1、XXXX工程學院機械設計基礎課 程 設 計說 明 書題目：一級直齒圓柱齒輪減速器學院（系）： 機電工程學院 年級專業 ： 熱 能XXX 班 學 號 ： XXXXXX 學生姓名 ： XXXXX 指導老師 ： XXXXX目錄機械設計基礎課程設計任務書31.設計題目32.設計任務43.設計成果要求44.傳動方案擬定45.電動機選擇46.計算總傳動比及分配各級的傳動比57.運動參數及動力參數計算58.傳動零件的設計計算79.減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計1110.軸的設計1211.滾動軸承的選擇和計算1712.鍵聯接的選擇和強度校核。1813.聯軸器得選擇和計算1914.潤滑和密封說明1915.參考

2、文獻19機械設計基礎課程設計任務書1.設計題目一級直齒圓柱齒輪減速器1.1題目參數參數學號帶拉力F(kN)滾筒直徑D(mm)帶速V（m/s）132.23400.91.2減速箱的工作條件見附圖一1.聯軸器、2.電動機、3.減速器、4.鏈傳動、5.鏈輪、6.輸送鏈、7.掛鉤1.3帶式輸送機在生產車間沿生產線運送成件產品或在食品廠運送肉食品等，連續單向運轉，載荷平穩。1.4工作壽命為15年，每年300個工作日，兩班制工作。2.設計任務2.1選擇電動機型號；2.2計算皮帶傳動參數；2.3選擇聯軸器型號；2.4設計一級直齒圓柱齒輪減速器。3.設計成果要求(1)減速器裝配圖1張(1號圖紙)(2)零件工作圖

3、2張（A3或A4）(3)設計說明書一份，約40006000字。 4.傳動方案擬定設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動原始數據：滾筒圓周力F=2200N；帶速V=0.9m/s；滾筒直徑D=340mm； 5.電動機選擇5.1電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機在三相交流異步電動機產品規格中，同一功率有四種同步轉速。按電動機的級數分為2級、4級、6級和8級，其同步轉速分別為3000 、1500 、1000 和750 4種，并可從產品規格中查得與同步轉速相應的滿載轉速 ，它略低于同步轉速。在電動機功率和工作機轉速一定時，級數多而轉速低的電動機尺寸大、重量重、價格高，但能使傳動的總傳動比減小。就電動機

4、本身的經濟性而言，宜選級數少而轉速高的電動機，但這卻會引起傳動系統的總傳動比增大，致使傳動系統結構復雜，、尺寸增加、成本提高。因而，在確定電動機轉速時，應綜合考慮、分析和比較電動機和傳動系統的性能、尺寸、重量和價格等因素，做出最佳選擇。5.2電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：取V帶傳動效率0.95， 滾動軸承效率=0.99，8級精度齒輪（稀油潤滑）傳動效率=0.97，鏈傳動效率=0.97，聯軸器傳動效率=0.99，滾筒傳動效率=0.94。總=帶×4軸承×齒輪×聯軸器×滾筒 =0.95×0.994×0.97×0.99&#

5、215;0.94 =0.80（2） 運輸機主軸上所需要的功率：電機所需的工作功率：5.3 確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速： 按參考資料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Ia=36。取V帶傳動比I1=24，滾子鏈,則總傳動比理時范圍為。電動機轉速范圍n=573.36879.6r/min5.4確定電動機型號由求得的工作機所需電動機功率，在電動機額定功率滿足條件下，由課程設計指導書表14.1中選擇電動機的額定功率=3電動機型號額定功率（kw）同步轉速n（）滿載轉速n（）額定轉矩Y132S-6310009602.06.計算總傳動比及分配各級的傳動比6.1總傳動比：6.2分配各級

6、傳動比傳動比分配原則：（1）各級傳動比應在合理的范圍內：，（2）各級傳動尺寸協調，傳動比應滿足：因此各級平均傳動比 =2.67根據上訴原則分配傳動比，由傳動系統圖1知，若取=2.4，=3，則=18.98/(2.4*3)=2.677.運動參數及動力參數計算傳動系統各軸的轉速、功率和轉矩計算如下：I軸：=960/2.4=400 r/min=2.48×0.95=2.36kw=9550×2.48×0.95×2.4960=56.25N/m軸：=960/(2.4×3)=133.33r/min=2.48×0.95×0.99×0.

