）1轴（高速轴） 3）2轴（低速轴） 4）3轴（滚筒轴） 汇总结果

设计计算与内容 P0=4.09KW n0=960r/min T0=9550P0/n0=9550×4.09/960=40.69N.m P1=P0×η1 =4.09×0.96=3.926KW n1=n0/i1=960/3.14=306/min T1=9550P1/n1=9550×3.926/960=122.66N.m P2=P1×η22×η3×η4 =3.926×0.992×0.96×0.96=3.56KW n2=n1/i2=306/4=76.43r/min T2=9550P2/n2=9550×3.56/76.43=461.N.m PW=P2×η5×η6=3.56×0.98×0.96=3.34KW nw=n2=76.43r/min TW=9550PW/nw=9550×3.96/76.4=434.12N.m 参 数 轴 号 设计结果 P0=4.09KW n0=960r/min T0 =40.69N.m P1=3.926KW n1=306r/min T1=122.66N.m P2=3.56KW n2=76.43r/min T2=461.N.m PW=3.34KW nw=76.43r/min TW=434.12N.m 4

0轴 功P(KW) 4.09 转速n(r/min) 960 1轴 3.93 306 2轴 3.56 76. 43 W轴 3.34 76.43 （理论） 434.12 1 0.96 转矩T（N.m） 传动比i 效率 40.69 3.14 0.96 122.66 4 0.904 461. 五、 V带传动设计

计算步骤 设计计算与内容 设计结果 1、 确定设由<<机械设计基础>>表8-21得KA=1.3 KA=1.2 计功率PC PC=KAP0=1.2×5.5=6.6KW Pc=6.6kw 2、 选择普根据PC=6.6KW,n0=960r/min。由图8.12应选B型V带。 通V带型号 由《机械设计基础》图8.6取dd1=140mm， 3、 确定带dd1=140＞ddmin=125mm dd1=140mm 轮基准直径dd2=n0dd1/n1=960×140/306 dd2=450mm dd1、dd2。 =439.22mm 按表8.3取标准直径dd2=450mm，则实际传动比i、从 动轮的实际转速分别为： i=dd2/dd1=450/140=3.214 n2=n1/i=960/3.21=299 i=3.214 从动轮的转速误差为（299-306）/306=-2.28% n2=299 在±5%以内，为允许值。 V=πdd1n1/60×1000=（140×π×960）/（60×1000） 4、 验证带m/s=7.0336m/s 速V 带速在5～25m/s范围内。 V=7.0336m/s 5、 确定带由式(8.14)得 的基准长度Ld0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2） 和实际中心距0.7（140+450）≤a0≤2(140+450) a。 413≤a0≤1180 取a0=1100 由式（8.15）得 L0=2a0+(dd1+dd2) π/2+(dd2-dd1)2/4a0 a0=1100 =2×1100+（140+450）π/2+（450-140）2/（4×1100） =3137.22mm La=3150mm 由表8.4选取基准长度La=3150mm 由式（8.160得实际中心距a为 a≈a0+（La-L0）/2 5

