機械設計課程設計單級圓柱齒輪減速器設計說明書學生姓名：王鵬威學號：1203411025年級：12級專業：機械制造與自動化院（系）：機電工程學院指導教師：余愛香時間：2014年10月目錄一確定傳動方案………………1二選擇電動機…………1三傳動零件的設計計算………………3四圓柱齒輪的設計……………………5五軸的結構設計…………7六輸出軸的的設計…………7七軸的強度校核…………10八軸承、鍵和聯軸器的選擇…………10九軸承的選擇及校核………13十減速器潤滑、密封…………15十一減速器附件的選擇確定……15十二箱體主要結構尺寸計算…………………16設計總結…………17參考文獻設計任務書連續單向運轉，兩班制工作，載荷變化大，空載起動，室內有粉塵，輸送帶輸允許有±5%的誤差。已知數據數據輸送帶工作拉力FW=2.7KW輸送帶速度Vw=1.3M/S卷筒直徑D=350mm設計任務要求：減速器裝配圖紙一張軸、齒輪零件圖紙各一張兩張設計說明書一分一份計算及說明主要結果一．確定傳動方案單機圓柱齒輪減速器由帶傳動和齒輪傳動組成，根據各種傳動的特點，帶傳動安排在高級，齒輪傳動放在低速級如圖A-1所示二選擇電動機（1)選擇電動機類型結構形式根據工作要求和條件，選用一般用途的Y系列三相異步電動機，結構形式為臥式封閉結構（2)確定電動機的功率工作機所需要的功率Ｐw（KW）Ｐw=FwVw/1000ηw式中，

Fw=2700N，Vw=1.3m/s，帶式輸送機的效率ηw=0.95帶入上式得Ｐw=2700x1.3/1000x0.95=3.7kw電動機所需功率Ｐo（kw）按下式計算Ｐo=Ｐw/ηη為電動機到滾筒工作軸的傳動裝置，根據傳動特點，由附錄查表A-1查得：V帶傳動η=0.96，一對齒輪傳動η=0.97，一對滾動軸承η=0.99，聯軸器η=0.99因此總效率：η=η帶η齒輪η2軸承η聯軸器=0.96x0.972x0.99x0.99=0.904Ｐo=Ｐw/η=3.7/0.904=4.09確定電動機額定功率Ｐm（kw），使得Ｐm=4.09~5.31查表A-2取Ｐm=5.5kw（3）確定電動機轉速工作機轉筒的轉速nw=60x1000vw/πx360r/min=70.97r/min根據附錄表A-2各類傳動比的取值范圍，取V帶傳動比i帶=2~4一級齒輪減速器i齒輪=3~5傳動裝置總傳動比i總=6~20，故電動機的取值范圍：nm=i總/nw=（6~20）x70.97=425.82~1419.4r/min（4）計算傳動裝置的總傳動比和各級傳動比符合此轉速要求的同步轉速有960r/min,1400r/min兩種電機對比如下表1-1方案型號額定功率（kw）電動機轉速r/min滿載同步1Y132M1-65.596010002Y132S-45.514401500（5）計算傳活動裝置的運動參數和動力參數傳動裝置的總傳動比為；i總=nm/nw=1440/70.79=20.292)分配各級傳動比取V帶傳動比i=3，單機圓柱齒輪減速器傳動比為；i齒=i總/i帶=20.29/3=6.76各軸轉速Ⅰ軸n1=nm/i帶=1440/3=480r/minⅡ軸n2=n/i齒=480/6.76=71r/min滾筒軸n滾筒=n2=71r/min各軸功率Ⅰ軸P1=Ｐoη帶=4.09x0.96=3.93kwⅡ軸P2=P1η齒輪η軸承=3.93x0.97x0.99=3.77kw滾筒軸P=P2η軸承η聯軸器=3.77x.099x0.99=3.69kw3）各軸轉矩電動機軸T0=9550xeq\f(P0,nm)=9550xeq\f(4.09,1440)eq\f(4.09,1440)eq=27125N.mmⅠ軸T1=T0i帶η帶=27125x3x0.99=80561N.mmⅡ軸T2=T1i齒輪η齒輪η軸承=80561x6.76x0.97x0.99=522972N.mm滾筒軸T=T2η軸承η聯軸器=522972x0.99x0.99=512564N.mm傳動零件的設計計算（1）計算功率根據以上列出傳動參數和動力參數數據軸號功率P\KM轉速n轉矩T\N傳動比i04.09144027125313.9348080561323.93715229726.7633.69715125641（2）選擇V帶類型根據已知的減速器參數確定帶的型號、根數、和長度，確定帶的傳動中心距，初拉力及張緊裝置，確定大小帶輪的直徑、材料、結構尺寸。