7、97= 2.26 kw=56.25×3×0.99×0.97=162N/m軸：=960/(2.4×2.67×3)=49.9 r/min=2.48×0.95××0.97×0.94=2.1 kw=162×2.67×0.99×0.97×0.94×0.97=378.73N/m計算匯總表參數軸功率P(kw)轉速n(r/min)扭矩T(N/m)I軸2.3640056.25II軸2.26133.33162III軸2.149.9378.738.傳動零件的設計計算8.1普通V

8、帶傳動得設計計算普通帶的應用特點如下： 優點：（1）結構簡單，制造、安裝精度要求不高，使用維護方便，適用于兩軸中心距較大的場合。（2）傳動平穩，嘈聲低，有緩沖吸振作用（3）過載時會打滑，起安全保護作用。 缺點：（1）、不能保證準確的傳動比（2）外廓尺寸大，傳動效率低。 確定計算功率則： ，式中，工作情況系數取1.2 根據計算功率與小帶輪的轉速（960r/min），查機械設計基礎圖13-15普通V帶選型圖，選擇A型普通V帶。 確定帶輪的基準直徑因為最小帶輪直徑d=75mm取小帶輪直徑d1=100mm，且=100mm =75mm大帶輪直徑=100*2.4=240mm 驗證帶速 ×100&

9、#215;960/60000 m/s= 5.024m/s 帶速在525 m/s范圍內。在之間。故帶的速度合適。確定V帶的基準直徑和傳動中心距初選傳動中心距范圍為：，即170<=a0<=680取a0=200 V帶的基準長度： 958.3mm 查機械設計基礎表13-2，選取帶的基準直徑長度 實際中心距：mm 驗算主動輪的最小包角 142.8°120° 故主動輪上的包角合適。 計算V帶的根數z 由，查機械設計基礎表13-5，得，由，查表13-6，得 ，查表13-8，得，查表8-4，得， 圓整取根。 計算V帶的合適初拉力 查機械設計基礎表8-6，取得 計算作用在軸上的載

10、荷 V帶輪采用鑄鐵HT150或HT200制造，其允許的最大圓周速度為25m/s.8.2 齒輪傳動設計計算（1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數 選用閉式直齒圓柱齒輪傳動（外嚙合） 選擇齒輪材料；小齒輪材料都取為45號鋼，調質，；大齒輪材料取為：45號鋼,正火處理， 選取齒輪8級的精度 選 小齒輪的齒數；大齒輪的齒數 （2）按齒面接觸疲勞強度設計中心距 式中： 查機械設計基礎表11-1，取均值；查表11-5：查圖得彎曲疲勞壽命系數：可得：查表11-3 ：；齒寬系數取：（11-6）；故則采用m=1.5mm的模數 計算中心距 圓整中心距，取 計算兩齒輪分度圓直徑 小齒輪 大齒輪 計算齒寬 取小齒輪齒寬

11、 ；大齒輪齒寬（大齒輪） （3）校核彎曲疲勞強度校核 其中查機械設計基礎表11-3，；查表11-8：；查表11-5：。 ，故滿足。 （4）驗證齒輪的圓周速度v因此選8級精度是合適的 齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下：(詳細見零件圖)名稱 代號計算公式結果小齒輪大齒輪中心距 95傳動比4法面模數設計和校核得出1.5法面壓力角無齒數Z 無25100分度圓直徑 查文獻150180齒頂圓直徑無40.5153齒根圓直徑 df查文獻141.25146.25齒輪寬b查文獻16058螺旋角方向 查文獻1左旋右旋9.減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計 查設計基礎經驗公式，及結果列于下表。1）、減速器的選擇：通氣器：由

12、于是在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用采用 M12×1.5。 油面指示器：選用游標尺 M12 。起吊裝置：采用箱蓋吊耳、箱座吊耳。放油螺塞：選用外六角油塞及墊片 M12×1.5。 根據機械設計基礎課程設計表 11-1 選擇適當型號：起蓋螺釘型號：GB/T5782-2000M12×45,材料 5.8高速軸軸承蓋上的螺釘：GB578386 M8×25,材料 5.8 。低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5782-2000 M8×25,材料 5.8。 螺栓：GB57822000 M16×120，材料 5.82）、箱體的主要尺寸：(1)箱座壁厚=0

