1、 機 械 設 計 課 程 設 計單級圓柱齒輪減速器設計計 算 說 明 書 物 理 與 機 電 工 程 學院 機械設計制造及其自動化 專業設計者 指導教師 年 月 日 （ ） 目 錄機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定. 2二、電動機的選擇 .2三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比. .3四、傳動裝置的運動和動力設計 .4五、普通v帶的設計. .5六、齒輪的設計.8七、軸的設計.12八、鍵連接的設計20九、聯軸器的設計21十、滾動軸承的設計2111、 潤滑和密封的設計2112、 箱體的各結構設計說明2213、 設計小結.2214、 參考文獻.23計算項目計 算 及 說 明計 算 結

2、果設計題目原始數據方案初擬設計簡圖電動機選用傳動比各軸轉速計算各軸功率計算各軸轉矩計算v帶設計工作載荷計算選擇v帶確定帶輪直徑中心距計算計算帶的基準長度確定帶根數計算帶拉力計算壓軸力帶輪結構設計齒輪設計齒數確定強度校核計算小齒輪分度圓直徑圓周速度計算載荷系數校核分度圓直徑模數計算按齒根彎曲強度設計分度圓直徑計算計算分度圓直徑中心距確定計算齒輪齒寬靜強度校核結構設計齒輪軸的設計軸的基本直徑各段軸長度和直徑的確定鍵的設計軸的受力分析低速軸的設計軸基本直徑的確定確定軸各段直徑和長度鍵的設計一、傳動方案擬定、工作條件：連續工作，單向運載，載荷變化不大，空載啟動。減速機小批量生產，使用期限8年，每日兩班

3、制工作。運輸帶允許速度誤差5%。、原始數據： 傳送帶主動軸所需扭矩t=950；帶速v=1.6；鼓輪直徑d=0.35m；3、方案擬定： 采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便，故選v帶。1.電動機 2.v帶傳動 3.圓柱齒輪減速器4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶二、電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械

4、。 2、電動機容量選擇：根據已知條件，工作機的效率為： （1）工作機功率由下式計算： （2）得電動機的輸出為： （3）根據機械設計手冊附表k取電動機功率3、確定電動機的轉速及傳動比計算滾筒轉速為： （4）根據各種機械傳動的傳動比表（p13、表3.2）推薦傳動比范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍，取帶傳動比 。則總傳動比理論范圍為：故電動機轉速的可選范圍： （5）則符合這一范圍的同步轉速有：1000和1500 r/min根據容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）方案電動機型號額定功率電動機轉速(r/min)同步轉速滿載轉速1y160l-61110009702y160m-

5、411150014603y180l-811750730綜合考慮電動機和傳動裝置選y160l-6三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：1.由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速可得傳動裝置總傳動比為： （6）且總傳動比等于各傳動比的乘積。分配傳動裝置傳動比： （7） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 各種機械傳動的傳動比表 取（普通v帶 i=24）由（7）得： （8）四、傳動裝置的運動和動力設計將傳動裝置各軸由電動機至卷筒依次定為：為名稱；為相鄰兩軸間的傳動比；為相鄰兩軸的傳動效率；為各軸的輸入功率；為各軸的輸入轉矩；為各軸的輸入轉速 。可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力

6、參數1、 運動參數及動力參數的計算（1） 計算各軸的轉速：（9）（2） 計算各軸的功率： （10）（3）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為：（11）整理以上數據得：軸名效率p ）轉矩t 轉速n傳動比效率電動機軸10.0699.0397030.96軸9.66285.29323.333.70.961軸9.271013.8587.311.000.985卷筒軸9.14999.6387.31表4-1（4）計算各軸的輸出功率： 由于12軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率得： （12） 計算各軸的輸出轉矩：由于12軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率得： （13）五、 v帶的設計1確定輸送機載荷

7、由輸送機載荷變動小，工作情況系數表（p156、表8-7），查得工況系數=1.1 （14）式中：計算功率，；所需傳遞功率，。2 選取v帶型號 根據，據普通v帶選型圖（p157,圖8-11）選擇b型v帶d1=140mm。3確定帶輪直徑 , 1) 選小帶輪直徑參考圖3.16選取=140mm2) 驗算帶速 （15）滿足要求3) 確定從動輪基準直徑 （16）據普通v帶輪的基準直徑系列表（p157，表8-8）取標準值=400mm。4) 計算實際傳動比 （17）5) 驗算傳動比相對誤差 理論傳動比=3 傳動比相對誤差 =4.7%5% 合格 （18）4定中心距和基準帶長（優選值查表p82）1) 初定中心距據式