=1100+(3150-3137.22) =1106.39mm≈1106mm a≈694mm 中心距a的变动范围为 amin=a-0.015Ld =1106-0.015×3150 amin=1058.75mm =1058.75mm amax=a+0.03Ld=1106+0.03×3150=1011.5mm 由式（8.17）得 amax=1011.5mm α1=180o-（dd1-dd2）/α×57.3o 6、 校核小 =180o-16.06.5 o α1=163.9o 带轮包角α1 =163.9o＞120o 由式（8.18）得 Z≥Pc/(P0+△P0)KaKL 7、 确定V 根据dd1=140mm，n1=960r/min，查表8.9得，用内 带根数Z 插法得 P0= 2.984KW P0=2.98kw 取P0=2.98kw 由式（8.11）得功率增量△P0为 △P0=Kbn1（1-1/Ki） 由表8.18查的Kb=2.9×10-3 根据传动比i=3.214，查表8.19得Ki=1.1373，则 Kb=2.9×10-3 △P0=〔2.9×10-3×960（1-1/1.1373）〕kw =0.307kw △P0=0.307kw 由表8.4查得带长度修正系数KL=113，由图8.11查得 包角系数Kα=0.97,得普通V带根数 Z= 2根 Kα=0.97 圆整得根 由表8.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.10kg/m， 根据式（8.19）得单根V带的初拉力为 Z=2 8、 求初拉 F0= ×（ -1）+qv2 力F0及带轮轴 =〔 ×（ -1）+0.1×6.282〕 上的压力F0 =384.516N 由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为 F0=384.516N FQ=2×F0Zsin（163.9o/2） =2×384.52×2×sin（163.9o/2） =1522.699N 按本章8.2.2进行设计（设计过程略）。 FQ=1522.7N 9、 带轮的 结构设计 选用2根B-1600GB 11544-1997V带，中心距 10、设计结果 a=1106mm，带轮直径dd1=140，dd2=450mm，轴上压 力FQ=1522.7N。

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结果选择2根A-1600GB 11544-1997V带。

六、 齿轮传动设计

设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P1=3.93KW电动机驱动，小齿轮转速n1=306r/min，大齿轮转速n2=76.43r/min，传递比i=4，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年。 设计步骤 计算方法和内容 设计结果 1、 选择齿轮材料小齿轮选用45调质钢，硬度为220~250HBS；大齿轮选用45钢正 及精度等级。 火，硬度为170~210HBS。因为是普通减速器，由表《机械设计基 础》第三版中表选9级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3um。 2、按齿轮面接触疲劳强因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出d1值。确定有关 度设计 参数与系数： （1） 转矩T1 T1=9.55×106P/n =9.55×106×3.93/306 T1=122760000N.mm =122760000N.mm （2） 载荷系数K 查表10.11取K=1.1 （3） 齿轮Z1和齿宽系数ψd 小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=4×25=100。故Z2=100 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20Z1=25 选取 d=1。 Z2=100 （4） 许用接触应力【σH】由图《机械设计基础》中10.24查的 σHlim1=560MPa σHlim2=530Mpa 由表10.10查得SH=1 N1=60njLh=60×306×（5×52×24×7） σHlim1=560MPa =8.01×108 σHlim2=530Mpa N2=N1/i=1.21×109/4=2×108 查图10.27得：ZNT1=1 ，ZNT2=1.06 N1=8.01×109 由式（10.13）可得 【σH】1= ZNT1σHlim1/SH N2=2×108 =1×560/1=560MPa ZNT1=1 ，ZNT2= 【σH】2=ZNT2σHlim2/SH 7

1.06×530/1=562MPa 【σH】1=560MPa 【σH】2=562MPa 1051.1138.46（1）1000 2562.26 1051[591.6][591.6] 25故d1≥76..43×3 m=2.33 由表10.3取标准模数m=2.5mm d1=mz1=2.5×25mm=62.5mm m=2.5mm d2=mz2=2.5×100=250mm b2= d×d1=1×62.5mm=62.5mm b=62.5mm 3、 主要尺寸计算 经圆整后取b2=65mm b1=b2+5mm=70mm b1=70mm a= m（z1+z2）=0.5×2.5×（25+100）=156.25mm 由式（10.24）得出σF,如σF≤【σF】则校核合格确定有关系与参数： a=156.25mm （1）、齿形系数YF 查表10.13得YF1=2.65 ， YF2=2.184 （2）、应力修正系数YS 查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.7985 （3）、许用弯曲应力【σF】 4、 按齿根弯曲疲由图10.25查得σFlim1=210MPa，σFlim2=190MPa。 劳强度校核 由表10.10查得SF=1.3 由图10.26查得YNT1=YNT2=1 由式（10.14）可得 SF=1.3 【σF】1= 162MPa YNT1=YNT2=1 【σF】2= 146MPa 故σF1=2kT 1/(b 1m2z 1)YFYS =2×1.1×123×2.65×1.59×1000/(65×2.52×25)=111.93＜[σ F1]=162MPa σF2=2kT 2/(b 2m2z2)YFYS =2×1.1×525.87×2.65×2.18×1000/(65×2.52×105)=85＜[σ F2]=146 MPa 齿根弯曲强度校核合格 5、 验算齿轮的圆 V 1=πd1n 1/(60×1000)=0.999m/s 周速度v。 由表10.22可知，选9级精度是合适的。 nw= 960/3.21 =299r/min γ2= 2.28% V=0.999m/s 6、验算带的带速误差。 输送带允许带速误差为±5%合格。

