1、課課 程程 設設 計計 說說 明明 書書 設計課題 一級圓柱齒輪減速器設計 專 業 材料成型及控制工程 班 級 姓 名 指導老師 目錄 課程設計任務書課程設計任務書.3 一、一、傳動方案擬定傳動方案擬定.4 二、二、電動機選擇電動機選擇.4 三、三、計算總傳動比及分配各級的偉動比計算總傳動比及分配各級的偉動比.6 四、四、運動參數及動力參數計算運動參數及動力參數計算.6 五、五、傳動零件的設計計算傳動零件的設計計算.7 六、六、軸的設計軸的設計.14 七、七、鍵聯接設計及校核鍵聯接設計及校核.24 八、八、滾動軸承設計及校核滾動軸承設計及校核.25 九、九、密封和潤滑的設計密封和潤滑的設計.2

2、6 十、十、聯軸器的設計聯軸器的設計.27 十一、十一、參考資料參考資料 .27 十二、十二、設計心得及小結設計心得及小結 .28 課程設計任務書課程設計任務書 設計帶式運輸機傳動裝置，傳動示意圖如下： 一、已知條件 1）鼓輪直徑 D = 400 mm 2）鼓輪上的圓周力 F = 1.8 kN 3）運輸帶速度 V = 1.3 m / s 二、技術條件 1) 傳動裝置的使用壽命預定為 10 年，單班制； 2) 工作機的載荷性質平穩，起動過載不大于 5%，單向回轉； 3) 電動機的電源為三相交流電，電壓為 380 /220 伏; 4) 允許鼓輪的速度誤差為5%； 5) 工作環境：室內。 一、設計要

3、求 1、減速器裝配圖一張； 2、零件圖 2 張（由指導教師指定） ； 3、設計說明書一份，按指導書的要求書寫。 一、一、 傳動方案擬定傳動方案擬定 第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 1.1 工作條件：使用年限 10 年，工作為單班工作制，工作機的載荷 性質平穩，起動過載不大于 5%，單向回轉，環境清潔。 1.2 原始數據：滾筒圓周力 F=1800N； 帶速 V=1.3m/s； 滾筒直徑 D=400mm。 1.3 傳動簡圖（圖 1） 二、二、 電動機選擇電動機選擇 2.1 電動機類型的選擇： Y 系列三相異步電動機 2.2 電動機功率選擇： 2

4、.2.1 傳動裝置的總功率： 總=帶2軸承齒輪聯軸器滾筒 =0.960.9920.970.990.96 =0.867 2.2.2 電機所需的工作功率： P工作=FV/1000總 =18001.3/10000.867 =2.7KW 2.2.3 確定電動機轉速： 計算卷筒工作轉速： n筒=601000V/D =6010001.3/400 =62.1r/min 按手冊表 13-2 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=3-6。取 V 帶傳動比 I1=2-6，則總傳動比理 時范圍為 Ia=6-36。故電動機轉速的可選范圍為 nd=Ia n筒=（6-36）62.1=372.6

5、-2235.6 r/min 符合這一范圍的同步轉速有 750、1000、和 1500r/min。 根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號， 指導書表 12-1 至 12-11。 綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、 價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第 3 方案比較適合，則選 n=1500r/min。 2.2.4 確定電動機型號 根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選 定電動機型號為 Y100L2-4。 其主要性能：額定功率：3kW，滿載轉速 1430r/min，質量 38kg。 三、三、 計算總傳動比及分配各級的偉動比計算總傳動比及分配各級的偉動比 3.1 總傳

6、動比：i總=n電動/n筒=1430/62.1=23 3.2 分配各級偉動比 據指導書 P7 表 1，取齒輪 i齒輪=4.5（單級減速器 i=3-6 合理） i總=i齒輪I帶 i帶=i總/i齒輪=23/4.5=5.1 四、四、 運動參數及動力參數計算運動參數及動力參數計算 4.1 計算各軸轉速（r/min） nI=n 電機=1430r/min nII=nI/i帶=1430/5.1=280.4(r/min) nIII=nII/i齒輪=280.4/4.5=62.3(r/min) 4.2 計算各軸的功率（kW） PI=P工作=2.7kW PII=PI帶=2.70.96=2.59kW PIII=PII軸