帶傳動的計算參數如下；項目P0\KWnm\r.minI參數4.0914403（3）確定V帶基準直徑根據條件取KA=1.2PC=KAP0=1.2X4.09=4.9KW根據圖表P0、nm選用A型初選小帶輪的基準直徑d1取小帶輪直徑125mmv=eq\F(πd1n1,60x1000)=3.14X125X1440/60X1000=9.42m/s因為5m/s<v<30m/s；故帶速合適（4）計算大帶輪的直徑ｉ=eq\f(n1,n2)=eq\f(1440,480)=3dd2=idd1=3x125=375mm圓取整dd2=400mm因沒有給定中心距的尺寸范圍，按公式;0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)367.5mm≤0a≤1050mm初定a=600mm（5）實際中心距和帶的基準長度Ld基準長度L0≈2a0+eq\f(π,2)（dd1+dd2）+(dd2+dd1)2/4a0=2x600+3.14x(125+400)/2+(400+125)2/4x600≈2056mm由表選帶的基準長度2240mm計算實際中心距；a≈a0+eq\F(Ld-Lo,2)=600+eq\f(2240-2056,2)≈692mm中心距地變化：amin=a-0.015Ld=566.4mmamax=a-=0.03Ld=667.2mm（6）驗算小帶輪包角α≈1800-57.30x(dd2+dd1)/a=1800-57.30xeq\f(400-125,692)≈1490≥900（7)確定V帶的根數計算V帶的根數由n1、d1查表得到P0=1.4kW由i查表得到ΔP0=0.11kW由Kα=0.97由Ld查表13-3，KL=1.09由式Z=eq\f(Pr,P1+△P1)KLK確定V帶的根數Z=eq\f(5.5,1.44)=3.81取4根2）計算對軸的壓力四圓柱齒輪的設計連續單向運轉載荷變化不大空載啟動，室內有粉塵，選擇封閉式1）按照傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；2）運輸機為一般機器，速度不高，選擇精度等級為7級精度；3）材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS4）選小齒輪齒數Z1=24，大齒輪齒數Z2=101(1)按照齒面接觸強度設計計算由公式；將數值帶入上述公式可知：d1≥48.62mm（2）確定齒輪參數及計算主要尺寸1）確定模數和齒寬m=d1/Z1=48.62/24=1.94取標準模數值m=22)齒根彎曲接觸強度校核計算校核式中：小輪分度圓直徑d1=m·Z=2×24=50mm齒輪嚙合寬度b=Ψd·d1=1.0×50=50mm查手冊得兩齒輪的齒形系數和應力修正系數YFa1=2.63Ysa1=1.59YFa2=2.19Ysa2=1.80將數據帶入公式得：σF1=107.34MPaσF2=101.19MPa由于[σF1]≥σF1[σF2]≥σF2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求3)齒輪幾何尺寸的確定分度圓直徑：d1=50mmd2=m·Z2=2×100=200mm齒頂圓直徑:da1=d1+2ha1m=54mmda2=d2+2ha1m=204mm齒根圓直徑:df1=d1-2（ha+c）m=45mmdf2=d1-2（ha+c）m=195mm中心距：a=m·（Z1+Z2）=125mm小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構大齒輪的關尺寸計算如下：軸孔直徑d=41輪轂直徑=1.2d=1.2×41=49.2圓整到50mm輪轂長度輪緣厚度δ0=(3～4)m=6～8(mm)取=8輪緣內徑=-2h-2=179mm取D2=180(mm)腹板厚度c=0.3b=0.3×45=13.5取c=15(mm)腹板中心孔直徑=0.5(+)=0.5(180+70)=125(mm)腹板孔直徑=0.25（-）=0.25（180-70）=27.5(mm)取=27.5(mm)齒輪倒角n=0.5m=0.5×2=1齒輪工作如下圖所示：五軸的結構設計（1）小齒輪材料用40Gr鋼，調質，σb=750MPa；（2）按扭轉強度估算軸的直徑選用45號鋼調質，硬度217～255HBS軸的輸入功率為轉速為n1=384r/min根據課本查表計算取a=79mmb=49mmc=49mmd≥考慮有一個鍵槽，將直徑增大5%，則d=19.29×(1+5%)mm=20.05mm圓整為25mm以上計算的軸徑作為輸入軸外伸端最小直徑。六輸出軸的的設計（1）軸的結構設計，軸上零件的定位、固定和裝配