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齿轮的基本参数 m=2.5 d1=62.5 da1=67.5 df1=56.25 d2=250 da2=255 df2=243.75 大齿轮轮廓外形如下图所示：

七、 轴的设计

六、轴的设计 1， 齿轮轴的设计 (1) 确定输入轴上各部位的尺寸（如图） 9

(2)按扭转强度估算轴的直径

选用45并经调质处理，硬度217~255HBS 轴的输入功率为PⅠ=3.93KW 转速为nⅠ=306 r/min 根据书265页表14.1得C=107～118.又由式（14.2）得： d≥25.038~27.612 (3)确定轴各段直径和长度 ○1从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加3%～5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度 B=（Z-1）·e+2·f =（2-1）×19+2×11.5=42 mm 则第一段长度L1=60mm ○2右起第二段直径取D2=Φ38mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm ○3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6） ○4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4= 10mm ○5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为d5=67.5mm，分度圆直径为Φ62.5mm，齿轮的宽度为70mm，则，此段的直径为D5=Φ67.5mm，长度为L5=70mm ○6右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ48mm长度取L6= 10mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6） ○7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向： ○1小齿轮分度圆直径：d1=62.5mm ○2作用在齿轮上的转矩为：T= 9.55×106·P/n=122760N·mm ○3求圆周力：Ft Ft=2T2/d2=2×122760/62.5=3928.32N ○4求径向力Fr Fr=Ft·tanα=4446.46×tan200=1413N Ft，Fr的方向如下图所示 （5）轴上支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =19.16 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr/2=706.5N （6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=PA×24=47.136N·m 垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×24=17N·m

在前面带轮的计算中已经得Z=2 其余的数据手册得到 D1=Φ30mm L1=60mm D2=Φ38mm L2=70mm D3=Φ40mm L3=20mm D4=Φ48mm L4=10mm D5=Φ67.5mm L5=70mm D6=Φ48mm L6= 10mm D7=Φ40mm L7=18mm Ft=3928.32N Fr=1413N 10

合成弯矩： RA=RB=19.16Nm MC1MC2MC2MC1247136216956250.092Nm （7）画转矩图：T1 =122.66N·m （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： RA’=RB’=706.5 N MeC2MC22(αT)288.974Nm （9）判断危险截面并验算强度 ○1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为 危险截面。 已知MeC2=88.974 N·m ,由课本表13-1有: MC=47.136 N·m ［σ-1］=60Mpa 则： MC1’= MC2’ σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =17N·m =874/(0.1×483)=8.05 Mpa <［σ-1］ MC1=MC2 ○2右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： =50.092N·m 2MD（αT）0.6122.6673.596Nm σe= MD/W= MD/(0.1·D13) T=122.66 N·m =73.596/(0.1×403)=11 Nm<［σ-1］ 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下： α=0.6 MeC2=88.974N·m ［σ-1］=60Mpa MD=73.596 N·m m σe=11 Nm 11