7、承齒輪=2.590.990.96 =2.46kW 4.3 計算各軸扭矩（Nm） TI=9.55106PI/nI=9.551062.7/1430 =18.03Nm TII=9.55106PII/nII =9.551062.88/280.4 =88.55Nm TIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.46/62.3 =377.09Nm 五、五、 傳動零件的設計計算傳動零件的設計計算 5.15.1 皮帶輪傳動的設計計皮帶輪傳動的設計計 帶速驗算： V=n1d1/（100060） =1430100/（100060） =7.48m/s 介于 5-25m/s 范圍內，故合適 （3）確定

8、帶長和中心距 a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（100+500）a02（100+500） 420a01200 （1）選擇普通 V 帶型號 由 PC=KAP=1.03=3（ kW） 根據課本 P219 表 13-15 可知，故取 A 型 V 帶 （2）確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=100mm d2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =5.1100(1-0.02)=499.8mm 由課本表 13-9 取 d2=500mm (雖使 n2略有減少，但其誤差小 于 5%，故允許) 初定中心距 a0=700 ，則帶長為 L0=2a0+（d1+d2）+（d2

9、-d1）2/(4a0) =2700+（100+500）/2+（500-100）2/(4700) =2399.14 mm 由表 13-2 選用 Ld=2500 mm 的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2500-2399.14)/2=750.43mm （4）驗算小帶輪上的包角 1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(500-100)57.3/750.43=149.5120合適 （5）確定帶的根數 Z=PC/（(P0+P0) KLK） =3.0/（1.32+0.17）1.090.92） = 2.01 故要取 3 根 A 型 V 帶 （6）計算軸上的壓力 由書 13

10、-17 的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K-1）/Zv+q v2 =5003.0（2.5/0.92-1）/（37.48）+0.17.482 =120.39 N 由課本 13-19 得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(/2) =23120.39sin(149.5/2)=696.9 N 帶輪示意圖如下： 小帶輪實心式 大帶輪腹板式 5.25.2 齒輪傳動的設計計算齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用 40Cr 調質，齒面硬度為 217-286HBS。大齒輪選用 45 鋼，調質，齒 面硬度 197-286HBS；根據

11、課本 P139 表 6-12 選 8 級精度。齒面精糙 度 Ra3.2-6.3m (2)按齒面接觸疲勞強度設計 d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 確定有關參數如下：傳動比 i齒=4.5 取小齒輪齒數 Z1=20。則大齒輪齒數： Z2=iZ1=4.520=90 實際傳動比 I0=90/20=4.5 傳動比誤差：i-i0/I=4.5-4.5/4.5=0%2.5% 可用 齒數比：u=i0=4.5 取 d=1 確定各參數值 載荷系數 K 查課本表 11-3 取 K=1.1 1 小齒輪上的轉矩 2 T1=9.55106P/n1=9.551062.6/280.4 =0.86105 Nmm

12、 材料彈性影響系數 3 由課本表 11-4 ZE=188.9 區域系數 ZH=2.5 4 許用應力 查課本表 11-1。 5 Hlim1=700Mpa Hlim2=600Mpa 查表 11-5 按一般可靠要求取 SH=1 則 650 Mpa H H H S 1lim 1 600 Mpa H H H S 2lim 2 取兩式計算中的較小值，即H=600Mpa 于是 d1 2 1 12 3 H ZZ u uKT HE d = 2 5 600 5 . 2 9 . 188 5 . 4 15 . 4 1 1086 . 0 1 . 12 3 =52.3mm (4)確定模數 m=d1/Z152.3/20=2

13、.6 取標準模數值 m=3 (5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 校核式中 FSaFaF YY mbd KT 1 1 2 分度圓直徑 d1=mZ=320=60mm 1 齒度 b=dd1 =160=60mm,可取 b2=65mm,b1=70mm 2 復合齒輪系數 YFa1=2.93 YFa2=2.25 3 YSa1=1.57 YSa2=1.81 許用應力 查課本表 11-1 4 FE1=590MPa FE2=450Mpa 查表 11-5 ，取 SF=1.25 則 a F FE F MP S 472 25 . 1 590 1 1 a F FE F MP S 360 25 . 1 450 2 2 計算