單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面、右面均由軸肩軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。(2)求齒輪上作用力的大小、方向eq\o\ac(○,1)小齒輪分度圓直徑：d1=50mmeq\o\ac(○,2)作用在齒輪上的轉矩為：T1=42.78×103N·mmeq\o\ac(○,3)求圓周力：FtFt=2T1/d1=2×42.78×103/50=1711.2Neq\o\ac(○,4)求徑向力FrFr=Ft·tanα=1711.2×tan200=622.83N（3）軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RB1=Ftc/(b+c)=855.6NRC1=Ftb/(b+c)=855.6N垂直面的支反力：RB1’=Frc/(b+c)=311.42NRC1’=Frb/(b+c)=311.42N由于選用深溝球軸承則Fa=0（4）畫彎矩圖剖面Ι-Ι處的彎矩：水平面的彎矩：MC1=RB1×b=41924.4Nmm垂直面的彎矩：MC1'=RB1'b=15259.58Nmm合成彎矩：MΙ1=44615.13Nmm（5）軸上傳遞的轉矩：T1=42780Nmm（6）帶作用在軸上的力：預緊力：=500(2.5/-1)/ZV+qv2=741.75N帶對軸作用力:=2ZSin1/2=4383.96N該力產生的彎矩圖，如圖（e）在軸承B處彎矩=a×=364332.84Nmm總合成彎矩（f）,考慮到帶傳動最不利布置情況，與前面的彎矩直接相加，可得總合成彎矩：=+×c/（b+c）=390947.97Nmm（7）計算n個剖面處當量彎矩軸剪應力為脈動循環變應力，=0.6，公式為：=Ⅰ-Ⅰ剖面：==391789.69NmmⅡ-Ⅱ剖面：=T=25668NmmⅢ-Ⅲ剖面：==365235.9Nmm（8）計算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個剖面的直徑[σ-1]b為對稱循環許用彎曲應力，為90MPa公式為：d≥則Ⅰ-Ⅰ處：dⅠ≥Ⅱ-Ⅱ處：dⅡ≥Ⅲ-Ⅲ處：dⅢ≥可以圓整到30mm七軸的強度校核1)按扭矩初算軸徑大齒輪材料用45鋼，正火，σb=600Mpa，硬度217～255HBS大齒輪軸軸徑的初算：大齒輪軸的轉速較低，受轉矩較大，故取：C=117d≥考慮有兩個鍵槽，將直徑增大10%，則d=30.43×(1+10%)mm=33.47mm圓整為35mm以上計算的軸徑作為輸出軸外伸端最小直徑八軸承、鍵和聯軸器的選擇1)軸的結構設計，軸的零件定位、固定和裝配

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，該設計潤滑方式是油潤滑，箱體四周開有輸油溝，齒輪一面用軸肩定位，另一面用軸套定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，齒輪、右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。