2.输出轴的设计计算

确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）

(2)按扭转强度估算轴的直径

(1) 由前面计算得，传动功率P2=3.56kw, n2=76.43r/min工作单向，采用深沟球轴承支撑。

由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理，

硬度217~255HBS

根据课本（14.2）式，并查表14.1，得

3C·d≥

P(107~118)33.56/76.43(38.499~42.456)mmnⅠ

(3)确定轴各段直径和长度

○1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ（40.42~44.5788），根据计算转矩T= 9.55×106·P/n=444.825 N·m Tc=RA×T=1.3×444825=578.272N·m查标准GB/T 5014—2003，选用HL4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=112mm,轴段长L1=84mm ○2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,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联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm ○3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6011型轴承，其尺寸为d×D×B=55×90×18，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=32 ○4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=65mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=62mm ○5右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm ,长度取L5=11.5mm ○6右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=18mm (4) 按弯扭合成强度校核轴径

按设计结果画出轴的结构草图（图a） D1=Φ45mm

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L1=84mm D2=Φ52mm L2=74mm D3=Φ55mm L3=32mm D4=Φ60mm L4=62mm D5=Φ66mm L5=11.5mm D6=Φ55mm L6=18mm 1） 画出轴的受力图（图b） 2） 作水平面内的弯矩图（图c支点反力为）

Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为MHI=2003.3×97/2=97160N·mm Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为MHII=2003.3×23=46076N·mm 3） 作垂直面内的弯矩图（图d）支点反力为 FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145

Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为 MrI左=FVA·L/2=729.145×97/2=35363.5N·mm Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为

MrII =FVB·23=729.145×23=16770.3N·mm 4)合成弯矩图（图e）

MI=（35363.52+971602）1/2=103396 N·mm

MII=（16770.32+460762）1/2=49033 N·mm 5） 求转矩图（图f） T=9.55×106×P/n=9.55×106×4.207/76.19=527324 N·mm 求当量弯矩 6） 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数α为0.6 Ⅰ—Ⅰ截面: MeI=( 609252+(0.6×5273242）1/2=322200 N·mm

Ⅱ—Ⅱ截面：MeII=( 490332+(0.6×5273242）1/2=320181 N·mm 8)确定危险截面及校核强度

由图可以看出，截面Ⅰ—Ⅰ可能是危险截面。但轴径d3> d2，故也应对截面Ⅱ—Ⅱ进行校核。

Ⅰ—Ⅰ截面：σeI=MeI/W=322200/(0.1×603)=14.9Mpa

Ⅱ—Ⅱ截面：σeII=MeII/W=320181/(0.1×553)=19.2Mpa

查表得［σ-1b］=60Mpa,满足σe≤［σ-1b］的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。

其受力图如下

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八、 滚动轴承设计

根据条件，轴承预计寿命 Lh5×365×24=43800小时 1.输入轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P

因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1413N P=fp Fr=1.1×1413=1554.3

（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

C'P60?n11ε176060306f?（（43800）ε6Lh）t10110614668N

（3）选择轴承型号

查课本P154页，选择6208 轴承 Cr=29.5KN 由课本式11-3有

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L10660n(ftCfP)ε10660306（1295003h1554）37259743800d

∴预期寿命足够

∴此轴承合格 其草图如下：

2.输出轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P

因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1280.39N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