8、：0.7（）2（） （19） 帶入數據得：2) 計算帶的基準長度據式：2+（）+ （20）帶入數據得： 查v帶的基準長度系列及長度系數表（p146,表8-2）取標準值3) 計算中心距 （21）4) 確定中心距調整范圍 （22）5) 驗算包角 （23）6.確定v帶根數1) 確定額定功率 由及查單根普通v帶的基本額定功率（p152，表8-4a）用插值法,求得：=2.112) 確定各修正系數 查單根普通v帶額定功率的增量表（p153，表8-4b）得功率增量： 查包角修正系數表（p155,表8-5）得=0.95查v帶的基準長度系列及長度系數表（p146,表8-2）得：=13) 確定v帶根數 （24）選

9、擇6根b型v帶7 確定單根v帶初拉力 查v帶單位長度的質量表（p149，表8-3）得： （25）8 計算軸壓力 （26）9帶輪結構設計 小帶輪采用腹板式結構 大帶輪采用輻條式結構 計算帶輪輪寬b查輪槽截面尺寸表（p161，表8-10） （27） 6、 齒輪的設計1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1) 類型選擇：根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動2) 精度選擇 輸送機為一般工作機，采用普通減速器，速度不高，查各類機器所用的齒輪傳動的精度等級范圍表（p210，表10-8）取8級精度3) 材料選擇p（145） 由常用齒輪材料及力學性能表10-1選擇小齒輪材料為40cr調質處理硬度大齒輪材料為45鋼

10、調質處理硬度為兩輪齒面硬度差為40，在2550之間，故合格。4) 初選齒數小齒輪齒數：大齒輪齒：，所以取 （28）實際傳動比為：2按齒面接觸疲勞強度設計 （29）1) 確定設計公式中各參數初選載荷系數=1.32) 小齒輪傳遞的轉矩 （30） 3）由圓柱齒輪的齒寬系數表（p205，表10-7）得=1。4） 由彈性影響系數表（p201，表10-6）得=189.85） 由齒輪接觸疲勞強度極限圖（p209，圖10-21(b)）小、大齒輪的接觸疲勞極限 6）應力循環次數 （31）7）由接觸疲勞壽命系數圖（p207，圖10-19）得接觸壽命系數：=0.94 =0.978）計算許用應力 取失效率為1%，最小

11、安全系數由式：得： (32)（2）設計計算1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。（33）2) 計算圓周速度 （34）合格3) 計算齒寬。 （35）4) 計算齒寬與齒高之比。模數： （36）齒高： （37）5) 計算載荷系數k（p151） 由使用系數表（p193，表10-2）根據，8級精度由動載系數圖（p194，圖10-8）得動載系數。直齒輪，則。查齒向載荷分布系數表（p196,表10-4）得，由，查（p198圖10-13）得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數則 （38）6) 按實際載荷系數校核分度圓直徑： （39）7) 計算模數。 （40）3. 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為： （4

12、1）（1） 確定公式內各值的計算數值1） 由彎曲疲勞極限圖（p208，圖10-20(c)）查得：小齒輪：,大齒輪：2) 由彎曲疲勞系數圖（p206，圖10-18）查得： 3) 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞許用系數，由式得： （42）4） 計算載荷系數。 (43)5) 由（p200，表10-5）查取齒形系數。查取齒形系數得：查取應力校正系數得：6） 計算大小齒輪的并加以比較。 （44）大齒輪的數值大。（2） 設計計算 （45）對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數值大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數。可由彎曲疲勞強度算得的模數2.332就近圓整為標準值。由按接觸強度算得的，算出小齒輪齒數：

13、 ， （46）大齒輪齒數：，取。4. 幾何尺寸計算（1） 計算分度圓直徑：（47）（2） 計算中心距：（48）（3） 計算齒輪齒寬： （49）取5.靜強度校核 由于傳動平穩，無嚴重過載，載荷變動小，不需靜強度校核6.結構設計 大齒輪采用孔板式；小齒輪與軸制成齒輪軸7.結構尺寸及相關參數名稱代號小齒輪大齒輪a2020m2.52.5z38141b10095ha2.52.5hf3.1253.125h5.6255.625da100357.5df88.75346.25db89.27331.24s3.933.93d95352.5中心距223.75七、軸的設計1齒輪軸設計1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒

