1、齊齊哈爾大學普通高等教育機械設計課程設計題目題號：一級圓柱齒輪減速器學院：機電工程學院專業班級：機械 112 班學生姓名：尹海亮指導教師：蔡有杰成績：2013年12月16日齊齊哈爾大學機械設計制造及其自動化專業機械設計課程 設計任務書學生姓名：尹海亮班級：機械 112學號：2011111042一設計題目： 設計一用于一級圓柱齒輪減速器給定數據及要求已知條件：運輸機工作軸扭矩 T=820N.m ，運輸機工作軸轉速 n=130r/min 。（允許運輸帶速度誤差為 ± 5%）；使用年限 10 年，工作為二班工作制，載荷平穩，環境清潔。小批量生產。二 應完成的工作1. 減速器裝配圖 1 張（

2、 A0 圖紙）；2. 零件工作圖 1 2 張；3. 設計說明書 1 份。指導教師：蔡有杰發題日期 2013 年 12 月 10 日完成日期 2013 年 12 月 16 日2機械設計課程設計成績評閱表題 目分評價標準評價評分項目得分值A 級（系數 1.0）C 級（系數為0.6）等級選題合理性課題符合本專業的培養基本符合，新穎性一般10題目新穎性要求，新穎、有創新設計內容符合本學科理內容和方案論與實踐發展趨勢，科有一定的科學性。方案及10技術先進性學性強。方案確定合理，技術一般技術方法正確設計說明書結構完整，文字與層次清楚，語言流暢。20圖紙質量設計圖紙質量高，錯誤較少。設計說明書結構一般，層次

3、較清楚，無重大語法錯誤。圖紙質量一般，有較多錯誤獨立工作20完全獨立工作，有一定獨立工作及創造性一般及創造性創造性工作態度20遵守紀律，工作認真，工作態度一般。勤奮好學。答辯情況20介紹、發言準確、 清晰， 介紹、發言情況一般，回回答問題正確，答問題有較多錯誤。評價總分總體評價注： 1、評價等級分為A 、 B 、C、D 四級，低于A 高于 C 為 B ，低于 C 為 D 。2、每項得分分值×等級系數（等級系數：A 為 1.0， B 為 0.8， C 為 0.6， D 為 0.4）3、總體評價欄填寫“優”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”之一。3摘要一級圓柱齒輪減速器在所有減速器中

4、應用最廣。它傳遞功率的范圍可從很小40000kW，圓周速度也可從很低至 60m/s 一 70m s，甚至高達 150ms。傳動功率很大的減速器最好采用雙驅動式或中心驅動式。這兩種布置方式可由兩對齒輪副分擔載荷，有利于改善受力狀況和降低傳動尺寸。設計雙驅動式或中心驅動式齒輪傳動時，應設法采取自動平衡裝置使各對齒輪副的載荷能得到均勻分配，例如采用滑動軸承和彈性支承關鍵詞：圓柱齒輪圓周速度傳動系統雙驅動4目錄一、機械設計課程設計任務書二、傳動方案擬定三、電動機的選擇四、計算總傳動比及分配各級的傳動比五、運動參數及動力參數計算六、傳動零件的設計計算七、軸的設計計算八、滾動軸承的選擇及校核計算九、鍵聯接

5、的選擇及計算十、聯軸器的選擇十一、潤滑方法和密封形式，潤滑油牌號的選擇十二、設計小結5一、 機械設計課程設計任務書計算與說明二、傳動方案擬定設計用于螺旋輸送機的一級圓珠齒輪減速器（ 1）工作條件：使用年限10 年，工作為二班工作制，載荷平穩，環境清潔。（ 2）原始數據：運輸機工作軸扭矩T=820N.m ，運輸機工作軸轉速n=130r/min 。三、電動機選擇1、電動機類型的選擇：Y 系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（ 1）傳動裝置的總功率：總 = 2 聯軸器× 3 軸承× 圓珠輪× 圓珠輪× 工作機=0.992 × 0.983×

6、 0.97× 0.93×0.96=0.80(2) 工作機所需的工作功率：Tn820130P 工作 = 9550 =9550=7.4 KW(3) 電動機所需的工作功率：P工作7.4P電機=總=9.25 KW= 0.83、確定電動機轉速：查表按推薦值取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍 36。圓錐齒輪傳動比范圍 23，則總傳動比理時范圍為 618。故電動機轉速的可選范圍為nd= （618）× 130=7802340r/min符合這一范圍的同步轉速有1000、和 1500r/min 。綜合考慮選n=1500r/min 電機。4、確定電動機型號（查設計書196 頁）根據以上

7、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Y160M-4 。其主要性能：額定功率： 11KW ，滿載轉速1460r/min ，額定轉矩2.2。質量 123kg。四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i 總 =n 電動 /n=1460/130=11.22、分配各級傳動比（ 1） 取齒輪 i 圓柱齒 =5 （單級減速器 i=36 合理）（ 2） i 總 =i 圓柱齒× i 圓錐齒 i 圓錐齒 =i 總 / i 圓柱齒 = 11.2/5=2.24五、運動參數及動力參數計算計算結果T=820N.mn=130r/min 總 =0.80 P 工作 =7.4 KW電動機