14、大小齒輪的并進行比較 5 F 把數值代入公式進行計算 則有 57.193.2 36065 1086.01.122 5 11 1 1 1 SaFaF YY mbd KT =74.38=472MPa 1F =65.85MPa=360MPa38.74 57. 193 . 2 81 . 1 25 . 2 22 11 1 2 SaFa SaFa F F YY YY 2F 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 （6） 幾何尺寸計算 d1=mZ1=320=60 mm d2=mZ2=390=270mm a=m （Z1+Z2）=3（20+ 90）/2=165mm b=60 mm b2=65mm 取小齒輪寬度 b1=70m

15、m （7）驗算初選精度等級是否合適 齒輪圓周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460280.4/(601000) =0.88m/s 對照表 11-2 可知選擇 8 級精度合適。 六、六、 軸的設計軸的設計 1 1、輸入軸的設計、輸入軸的設計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 4套筒 6密封蓋 7軸端擋圈 8軸承端蓋 9帶輪 10鍵 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用 45 調質，硬度 217-255HBS 軸的輸入功率為 P=2.59KW 轉速為 n=280.4r/min 根據課本 P245（14-2）式，并查表 14-2，取

16、c=115 dmm n P C47.24 4 . 280 59. 2 115 3 3 (3)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 1 軸應該增加 5%，取 D1=26mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）e+2f =（3-1）15+29=48 mm 則第一段長度 L1=48mm 右起第二段直徑考慮倒角處距離,取：D2=32mm 2 根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度， 取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為 30mm，則取第二段的長 度 L2=60mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承 3 有徑向力，而軸向力為零，選用

17、6208 型軸承，其尺寸為 dDB=408018，那么該段的直徑為 D3=40mm，長度為 L3=20mm 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸 4 承的內圈外徑，取 D4=46mm，長度取 L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為 5 66mm，分度圓直徑為 60mm，齒輪的寬度為 60mm，則，此段的直 徑為 D5=62mm，長度為 L5=70mm 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動 6 軸承的內圈外徑，取 D6=48mm 長度取 L6= 10mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝處，取軸徑為 7 D7=40mm，長度 L7=18m

18、m (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=60mm 1 作用在齒輪上的轉矩為：T =0.86105 Nmm 2 求圓周力：Ft 3 Ft=2T1/d1=20.86105/60=2866.7N 求徑向力 Fr 4 Fr=Fttan=2866.7tan200=1043.4N Ft，Fr 的方向如下圖所示 （5）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。 其中在右起第一段中受到帶輪的作用力 F=697N（可查（五）V 帶設計中的值）則受力分析可得： 水平面的支反力： 1 =0.5=1433.35N HA R HB R t F 垂直面的支反力

19、： 2 由于選用深溝球軸承則 Fa=0, 那么 =0.5= 701.7N VA R VB R r F 外力在支點產生的反力： 3 F1=N L KF 8 . 661 99 94697 F2=F+F1=1358.8N, （6）畫彎矩圖 由上述軸長可知支承間跨距 L=99mm. 右起第五段剖面 C 處的彎矩： 水平面的彎矩：=0.5L =70.95 Nm HC M HA R 垂直面的彎矩：=0.5L =34.7Nm VC M VA R 外力 F 的彎矩：M2F=FK =69794=65.5Nm c-c 截面 F 力的彎矩：MaF=F1L/2=32.8 Nm 合成彎矩： Ma=111.8MafMM

20、VCHC 22 )(mN （7）畫轉矩圖： T= Ftd1/2=2866.70.06/2=86 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環，=0.6 可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩： =123.1Nm e M 2 2 aaTM （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差 1 不大，所以剖面 C 為危險截面。 已知 Me=123.1Nm ,由課本表 14-1 查得 b=650MPa，由 14-3 查 得:-1=60Mpa 則： e= Me/W= Me/(0.1D43) =123.1/(0.10.063)=5.7 MPa -1 右起第

21、一段 D 處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險 2 截面： =51.6 Nm 2 TMD e= MD/W= MD /(0.1D13) =51.6/(0.10.0263)=29.4MPa -1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下： 2 2、輸出軸的設計計算、輸出軸的設計計算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 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 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用 45 調質，硬度 217-255HBS 軸的輸入功率為 P3=2.46kW 轉速為 n3=62.3r/min 根據課本 P245（1