14、段 4套筒 6密封蓋 7軸端擋圈 8軸承端蓋 9帶輪 10鍵1估算軸的基本直徑由軸的常用材料及其主要力學性能表（p362，表15-1）據此軸為齒輪軸故應該同齒輪選用同種材料用40cr，調質處理，估計直徑d查得，取c=118（p32），由公式：得： （50） 所求應為受扭部分的最細處，即裝帶輪處的軸徑，該處有一鍵槽，故軸徑應增大4%，即取標準值。2確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯接，則軸應該增加3%，根據上述基本直徑的確定選取，又由公式（27）得帶輪寬度，為保證軸端擋圈能壓緊帶輪，此段長度應略小于帶輪的寬度，故取第一段長度。 右起第二段為滿足帶輪的軸向固定要求設

15、一軸肩，該段軸徑應滿足油封標準取，據油封裝置的標準表（p217），取，根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為25mm，由減速器及軸承蓋的結構設計，取軸承蓋的總寬度為20mm，則取第二段的長度。 右起第三段，該段選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，軸承內徑應大于油封處軸徑，選用6209型軸承，其尺寸為ddb=458519，兩端軸承一致，那么該段的直徑為，為方便定位及拆卸，加上5mm的擋油圈，取長度為右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，即工作尺寸。取，該段長度直接反應齒輪端面到內壁的距離，取20mm，則該段長度取

16、。 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為，分度圓直徑為，齒輪的寬度為，則，此段的直徑為，長度為。 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，為保證結構的對中行，該段應與第四段取值相同，取， 長度取。 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，兩軸承一致，取軸徑為，長度。 所以高速軸長度為： （51）3傳動零件的周向固定及其他尺寸據帶輪出直徑和長度，由普通平鍵表(附錄一)帶輪處采用a型普通平鍵，（圓頭普通平鍵）為加工方便，參照6209型軸承安裝尺寸，軸上過渡圓角半徑全部取軸端倒角為,查鍵及鍵槽剖面尺寸表，得：軸深度，轂深度4軸的受力分析1) 求軸傳遞的轉矩2) 求

17、軸上作用力齒輪上圓周力： (52)齒輪上的徑向力： (53)齒輪上的軸向力為0。3) 確定軸的彎距左右軸承的支反力作用點到齒輪作用力作用點的距離為： （54）帶輪作用點到最近軸承作用點的距離為： （55）5.按當量彎矩校核軸的強度1）作軸的空間受力簡圖 （ 圖a）2）作垂水平受力圖和彎矩圖（圖b）（56）3）求垂直面受力圖和彎矩圖（圖c） (57) 4） 求合成彎矩圖（e）】 （58）5） 作轉矩t圖（圖f）6） 由彎扭合成強度條件： (59) 式中：軸的抗彎截面系數，7）按當量彎矩校核軸的強度校核彎矩和扭矩的截面強度。因為扭轉切應力為脈動循環變應力所以=0.6可得齒輪處的當量彎矩最大。為：（

18、59）由圖（a）和（g）可見，齒輪處當量彎矩最大，故應對此段軸校核，查軸的常用材料及主要力學性能表（p362，表15-1）40cr，故按照式子（59）得： （60）故軸的強度合格（各圖見圖7-1）2低速軸的設計1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯軸器1.估算軸的基本直徑選用45鋼，正火處理估計直徑軸的常用材料及其主要力學性能表（p362，表15-1），得，取c=118（p32），由公式：得：所求得為受扭部分的最細處，由于該處裝聯軸器且一鍵槽估值徑應增大3%即取值，由（附錄j）初選聯軸器hl4y2.確定軸各段直徑和長度從聯軸器開始右起第一段，由于

19、聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應該增加3%，取，查課程設計書，選用hl4y型彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為,為方便定位取軸段長。右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取距離為20mm，由減速器及軸承蓋的結構設計，取軸承蓋的總寬度為20mm故取該段長為。右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6013型軸承，其尺寸為ddb=6510018，那么該段的直徑為，由右端軸承處含套筒：此段包括四部分軸承內圈寬度為18mm,考慮到箱體內壁裝配是留有余地軸承左端面與箱體內壁的間裝有擋油板距取5mm箱體內壁與齒輪

20、右端面間距取21mm,齒輪輪轂寬度與齒輪處軸段長度之差為2mm故長度為。右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要增加4%，直徑取取68mm，齒輪寬度為b=95mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為。右起第五段，考慮齒輪的軸環定位,定位軸環，取軸環的直徑為,長度取右起第六段，該段為滾動軸承定位軸肩處，據（附錄e）取軸徑為，長度 7， 右起第七段，該段為滾動軸承安裝全軸長： （61）3.傳動零件的周向固定及其他尺寸齒輪用a型圓頭普通平鍵連接。聯軸器處為鍵a型圓頭普通平鍵連接，參照6013型軸承的安裝尺寸，軸上過渡圓角半徑全部取r=1mm，軸端倒角為2圖7-1圖7-2采用v帶傳動選擇

