1、設計題目：i級齒輪減速器機械工程（系） 數控技術 專業班級 2010級數控大專一班組員： 完成日期 2 012年03月 28 日目錄一機械設計基礎課程設計任務書二傳動方案的確定三電動機的選擇，傳動系統的運動和動力參數1. 電動機的選擇2. 傳動比分配3. 各級傳動的動力參數計算三 傳動零件的設計計算 帶傳動 齒輪傳動的設計 軸設計 軸承的選擇與校核 鍵的選擇與校核 聯軸器的選擇 潤滑與密封 箱體主要尺寸 四、小 結五、參考文獻 機械設計基礎課程設計任務書一課程設計的目的：機械設計基礎課程設計是機械設計的一個十分重要的實踐環節，是進行的第一次較全面的設計綜合訓練，其目的是：1. 通過課程設計，全

2、面鞏固、加深和擴充在機械設計基礎及相關課程中所學到的知識，訓練學生綜合運用這些知識去分析和解決工程實際問題的能力。2. 學習機械設計的一般方法，了解和掌握常用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計方法、設計步驟，為今后從事這些相關的專業課程設計、畢業設計及實際的工程設計打好必要的基礎。3. 使學生在設計計算、制圖、運用設計資料（含有關國家標準、規范）、使用經驗數據、進行經驗估算等方面接受全面的基礎訓練。一 設計題目： 設計帶式傳動機裝置中的一級漸開線直齒圓柱齒輪減速器。1. 運動簡圖1電動機 2帶傳動 3聯軸器 4皮帶式傳送機5一級漸開線直齒圓柱齒輪減速器2. 原始數據:(以學號尾數選取下列相

3、應參數值)題號0123456789f(kn)3.63.84.04.24.44.64.85.05.25.4v(m/s)1.21.11.01.151.31.41.21.11.01.2d(mm)3503503303002503503303002502003.工作條件：二 設計內容：傳動裝置的總體設計；傳動零件，軸，軸承，聯軸器等的設計計算和選擇；三 要求完成以下任務：1、畫a1號草圖、裝配圖各一張， a3號零件圖一張。2、 設計論文（說明書）一份，不少于20頁。 一級減速器設計說明書一、電動機的選擇： 1. 選擇電動機類型因為輸送機運轉方向不變，工作載荷穩定，因此選用y型全封閉籠型三相異步電動機。2

4、、選擇電動機功率工作所需的電動機輸出功率為pd 帶傳動 軸承齒輪軸承聯軸器傳動總效率根據主要參數f=4200 n v=1.15m/s d=250mm得出電動機輸出功率3、確定電動機的轉速滾筒的轉速v帶傳動常用的傳動比范圍，單級圓柱齒輪傳動比范圍，于是電動機轉速可選范圍為：符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min，根據計算出的容量，查出三種型號電動機適合。電動機型號額定功率滿載轉速同步轉速y160m2-85.5720750y132m2-65.59601000y132s-45.514401500綜合考慮，電動機和傳動裝置尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，

5、可見選用y132s-4較為合適。2、 總傳動比 l 分配傳動比i1=3 i2=5.3l 各軸轉速電機軸為1軸，減速器高速軸為2軸，低速軸為3軸，各軸轉速為： l 各軸輸入功率l 各軸轉矩 運動和動力參數計算結果如下： 參 數電動機軸高速軸低速軸滾 筒轉速（r/min）144048090.5790.57功率（kw）5.55.2354.9轉矩（）36.48104527517傳動比165.33效率0.876以上參照簡明機械零件設計實用手冊三、帶傳動1、確定計算功率pc由表11-6（手冊）查得ka=1.3，得pc=kap=1.35.57.15kw2、選擇帶型號根據pc7.15kw、n1=1440r/m