13、.025*120+1=4mm, 取 d =8mm (2)箱蓋壁厚： (3)箱蓋凸緣厚度 ： (4)箱座凸緣厚度：b=1.25 d=1.5*8=10mm(5)箱座底凸緣厚度：b1=2.5d=2.5*8=20mm (6)地腳螺釘直徑：df =0.036a+12=0.036×120+12=16.32mm 取df=20mm (7)地腳螺釘數目：n=4 (因為 a<250) (8)軸承旁連接螺栓直徑：d1= 0.75df =0.75×20= 15mm 取 d1=16mm (9)蓋與座連接螺栓直徑： d2=(0.5-0.6)df =1012mm 取 d2= 12mm (10)連接

14、螺栓 d2 的間距：L=100200mm (11)軸承端蓋螺釘直徑：d3=(0.4-0.5)df=810mm 取 d3= 8mm(12)檢查孔蓋螺釘直徑：d4=(0.3-0.4)df=68mm 取 d4=8mm (13)定位銷直徑：d=(0.7-0.8)d2=8.49.6mm 取 d=8mm (14) df 、d1 、d2 至外箱壁距離 C1=26mm (15) df、d2 至外箱壁距離 C2=24mm (16)軸承旁凸臺半徑 R1=C2=24mm (17)凸臺高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 (18)外箱壁至軸承座端面的距離：=58mm (19)鑄造過度尺寸:(20)大齒輪

15、頂圓與內箱壁的距離：(21)齒輪端面與內箱壁間的距離：(22)箱蓋、箱座肋厚：10.軸的設計10.1高速軸的設計由高速軸的計算數據，56.25Nm及分度圓直徑=50mm，20°，齒輪輪轂寬度為65mm。所以圓周力1844N徑向力671N由于為直齒輪，軸向力10.1.1選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件知減速器屬小功率，對材料無特殊要求，故選擇45鋼并經調質處理。由文獻1表14-1查得強度極限650MPa,再由表14-3得許用彎曲應力60MPa。10.1.2按扭轉強度估算軸徑根據文獻2表14-2得C=107118。又由式（14.2）得考慮到軸的最小端要連接帶輪的大輪，會有鍵槽存在，故

16、將估算直徑加大35，取19.921.96mm，取軸徑d=20mm。10.1.3設計軸的結構并繪制結構草圖由于設計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體內部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外伸端連接帶輪傳動的大輪。確定軸上零件的位置與固定方式要確定軸的結構形狀，必須先確定軸上零件的裝配順序和固定方式。確定齒輪從軸的右端裝入，齒輪的左端用軸肩定位，右端用套筒固定。這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接。軸承對稱安裝于齒輪的兩側，其軸向用軸肩固定，周向采用過盈配合固定。確定各軸段的直徑軸段1直徑最小，20mm；軸段2的直徑比軸段1稍大即可；軸段3的軸肩對軸上零件有固定和定位的

17、作用，所以d3要比d2的軸徑變化大些；軸段4與軸段6的直徑要考慮選用的軸承內徑大小（下面軸承的選擇有具體參數）；而軸段5的軸肩因為也對齒輪的軸向定位有固定作用，因此直徑變化也要大些，故選擇d5=40mm。因此，各軸軸頸d匯總如下表各軸段的軸徑 軸d1d2d3d4d5d6軸徑mm202535644030確定各軸段的長度齒輪輪轂寬度為65mm，即軸段4）的長度也為65mm，為保證齒輪端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面與箱體內壁間應留一定的間距，取該間距為15mm，為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm。軸承支點距離=120mm，根據箱體結構及聯軸器距軸承要

18、有一定距離的要求，取=75mm，=70mm。由此可定各軸的長度如下所示：軸L1L2L3L4L5L6軸長mm58.062.038.065.023.021.010.1.4按彎矩合成校核軸徑畫出軸的受力圖彎矩圖見附圖2做水平面的彎矩圖。支點反力為922做垂直面的彎矩圖.支點反力為做合成彎矩圖轉矩圖T=56.25求當量彎矩因減速箱單向運轉，故可以認為轉矩為脈動循環變化，修正系數67.86校核強度考慮鍵槽d=22.45x1.05=23.57mm而設計的d=35mm>23.57mm故強度足夠同理，低速軸的尺寸計算如下：10.2軸的設計計算：由1可得，162N/m，分度圓直徑=180mm，20