21、y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機查表：選y160l-6選擇b型v帶d1=140mm=7.11m/s滿足速度要求（5m/s25 m/s）取d2=420mm=2.857取=700mm=2272.37mm取=2240mma=772.5mm取839.7mm取=738.9mm=0.306(kw)=0.95=1z=6=240.49n=140mm采用腹板式結構=400mm采用輻條式結構選用直齒圓柱齒輪傳動取8級精度小齒輪材料為40c，調質處理齒面硬度大齒輪材料為45鋼，調質處理齒面硬度為=1.3=1=189.8=650mpa=550mpa=0.94 =0.97=611mpa=533.5mpa

22、=1.57合格k=1.504d1=95.27mmm=3.5=95mm=352.5mm大齒輪采用孔板式小齒輪與軸制成齒輪軸 選用6209型軸承l=315mm=0.6故軸的強度合格軸的強度合格選用6013型軸承軸的受力分析軸強度的校核鍵的設計聯軸器的設計滾動軸承的設計潤滑和密封設計結構設計設計小結參考文獻4軸的受力分析1）求軸傳遞的轉矩2）求軸上作用力電動機空載啟動 不受壓軸力齒輪上圓周力 （62）齒輪上的徑向力 （63）3）確定軸的跨距左右軸承的支反力作用點到齒輪作用力作用點的距離為：5.按當量彎矩校核軸的強度1）作軸的空間受力簡圖 （ 圖b）2）作水平面受力圖和彎矩圖（圖c） （64）3）求垂

23、直面受力圖和彎矩圖（圖d） （65） 4） 求合成彎矩圖（e）（66）5） 作轉矩t圖（圖f）t=1013.856）做當量彎矩圖me （67）7） 按當量彎矩校核軸的強度： (59) 式中：軸的抗彎截面系數，按當量彎矩校核軸的強度校核彎矩和扭矩的截面強度。因為扭轉切應力為脈動循環變應力所以=0.6。查軸的常用材料及主要力學性能表（p362，表15-1）45鋼，由圖（a）和（g）可見，齒輪處當量彎矩最大，故應對此段軸校核。故軸的強度合格（各圖見圖7-2）八.鍵連接的設計1高速軸處 軸段直徑為軸長為116mm，由普通平鍵表(附錄一)帶輪處采用a型普通平鍵，（圓頭普通平鍵）取有效鍵長：按抗壓強度計算

24、，據（p106，表6-2）強度滿足要求2低速軸齒輪用a型圓頭普通平鍵連接。軸段直徑：，取。有效鍵長：抗壓強度計算強度滿足要求。 聯軸器處為鍵a型圓頭普通平鍵連接。，取有效鍵長：抗壓強度計算強度滿足要求九、聯軸器的設計 兩軸間相對位移較小，運轉平穩，且結構簡單，對緩沖要求不高故選用彈性柱銷聯軸器。載荷計算：據公式 據（p351,表14-1）取 根據，軸徑d，轉速n查標準gb5014-1985選用hl5y彈性柱銷聯軸器，符合要求十、滾動軸承的設計1高速軸處1)初步計算當量動載荷p軸承在工作過程中只受徑向力p=2190n 根據條件軸承預計壽命溫度系數，載荷系數=1.1計算額定動載荷選6209型軸承c

25、r=31500n2.低速軸處計算當量動載荷p軸承在工作過程中只受徑向力p= =2094n計算額定動載荷選6013型軸承cr=32000n十一、 潤滑和密封的設計1) 齒輪：傳動件圓周速度小于12m/s，采用油池潤滑，大齒輪浸入油池一定深度，齒輪運轉時把潤滑油帶到嚙合區，甩到箱壁上，借以散熱，對于單機減速器浸油深度為一個齒全高，油量0.350.75l/kw，根據運動粘度查表10-12（p235）查閱潤滑油牌號選齒輪油 滾動軸承：傳動圓周速度小，采用脂潤滑，承載能力高，不易流失，便于密封和維護。選用滾珠軸承脂（sy1514-1982）2) 密封:滾動軸承增加密封圈，防止灰塵進入造成軸承磨損。 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑，取以及。十二、箱體的各結構設計說明為保證減速器正常工作，應考慮油池注油，排油面高度，加工及裝拆檢修，箱座的定位，吊裝等附件的設計1) 檢查孔：為檢查傳動件的嚙合情況并向箱內注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔，平時檢查孔蓋板用螺釘固定在箱蓋上。2) 通氣器：保持箱內外壓力平衡，避免使潤滑油滲漏因而設置通氣器。3) 軸承蓋