6、in，由圖3-10（教科書）查得選用a型普通帶。3、確定帶輪基準直徑、 根據表3-3和圖3-10，表3-6選取l 大帶輪的基準直徑為：按表3-3（教科書）選取標準直徑為l ，則實際傳動比、從動輪的實際轉速分別為： l 從動輪的轉速誤差率為在5%以內為允許值4、驗算帶速帶速在525米范圍內5、確定帶的基準長度和實際中心距l 初定中心距取 l 確定帶的基準長度：由表3-2(教科書)選取基準長度l 實際中心距為中心距的變化范圍為：6、校驗小帶輪的包角7、確定帶的根數根據，查表3-7（教科書）,得由式3-9（教科書）得功率增量=0.17kw由表3-2查得帶長度修正系數，由圖3-9查得包角系數，得普通帶

7、根數： 圓整取8、確定初接力f0及帶輪軸上的壓力fq由手冊查得a型普通帶的每米長質量q=0.10kg/m，根據式得單根帶的初拉力為：作用在軸上的壓力fq為9、設計結果v帶型號a型v帶基準長度ld2500根 數2140400中心距a772軸上壓力q954以上參照機械設計基礎、簡明機械零件設計實用手冊四、齒輪的設計與校核1、（1）選擇齒面材料、熱處理方法，并確定材料的許用接觸應力。根據工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面傳動。查表3-27（教科書）得小齒輪45號鋼調質處理hbs1=240大齒輪45號鋼正火處理hbs2=200兩齒輪齒面硬度差為40hbs，符合軟齒面傳動的設計要求。()、確定材

8、料許用接觸應力。兩齒輪材料的許用接觸應力分別為：2、根據設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計公式，初步確定小齒輪的分度圓直徑。小齒輪的轉矩為：因原動機為電動機，且工作載荷平穩，查得載荷系數k=1.3。直齒輪減速器屬閉式硬齒面傳動，且非對稱布置，故取。材料的彈性系數由于采用閉式硬齒面傳動，根據推薦值的范圍，初選螺旋角，查取區域系數。根據推薦值，初選，則大齒輪齒數。（如果是小數的話圓整，再校驗齒數比誤差，通常不應超過，。）由圖(教科書）3-76查的接觸疲勞強度極限hlim=hlim1=hlim2=1150mpa由式(教科書）3-88計算應力循環次數 n1=60n1jlh=604801(2830015)

9、=2.074n2=n1/i=2.074/5.3=3.913(3) 計算將各參數數值代入設計公式計算小齒輪分度圓直徑d1t,h取h1和h2中較小的值代入d1t修正計算1計算圓周速度v=d1tn1/60x1000=63.5x480x3.14/60x10001.60m/s2齒寬b=dd1t=0.8x63.5=50.8mm3計算齒寬與齒高之比模數：mt=d1t/z1=63.5/24=2.5mm齒高：h=2.25mt=2.25x2.5=5.63mmb/h=50.8/5.63=94計算載荷系數由表3-28（教科書）查的使用系數ka=1由圖3-67（教科書）差的動載系數kv=1.12對于直齒輪齒間載荷分配系

10、數kha=kfa=1由表3-30（教科書）差得齒向載荷分配系數khb=1.139由b/h=9 khb=1.139查圖3-70（教科書）得kfb=1.3載荷系數k=kakvkhakhb=11.1211.139=1.2765修正分度圓d1=d1t=63.5mm6計算模數m m=d1/z1=63.5/24=2.65按齒根彎曲疲勞強度設計1設計公式 2確定各參數值由圖3-75（教科書）查的彎曲疲勞強度極限fe=fe1=fe2=620mpa由圖3-73查的壽命系數：kfn1=0.85 kfn2=0.87計算許用彎曲應力 取s=sf=1.4 由式3-83得f1=kfn1fe1/s=0.85620/1.4=

11、376.42mpaf2= kfn2fe2= 0.87620=385.285mpa由表3-31（教科書）查的齒形系數yfa1=2.65 yfa2=2.14由表3-31（教科書）查得應力校正系數：=1.58 ysa2=1.79計算yfaysa/fyfa1ysa1/f1=2.651.58/376=0.0112yfa2ysa2 /f1=2.141.79/385=o.0099小齒輪的系數大，因此取yfaysa/f=0.0112計算載荷系數k=kakvkfakfb=11.1211.3=1.456計算：=1.9幾何尺寸計算1算與說明對比計算結果，按齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于按齒根彎曲疲勞強度計算的模數