2)求齒輪上作用力的大小、方向eq\o\ac(○,1)大齒輪分度圓直徑：d1=200mmeq\o\ac(○,2)作用在齒輪上的轉矩為：T2=167960N·mmeq\o\ac(○,3)求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×167960/200=1679.6Neq\o\ac(○,4)求徑向力：FrFr=Ft·tanα=1679.6×tan200=611.32N3）軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RB2=Ftc/(b+c)=839.8NRC2=Ftb/(b+c)=839.8N垂直面的支反力：RB2’=Frc/(b+c)=305.66NRC2’=Frb/(b+c)=305.66N由于選用深溝球軸承則Fa=04）畫彎矩圖剖面Ι-Ι處的彎矩：水平面的彎矩：MC2=RB2×b=41150.2Nmm垂直面的彎矩：MC2'=RB2'b=14977.34Nmm合成彎矩：MΙ2=43791.09Nmm5）軸上傳遞的轉矩：T2=167960Nmm6）計算n個剖面處當量彎矩軸剪應力為脈動循環變應力，=0.6，公式：=Ⅰ-Ⅰ剖面：==109879.31NmmⅡ-Ⅱ剖面：=T=100776NmmⅢ-Ⅲ剖面：=T=100776Nmm7）計算Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個剖面的直徑[σ-1]b為對稱循環許用彎曲應力，為90MPa公式為：d≥則Ⅰ-Ⅰ處：dⅠ≥Ⅱ-Ⅱ處：dⅡ≥Ⅲ-Ⅲ處：dⅢ≥按扭轉合成應力校核軸強度，由軸結構簡圖及彎矩圖知Ⅰ處當量彎矩最大，是軸的危險截面，故只需校核此處即可。強度校核公式：σe=/W≤[σ-1]輸入軸：軸是直徑為50的是實心圓軸，W=0.1d3=12500Nmm軸材料為45號鋼，調質，許用彎曲應力為[σ-1]=65MPa則σe=/W=31.28≤[σ-1]=65MPa故軸的強度滿足要求輸出軸：軸是直徑為41的是實心圓軸，W=0.1d3=6892.1Nmm軸材料為45號鋼，正火，許用彎曲應力為[σ-1]=65MPa則σe=MΙ2/W=6.35≤[σ-1]=65MPa故軸的強度滿足要求九軸承的選擇及校核1）軸承的選擇及校核因軸轉速較高，且只承受徑向載荷，故選取深溝球軸承。根據初算軸徑，考慮軸上零件軸向定位和固定，估計初裝軸承處的軸徑并假設選用輕系列，查表定出滾動軸承型號列表如下：軸號軸承型號基本尺寸mmdDB1620630621626208408018(1）.小軸的軸承使用壽命計算小齒輪軸承選用6206，Cr=19.5kNFr=622.83N教材表10-8查得=1.2徑向當量動載荷：Pr=r=1.2622.83=747.396N所以由式Cj=，查表10-6可知ft=1=6231601.8>87600故滿足壽命要求(2）.大軸的軸承使用壽命計算大軸承選用6208，Cr=29.5kNFr=611.32N徑向當量動載荷：Pr=r=1.2611.32=733.58N所以由式Cj=，查表10-6可知ft=1=11346921>87600h故滿足壽命要求2）鍵的選擇計算及校核(1).小軸上的鍵：Ft=1711.2N查手冊得，選用A型平鍵，得：A鍵8×40GB1096-79L=40mmh=7mm根據式σp=2T/(d·k·L)=2Ft/(k·L)=24.45MPa≤100MPa故鍵強度符合要求(2).大軸上的鍵：Ft=1679.6N查手冊選：A鍵12×34GB1096-79L=34mmh=8A鍵12×52GB1096-79L=52mmh=8根據式σpa=2·TⅠ/（d·h·l）=2Ft/(k·L)=24.7Mpa<100Mpaσpc=2·TⅠ/（d·h·l）=2Ft/(k·L)=16.15Mpa<100Mpa故鍵強度符合要求3）聯軸器的選擇在減速器輸出軸與工作機之間聯接用的聯軸器因軸的轉速較低、傳遞轉矩較大，又因減速器與工作機常不在同一機座上，要求由較大的軸線偏移補償，應選用承載能力較高的剛性可移式聯軸器。查表得選用YL8型號的軸孔直徑為35的凸緣聯軸器，公稱轉矩Tn=250N·mK=1.3=9550=9550×=218.35N·m選用YL8型彈性套住聯軸器，公稱尺寸轉矩=250，<。采用J型軸孔，A型鍵軸孔直徑d=32～40，選d=35，軸孔長度L=60YL8型彈性套住聯軸器有關參數型號公稱轉矩T/(N·m)許用轉速n/（r·）軸孔直徑d/mm軸孔長度L/mm外徑D/mm材料軸孔類型鍵槽類型YL825043003560130HT200J型A型十減速器潤滑、密封1）潤滑的選擇確定1.齒輪V＜12m/s，選用浸油潤滑,因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到油池底面的距離H不應小于30～50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35～0.7m3。