11C'fd·P60·nε1.11458.296076εf（·6Lh）（643800）t101109376.7N

（3）选择轴承型号

查课本P154页，选择6011轴承 Cr=30.2KN 由课本式11-3有

106LftC60nf)ε10676.43（1302001.11280.39）3h(214981443800dP60∴预期寿命足够

∴此轴承合格

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九、 键的设计

设计步骤 一、 联轴器的键 设计计算与内容 选择C型键 设计结果 由轴径d1=45mm，在表14.8查得选择C型键 键宽b=14mm，键高h=9mm，L=36～b=14mm 160mm。 h=9mm 1、选择键的 L=54mm≤（1.6～1.8）d=72～81mm L=54mm 型号 2、写出键的型号 二.齿轮键的选择 l1=L-0.5b=54-7=47mm 由式14.7得 σjy1=4T/(dhl1) =4×461.×1000/（45×9×47）=97.01MPa＜【σjy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得) 选键为C14×70GB/T1096-1979 选择A型键 型号：C14×70GB/T1096-1979 1、选择键的轴径d4=60mm，为了使加工方便应尽 型号 量选取相同的键高和键宽。但强度 不够。查表14.8得键宽b=18mm， h=11mm，L=50～200mm,取L=56mm l2=L-18=56-18=38mm 选择A型键 16

2、写出键的型号 3、输入端与带轮键 σjy2=4T/(dhl2) =4×461.×1000/（45×11×38） b=18mm h=11mm L=56mm =98.17MPa＜【σjy】=120MPa(轻型号：A18×微冲击，由表14.9查得) 取键A18×80GB/T1096-1979 选轴径d4=30mm，查表14.8取键10×8。即 b=10，h=8，L=50 l2=L-10=60-10=50mm σjy2=4T/(dhl2) =4×122.66×1000/（30×8×50） =40.887＜【σjy】 80GB/T1096-1979

十、 联轴器的选择

设计步骤 一、 计算联轴器的转矩 二、 确定联轴器的型号

设计计算与内容 由表16.1查得工作情况系数K=1.3 由式16.1得 主动端 TC1=KT2 =1.3×461.=600.132N·m 从动端 设计结果 TC1=600.132N·m TC2=5.356N·m 17

定距环

TC2=KTW =1.3×434.12Ｎ·ｍ =5.356N·m＜Tm=1250N·m（附表９.４） 由前面可知： d≥C =40.23～44.37mm 又因为d=C（1+0.05） =（40.23～44.37）（1+0.05） =42.24～46.59mm n2=76.４3r/min＜〔n〕=4000r/min 由附表9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器 HL4 GB5014-２００３。 由其结构取 L=11.5 d=55 D= 标记为： HL4 GB5014-２００３ 十一、 减速器箱体设计

设计步骤 轴中心距 箱体壁厚 箱盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机盖底凸缘厚度 地脚螺栓直径

设计计算与内容 a=156.25mm δ1=0.02a+1mm=5.0625mm≥8mm δ1=0.02a+1=5.0625≥8mm b=1.5 ×δ=12mm b1=1.5δ1=12mm b2=2.5δ=2.5×8=20mm df=0.036a+12 =17.9mm 取整偶数20mm a≤250，n=4 d1=0.75df=15mm查表3-3取16mm d2=（0.5～0.6）df 设计结果 a=156.25mm δ1=8mm δ1=8mm b=12mm b2=20mm df=20mm n=4 d1=16mm 18

地脚螺钉数目 轴承旁联结螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 联结螺栓d2的间距 轴承端盖的螺钉直径d3 窥视孔盖螺钉直径d4 定位销直径 起盖螺钉dq d2至外壁距离d1至外壁距离 df至外壁距离 df至凸缘距离 d1至凸缘距

=10～12mm 取d2=12mm l=150～200mm 由表3-17得：d3=（0.4～0.5）df =8～10mm d4=（0.3～0.4）df=6～8mm d=（0.3～0.4）d2=8.4～9.6mm d=（0.3～0.4）d2=8.4～9.6mm dq=10 C1=24mm C1=19mm C1=27mm C2=25 C2=24.8 C2=28 △1＞1.2δ △1=10mm △2＞δ △2=9mm m1≈0.85δ1 m≈0.85δ =6.8mm ≈7mm =6.8mm≈7mm D2=D+(5～5.5)d3 =90+（5～5.5）×8 d2=12mm l=150～200mm d3=10mm d4=8mm d=10 dq=10 C1=24mm C1=19mm C1=27mm C2=25 C2=24.8 C2=28 △1=10mm △2=9mm m1=7mm m=7mm 19