12、，由于齒輪的模數主要取決于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，因此可取由齒根彎曲疲勞強度計算的模數1.9并就近圓整為標準值m=2mm,按齒面接觸疲勞強度計算的分度圓直徑d1=63.5mm,計算小齒輪齒數z1=d1m=63.5/2=31.7532大齒輪齒數 z2=325.3170 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足咯齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度。計算分度圓直徑d1=mz1=232=64mmd2=mz2=2170=340mm計算中心距a=(z1+z2)/2=202mm計算齒寬b b=dd1=0.864=51.2mm即b2=60mm b1=75mmi軸設計1、選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸材料的

13、許用應力。根據題意，普通用途，中小功率，選用45鋼正火處理。查表4-1得，查表4-4得。2、估算軸的最小直徑。由表4-3查取a=115，根據公式得3、 軸的結構設計并繪制結構草圖。確定軸上零件的布置方案和固定方式。參考一般減速器結構，將齒輪放在軸的中部，對稱于兩端的軸承；齒輪用軸肩和軸套作軸向固定，用平鍵和過盈配合(h7/r6)作周向固定。右端軸承用軸肩和過度配合(h7/k6)s固定內套圈；左端軸承用軸套和過渡配合（h7/k6）固定內套圈。軸的定位則由兩端的軸承蓋單面軸向固定軸承的外套圈來實現。輸入端的帶輪用軸肩和擋板作軸向固定，用平鍵作周向固定。確定軸的各段直徑。外伸端選擇標準直徑d1=24

14、mm階梯軸d2=d1+2h=d1+20.07d1=24(1+20.07)=27.36mm，該段處安裝氈圈，取標準直徑d2=28mm考慮到軸承內孔標準，取d3=d7=30mm，初選兩端角接觸軸承的型號為7205c。直徑d4的軸段為軸頭，取標準直徑d4=40mm。軸肩d5=d4+2h=56(1+20.07)45mm根據軸承安裝直徑，查手冊得d6=40mm確定軸的各段長度l1=52mm（帶輪輪寬12mm）l2=55mml3=b3+l2+2+(13mm)=20mm+(510mm)+(1015mm)+(13mm)=42mml4=80mm(齒輪寬75mm) l58mm（軸肩寬度為b1.4h）l6=2+l2

15、-l5=(1015mm)+ (510mm)-8mm=12mml7=16mm(軸承寬度為b=15mm，擋油環厚1mm)兩軸承之間的跨距l=l3+l4+l5+l6=142mm4、主動齒輪的受力計算分度圓直徑轉矩圓周力徑向力軸向力5、按扭轉和彎曲組合變形強度條件進行校核計算繪制受力簡圖 將齒輪受力分解成水平面h和鉛垂平面v內的力水平面h內的支座反力：鉛垂面v內的支座反力繪制彎矩圖水平面h的彎矩圖鉛垂平面v的彎矩圖ii軸設計1、選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸材料的許用應力。根據題意，普通用途，中小功率，選用45鋼正火處理。查表15-1得，查表15-5得。2、估算軸的最小直徑。由表15-2查取a=1

16、10，根據公式15-1得考慮到軸端有鍵槽，將上述軸徑增大5%，即40.251.0542.26mm。由設計圖可知，低速軸d2安裝聯軸器為了補償軸的偏差，選用彈性柱銷聯軸器。查手冊選用彈性柱銷聯軸器，其型號為hl4，內孔直徑為45mm，與上述增大5%接近。3、軸的結構設計。確定軸上零件的布置方案和固定方式。參考一般減速器結構，將齒輪放在軸的中部，對稱于兩端的軸承；齒輪用軸肩和軸套作軸向固定，用平鍵和過盈配合(h7/r6)作周向固定。右端軸承用軸肩和過度配合(h7/k6)固定內套圈；左端軸承用軸套和過渡配合（h7/k6）固定內套圈。軸的定位則由兩端的軸承蓋單面軸向固定軸承的外套圈來實現。輸出端的聯軸