19、6;，齒輪輪轂寬度約為61mm。所以圓周力1800N徑向力由于為直齒輪，軸向力10.2.1選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件知減速器屬小功率，對材料無特殊要求，故選擇45鋼并經調質處理。由表14-1查得強度極限650MPa,再由表14-3得許用彎曲應力60MPa。10.2.2按扭轉強度估算軸徑根據文獻2表14.1得C=107118。可知考慮到軸的最小端要連接鏈輪的小輪，會有鍵槽存在，故將估算直徑加大35，取28.3131.21mm，取29mm。10.2.3設計軸的結構并繪制結構草圖由于設計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體內部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外伸端連接帶輪傳動的大輪。確定

20、軸上零件的位置與固定方式要確定軸的結構形狀，必須先確定軸上零件的裝配順序和固定方式。確定齒輪從軸的左端裝入，齒輪的右端用軸肩定位，左端用套筒固定。這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接。軸承對稱安裝于齒輪的兩側，其軸向用軸肩固定，周向采用過盈配合固定。原理同軸，確定各軸段的直徑軸段1直徑最小，29mm；軸段2的直徑比軸段1稍大即可；軸段3的軸肩對軸上零件有固定和定位的作用，所以d3要比d2的軸徑變化大些；軸段4與軸段6的直徑要考慮選用的軸承內徑大小（下面軸承的選擇有具體參數）；而軸段5的軸肩因為也對齒輪的軸向定位有固定作用，因此直徑變化也要大些，故選擇d5=47mm。各

21、軸段的直徑如下表所示。 各軸的軸徑軸d1d2d3d4d5d6軸徑mm293135404735確定各軸段的長度齒輪輪轂寬度為61mm，為保證齒輪固定可靠，軸段4）的長度應略短于齒輪輪轂寬度，同時由于軸的軸承點距離為120mm，取軸長58mm，為保證齒輪不受離心力的影響，因此在齒輪兩端加軸肩為保證齒輪端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面與箱體內壁間應留一定的間距，取該間距為15mm，為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm，所以軸段4）的長度取20mm，軸承支點距離=118mm，根據箱體結構及聯軸器距軸承要有一定距離的要求，取=75mm，軸的伸出端要和鏈傳動的

22、小輪相連接，故=80mm。由此可定各軸的長度如下所示：軸L1L2L3L4L5L6軸長mm64560.044.058.022.024.010.2.4按彎矩合成校核軸徑畫出軸的受力圖彎矩圖見附圖3做水平面的彎矩圖。支點反力為1800/2=900N做垂直面的彎矩圖.支點反力為做合成彎矩圖轉矩圖T=162求當量彎矩因減速箱單向運轉，故可以認為轉矩為脈動循環變化，修正系數112.92校核強度考慮鍵槽d=27x1.05=28.35mm而設計的d=35mm>28.35mm故強度足夠。11.滾動軸承的選擇和計算選用圓錐滾子軸承，其特點是能同時承受較大的徑向載荷和軸向載荷，外圈可分離，游隙可調，裝拆方便，

23、適用于剛性較大的軸，一般成對使用，對稱安裝。要求的軸承壽命：（二十年兩班制工作，按每年工作300天，每班工作16個小時）則可計算出軸承壽命 根據軸頸值查文獻【3】表2-117，主動軸承選擇代號為30206（GB/T 297-1994）的軸承兩個，從動軸承選擇代號為30207（GB/T 297-1994）的軸承兩個，其具體尺寸見下表：軸承代號尺寸/mm內徑d外徑DB3020630621630207357217由附表3，可知兩種圓錐滾子軸承的基本額定動負荷分別為，因為齒輪為直齒，故軸向力=0故/=0<e=1.5tan(查表16-11)所以可查出動載荷系數 由表16-9可得載荷系數為中等沖擊的載荷系數當量載荷：由表16-8得溫度系數 ， 對于滾子軸承壽命系數由式（16-