2.對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，選用飛濺潤滑。這樣結構簡單，不宜流失，但為使潤滑可靠,要加設輸油溝。2）潤滑油牌號及用量1.齒輪潤滑選用AN150全系統損耗油，最低～最高油面距10～20mm，需油量為1.2L左右2.軸承潤滑選用AN150全系統損耗油3）密封的選擇與確定1).箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2).觀察孔和油孔等處接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3).軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的外伸端與透蓋的間隙，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。十一減速器附件的選擇確定1）軸承端蓋：HT150參看唐曾寶編著的《機械設計課程設計》（第二版）的表14－1根據下列的公式對軸承端蓋進行計算：d0=d3+1mm；D0=D+2.5d3；D2=D0+2.5d3；e=1.2d3；e1≥e；m由結構確定；D4=D-(10～15)mm；D5=D0-3d3；D6=D-(2～4)mm；d1、b1由密封尺寸確定；b=5～10，h=(0.8～1)b油面指示器：用來指示箱內油面的高度。放油孔及放油螺塞：為排放減速器箱體內污油和便于清洗箱體內部，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°～2°，使油易于流出4）窺視孔和視孔蓋：窺視孔用于檢查傳動零件的嚙合、潤滑及輪齒損壞情況，并兼作注油孔，可向減速器箱體內注入潤滑油。5）定位銷：對由箱蓋和箱座通過聯接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度。6）啟蓋螺釘：由于裝配減速器時在箱體剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋，旋動啟箱螺釘可將箱蓋頂起。7）軸承蓋螺釘，軸承蓋旁連接螺栓，箱體與箱蓋連接螺栓：用作安裝連接用。十二箱體主要結構尺寸計算箱體用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成，箱體主要尺寸計算參看唐曾寶《機械設計課程設計》（第二版）表5－1箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚δ8機蓋壁厚δ18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b112機座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑Df16地腳螺釘數目N4軸承旁聯結螺栓直徑d112機蓋與機座聯接螺栓直徑d28軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑D6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箱體外壁至軸承座端面距離l1C1+C2+(5—8)=34大齒輪頂圓與內機壁距離△112齒輪端面與內機壁距離△212機蓋、機座肋厚m1,m29，9軸承端蓋外徑（凸緣式）D2101，120設計總結機械設計課程設計是我們機械類專業學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性環節。通過這次機械設計課程的設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產實際知識，培養分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展；而且學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置