17、器用軸肩和擋板作軸向固定，用平鍵作周向固定。斜齒輪在工作中會產生軸向力，故兩端采用角接觸軸承，軸承采用脂潤滑，齒輪采用油浴潤滑。確定軸的各段直徑。外伸端選擇標準直徑d1=40階梯軸d2=d1+2h=d1+20.07d1=40(1+20.07)=45.6mm，該段處安裝氈圈，取直徑d2=45mm考慮到軸承內孔標準，取d3=d7=50mm，初選兩端角接觸軸承的型號為7210c。直徑d4的軸段為軸頭，取標準直徑d4=56mm。軸肩d5=d4+2h=56(1+20.07)64mm根據軸承安裝直徑，查手冊得d6=57mm確定軸的各段長度l1=130mm（比聯軸器短12mm）l2=55mml3=b3+l2

18、+2+(13mm)=20mm+(510mm)+(1015mm)+(13mm)=42mml4=58mm(齒輪寬60mm，l4比齒輪寬短13mm)l58mm（軸肩寬度為b1.4h）l6=2+l2-l5=(1015mm)+ (510mm)-8mm=12mml7=21mm(軸承寬度為b=20mm，擋油環厚1mm)兩軸承之間的跨距l=b3+2l2+22+b2=20+2(510mm)+2(1015mm)+60=123mml=l3+l4+l5+l6=123mm4、從動齒輪的受力計算分度圓直徑轉矩圓周力徑向力軸向力5、按扭轉和彎曲組合變形強度條件進行校核計算水平面h內的支座反力：鉛垂面v內的支座反力繪制彎矩圖

19、水平面h的彎矩圖鉛垂平面v的彎矩圖 因為危險截面a、b均安全，所以該軸的強度是足夠的，以上參照機械設計基礎六、軸承的選擇與校核1、軸承的選擇因為斜齒輪在工作時會產生軸向力，所以應采用角接觸軸承，根據軸的設計尺寸，選用7210c和7205c各一對。2、軸承的參數軸承型號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定載荷/kn極限轉速(r/min)ddbrminr1minadamindamaxramaxcr(動)c0r(靜)脂潤滑油潤滑7210c5090201.10.619.45783142.832.0630085007205c2552151.000.3012.73146116.510.5110001600

20、0以上參照機械設計課程設計3、軸承的校核7210c已知參數徑向力，軸向力，轉速，a=15計算派生軸向力查表13-5查得e在0.43至0.46之間。根據線性插值法：求軸承的軸向載荷因，故軸承1為緊端，軸承2為松端。則計算當量動載荷由表13-5及插值法算得7210c（a=15）的判別系數，故再由表13-5查得，由，得的值在之間由插值法算得最大動載荷遠小于額定動載荷，因此強度足夠。計算軸承壽命由表13-7、13-8查得，由手冊查得7210c的動載荷為42800n，又。由式13-6b得故軸承1的壽命約為76937h，軸承2的工作壽命約為10247172h。這對軸承的壽命為76937h。7205c已知參

21、數徑向力，軸向力，轉速，a=15計算派生軸向力查得e在0.38至0.40之間。根據線性插值法：求軸承的軸向載荷因，故軸承1為緊端，軸承2為松端。則計算當量動載荷由表13-5及插值法算得7210c（a=15）的判別系數，故再由表13-5查得，由，得的值在之間由插值法算得最大動載荷遠小于額定動載荷，因此強度足夠。計算軸承壽命由表13-7、13-8查得，由手冊查得7205c的動載荷為16500n，又。由式13-6b得故軸承1的壽命約為146811h，軸承2的工作壽命約為6067540h。這對軸承的壽命為146811h。以上參照機械設計基礎、簡明機械零件設計實用手冊七、鍵的選擇與校核ii軸1、鍵的選擇

22、根據軸徑d1=40mm，l1=130mm，選取鍵a12110 gb1096-79根據軸徑d4=56mm,l4=58mm，選取鍵a1640 gb1096-792、鍵的參數軸鍵鍵槽b公稱直徑公稱尺寸一般鍵連接軸t轂t1半徑rbhl軸n9轂js9公稱尺寸極限偏差公稱尺寸極限偏差401281100-0.0430.0255.0+0.23.3+0.20.250.4561610406.04.33、鍵的校核由表10-10查得故此鍵滿足強度要求i軸1、鍵的選擇根據軸徑d1=24mm，l152mm，選取鍵a845 gb1096-79根據軸徑d4=40mm，l4=80mm，選取鍵a1270 gb1096-792、鍵