离 d2至凸缘距离 座端面与内箱壁距离 机盖机座力厚 轴承端盖外径 大轴 小轴 轴承旁连接螺栓距离 =140～145mm D2=D+(5～5.5)d3 =80+（5～5.5）×8 =130～135mm S=D2 尽量靠近，以Md1和Md2不干涉为准一般取S=D2 D2=140mm S=D2 D2=130mm S=D2 取153.75 十二、 减速器的润滑、密封

设计步骤 一、齿轮的润设计计算与内容 设计结果 对于齿轮来说，由于传动件的的 20

滑1选择润滑圆周速度V=1.6m/s<12m/s,采用浸油 方式 润滑，因此机体内需要有足够的润V=1.6m/s 滑油，用以润滑和散热。同时为了 避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油 池底面距离H不应小于30~50mm。对 于单级减速器，浸油深度为一个齿 全高，这样就可以决定所需油量， 单级传动,每传递1KW需油量3油总深度为46mm。 （2） 确定V0=0.35~0.7m。 油深 由查参考书2图10.52可知齿轮侵油二、 轴深度为10mm；而由箱体与大齿轮的间 承润滑 三、 密封 距为36mm,可得： 油总深度为46mm 轴承润滑： 润滑脂润对于滚动轴承来说，由于传动件的滑 速度不高，且难以经常供油，所以 选用润滑脂润滑。这样不仅密封简 单，不宜流失，同时也能形成将滑 动表面完全分开的一层薄膜。 由于选用的电动机为低速，常温， 常压的电动机则可以选用毛毡密 封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛采用毡圈密毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的封。

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目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。

十三、 设计小结

通过这次对于带式输送机传动装置的设计，我收获了很多知识，同时也提高了自己实践和创造的能力。这次课程设计是我们第一次真正的去理论联系实际，在设计中我初步的了解到了课程设计的内涵和做设计时应具备的能力。设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质有很大用处。通过接近一个星期的课程设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的学习和工作打下了坚实的基础。

1．机械设计所涉及的内容是多方面的,要搞好机械设计，首先要对相关学科有所认识和了解，并且会有机结合相关的知识。然后将书本上的知识运用到实际当中，做到学以致用，这样不仅提高了我们的实践能力，并且还加深了我们对理论知识的理解。

2．通过本次课程设计，使我意识到了对于一个设计问题，解决的方案是多种多样的。在设计时，我们要严格按照要求，结合生产实际关

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系和工程实际问题，在节约成本和零件易于加工、装配的基础上设计出较好的零件装配图。

3在这次的课程设计过程中,我综合运用了机械设计基础课程中所学的相关知识知识与技能, 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。并结合CAD进行制图,在这一过程中提高了我的理论水平及分析问题和解决问题的能力,对我以后要接触的各种设计打下了坚实的基础。最明显的变化是我的CAD绘图水平技术有了突飞猛进的进步。在这过程中不断地遇到各种问题，通过自己的努力和请教同学这些问题都一一解决。

4. 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程，设计需要耐心和精力，要有认真谨慎的态度才能做好。

5 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。 6．由于时间较短、准备的资料不充分以及对带式输送机传动装置的结构还是不太了解等原因，设计中还存在不少错误和漏洞，所以在今后我还要需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，了解各种机械的构造并向老师及技术人员请教，希望在以后的课程设计中表现的更好。

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十四、 参考资料

书名 1、《机械设计基础（第三版）》 2、《机械设计基础课程设计指导书》 3、《工程制图》 4. 《工程力学》 左宗义 冯开平 韩秀清 姚 敏 主编 陈立德 陈立德 5 《机械制图课程设计指导书》 児 莉 何卓左 凌志浩 6 《机电传动控制》

郝用兴 苗满香 罗小燕 24