22、4-2）式，并查表 14-2，取 c=115 d=39.16 3 3 3.62 46 . 2 115 n P C (3)確定軸各段直徑和長度 從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應 1 該增加 5%，取 42mm，根據計算轉矩 TC=KAT=1.3377.09=490.2 Nm，查標準 GB/T 50142003，選 用 LX3 型彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為 l1=82mm,軸段長 L1=70mm 右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取 50mm,根 2 據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端 面與半聯軸器左端面的距離為 30mm，故取該段

23、長為 L2=75mm 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 3 向力，而軸向力為零，選用 6211 型軸承，其尺寸為 dDB=5510021，那么該段的直徑為 55mm，長度為 L3=36mm 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要 4 增加 5%，大齒輪的分度圓直徑為 270mm，則第四段的直徑取 60mm,齒 輪寬為 b=65mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為 L4=63mm 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為 5 D5=68mm ,長度取 L5=10mm 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 D6=55mm，長 6

24、度 L6=21mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d2=270mm 1 作用在齒輪上的轉矩為：T2 =3.77105Nmm 2 求圓周力：Ft 3 Ft =2T2/d2=23.77105/270=2792.6N 求徑向力 4 Fr1=Fttan=2792.6tan20=1016.4N Fr考慮卷筒外力 1800N,則徑向力 Fr= Fr1+1800N=2816.4N Ft，Fr的方向如下圖所示 （5）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：=0.5 = 1396.3N HA R HB R t F 垂直面的支反力：

25、由于選用深溝球軸承則 Fa=0 那么=0.5=1408.2N VA R VB R r F （6）畫彎矩圖 由上述軸長可知支承間跨距 L=110mm 右起第四段剖面 C 處的彎矩： 水平面的彎矩：=0.5L = 76.8Nm HC M HA R 垂直面的彎矩：=0.5L =77.5Nm VC M VA R 合成彎矩： =109.1 Nm C M 22 VCHC MM （7）畫轉矩圖： T= Ftd2/2=377Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環，=0.6 可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩： =251.1Nm e M 22 aTMC （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四

26、段剖面 C 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差 1 不大，所以剖面 C 為危險截面。 已知 Me=251.1Nm ,由課本表 14-3 有: -1b=60MPa 則： e= Me/W= Me/(0.1D43) =251.1/(0.10.063)=11.6 MPa -1b 右起第一段 D 處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險 2 截面： =0.6377=226.2 Nm 2 TMD e= MD /W= MD/(0.1D13) =226.2/(0.10.0423)=33.9 MPa -1b 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下： 七、七、 鍵聯接設計及校核鍵聯接設計及校核 1輸入

27、軸與大帶輪聯接采用平鍵聯接 此段軸徑 d1=26mm,L=48mm 查手冊得，選用 A 型平鍵，得： A 鍵 87 GB/T1096-2003 l=40mm T=88.55Nm h=7mm 根據課本 P158（10-26）式得 p=4 T/(dhl) =488.55/（0.0260.0070.04） =48.65Mpa p= (100120Mpa) 2、輸出軸與聯軸器聯接采用平鍵聯接 軸徑 d2=42mm L=70mm T=377.09Nm 查手冊 選 A 型平鍵 GB/T1096-2003 A 鍵 128 GB/T1096-2003 l=56mm h=8mm p=4 T/（dhl） =437

28、7.09/（0.0420.0080.07） =64.13Mpa p =(100-120Mpa) 3、輸出軸與齒輪 2 聯接用平鍵聯接 軸徑 d3=60mm L=63mm T=377.09Nm 查手冊 P513 選用 A 型平鍵 鍵 1811 GB/T1096-2003 l= 50mm h=11mm p=4T/（dhl） =4377.09/（0.060.0110.056） =40.81Mpa 9056.2N 此軸承合格 2.輸出軸的軸承設計計算 （1）初步計算當量動載荷 P 因該軸承在此工作條件下只受到 Fr 徑向力作用，所以 P=Fr=2816.4N （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 =1

29、4805.7N3 1 6 1 6 29200 10 3 . 6260 1 4 . 28161 . 1 10 60 h t p L n f Pf C （3）選擇軸承型號 查課本表 11-5，選擇 6211 軸承,其 Cr=43.2kN14.8kN 此軸承合格 九、九、 密封和潤滑的設計密封和潤滑的設計 1.密封 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。 2潤滑 (1)對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度 v 12m/s,采用浸 油潤滑