23、的參數軸鍵鍵槽b公稱直徑公稱尺寸一般鍵連接軸t轂t1半徑rbhl軸n9轂js9公稱尺寸極限偏差公稱尺寸極限偏差24874500.0360.0184.0+0.203.3+0.200.160.2540128700-0.0430.02155.03.30.250.404、鍵的校核由表10-10查得此鍵滿足強度要求，由于接近許用強度，為保險起見，采用過盈配合。此鍵滿足強度要求。以上參照 簡明機械零件設計實用手冊 八、聯軸器的選擇1、聯軸器的選擇由于載荷平穩，速度不高，為了補償軸的偏差，選用彈性柱銷聯軸器。2、聯軸器的選擇根據軸的設計，聯軸器初選為hl4型聯軸器。型號許用轉矩(nm)許用轉速(r/min)

24、軸孔直徑(mm)軸孔長度d/mm轉動慣量j/(kgm2)許用相對位移j型軸向（mm）徑向（mm）角向l1（mm）hl412504000631071953.41.50.153、聯軸器校核根據軸的設計，聯軸器所以選用的聯軸器適合4、選用結果hl4聯軸器 63107 gb/t8014-2003以上參照機械設計課程設計九、潤滑與密封1、潤滑方式齒輪的潤滑對于齒輪的圓周速度為的閉式齒輪，采用油浴潤滑。浸油深度以從動輪一個齒高為宜。工業閉式齒輪油l-ckc150 gb 5903-1995軸承采用脂潤滑通用鋰基潤滑脂zl-1 gb 7324-19942、密封方式箱座與箱蓋凸緣的密封選用接合面涂密封膠703觀

25、察孔、注油孔等處接合面的密封選用石棉橡膠紙和密封膠進行密封。軸承蓋的密封i軸透蓋：選用旋轉唇形密封圈中的b型，內包骨架型b 45 62 gb/t 13871-1992盲蓋：選用o型密封圈o型圈 87.52.65-a-n-gb/t3452.1-2005ii軸透蓋：選用旋轉軸唇形密封圈中的b型，內包骨架型b 70 90 gb/t 13871-1992肓蓋：型密封圈型圈1283.55-a-n-gb/t 3452.1-2005其它處密封軸承靠近機體內壁處用擋油環密封，防止潤滑油進入軸承內部。以上參照機械設計基礎、機械設計基礎及機械設計課程設計。簡明機械零件設計實用手冊十、箱體主要尺寸、箱座壁厚 表4-

26、1取（單級）由于是鑄件，為安全因素考慮選取、箱蓋壁厚為安全考慮，選取、箱座凸緣厚、箱蓋凸緣厚、箱底座凸緣厚、箱座加強肋厚、箱蓋加強肋厚、地腳螺栓直徑取m=24 mm、地腳螺釘數目：10、軸承旁連接螺栓直徑：選取20mm11、箱蓋、箱座連接螺栓直徑選取m=16mm螺栓間距12、軸承蓋螺釘直徑13、視孔蓋螺釘直徑及數目取14、軸承端蓋外徑15、螺栓中心距箱外壁距離螺紋直徑m10m16m20m24c1min16222634c2min1420242816、軸承旁凸臺h和凸臺半徑r1h=3mm r1=c2=20mm17、箱體外壁到軸承端面距離18、從動輪下部齒頂距箱體底部距離19、齒輪頂圓與內壁間的距離 20、齒輪端面與內壁間的距離 21、定位銷直徑選取以上參考機械設計課程設計十一 減速器的潤滑:1、 傳動零件的潤滑 對于齒輪的圓周速度為的閉式齒輪，采用油浴潤滑。浸油深度以從動輪一個齒高為宜。工業閉式齒輪油l-ckc150gb5903-19952、 軸承的潤滑 1.脂潤滑 脂潤滑易于密封、結構簡單、維護方便，采用脂潤滑時，滾動軸承的