8、型號Y160M-4i 總 =11.2據手冊得i 圓柱齒 =4i 圓錐齒 =2.2461、計算各軸轉速nI=n 電機 =1460 r/minnI =1460r/minnII= n =nI/i 圓柱齒 =1460/5=292 r/minnII= n =292r/minn =n /i 圓柱齒 =292/2.24=130 r/minn =130 r/min2、計算各軸的功率PI=10.89KWPI=P 電機× 聯軸器 =11× 0.99=10.89 KWPII=10.35KWPII=PI × 軸承× 圓柱齒 =10.89 ×0.98× 0.9

9、7=10.35 KWPIII=10.04KWPIII=PII × 軸承× 聯軸器 =10.35× 0.98× 0.99=10.04 KWP =9.15KWP =P× 軸承× 圓錐齒 =10.04× 0.98× 0.93=9.15 KW3、計算各軸扭矩（ N· mm）TI=71233N · mmTI=9.55 × 106PI/nI=9.55 × 106× 10.89/1460=71233 N · mmTII=338502N · mmTII=9.55

10、 × 106PII/nII=9.55 × 106× 10.35/292= 338502 N · mmTIII=328363N ·mmTIII=9.55 × 106PIII/nIII=9.55 × 106× 10.04/292= 328363 N ·mm六、傳動零件的設計計算1、圓柱齒輪傳動的設計計算（ 1）選擇齒輪材料及精度等級齒輪采用軟齒面，小齒輪選用 40MnB 調質，齒面硬度為 241286HBS 。大齒輪選用 40Cr 鋼調質，齒面硬度 217286HBS 。選 8 級精度，齒面精糙度 Ra 1.

11、63.2 m(2) 按齒面接觸疲勞強度設計d1 32KT1 u1 ( ZEZH )2由公式du H 確定參數如下：傳動比 i 圓柱齒 =5取小齒輪齒數 Z1=22 。則大齒輪齒數：Z2=i 圓柱齒 Z1=5× 22=110實際傳動比i0=110/22=5傳動比誤差：i 圓柱齒 -i0/i 圓柱齒 =5-5/5=0%<2.5%（可用）齒數比： u=i0=5取 d=1.2取 k=1.2ZE=189.8ZH=2.5接觸疲勞極限查表有 Hlim1=720 Mpa Hlim2=700 Mpa 取安全系數 SH=1.0，由 H= Hlim/SH 得： H1= Hlim1/SH=720/1.

12、0=720Mpa H2= Hlim2/SH=700/1.0=700Mpai 圓柱齒 =5Z1=22Z2=110u=5 H1=720Mpa H2=700Mpa故得：72KT1 u1 ZEZH)23 2 1.2 7123351 189.82.52d1 3(1.25()du H 70042.9模數： m=d1/Z1=43/2=1.95m取標準模數：m=2mm(3)校核齒根彎曲疲勞強度由試 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa H 確定相關參數如下：分度圓直徑：d1=mZ1=2 ×22=44md2=mZ2=2 ×110=220mm齒寬： b= dd1=1.2× 44=

13、53mm取 b2=53mmb1=58mm查表得齒形系數YFa 和應力修正系數YSaYFa1=2.83YSa1=1.58YFa2=2.2YSa2=1.83查表得彎曲疲勞極限FE1=595 MpaFE2=590 Mpa取 SF=1.25由 F= FE /SF 計算兩輪的許用彎曲應力 F1= Flim1 /SF=595/1.25=476Mpa F2= Flim2 /SF =590/1.25=472Mpa將求得的各參數代入式中 F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2 × 1.2× 71233/53 ×22× 22) × 2.83×

14、; 1.58=163.9Mpa< F1 F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2 × 1.2× 71233/58× 22×110) ×2.2× 1.83=26.9Mpa< F2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(4) 計算齒輪的相關參數中心距 a=m/2(Z1+Z2)=2/2(22+110)=132mm取 ha*=1 c*=0.25則齒頂圓直徑：da1=(Z1+2ha*)m=(22+2 × 1) × 2=48mmda2=(Z2+2ha*)m=(110+2 × 1) × 2=224

15、mm齒根圓直徑：df1=(Z1-2ha*-2C*)m=(22-2-2 × 0.25) × 2=39mm df2=(Z2-2ha*-2C*)m=(110-2-2 × 0.25)× 2=215mm(5) 計算齒輪的圓周速度 VV= d1n1/60 ×1000=3.14 × 44× 1460/60× 1000=3.36m/s 查表可知，齒輪精度選擇是合適的。2.圓錐齒輪傳動的設計計算齒輪采用軟齒面，小齒輪選用40Cr 調質，齒面硬度為240260HBS 。大齒輪選用 45 鋼調質，齒面硬度 210230HBS 。選 8

16、級精度，齒面精糙度 Ra 1.63.2 m(1) 按彎曲疲勞強度設計計算m=2mmd1=44mmd2=220mmb1=58mmb2=53mmYFa1=2.83YFa2=2.2YSa1=1.58YSa2=1.83 F1=476Mpa F2=472Mpa F1=163.9Mpa F2=26.9Mpaa=132mmda1=48mmda2=224mmdf1=39mmdf2=215mmV=3.36m/sZ1=17Z2=41u=2.418取 Z1=17 ，已知圓錐齒輪傳動比i 圓錐齒 =2.4，則大齒輪齒數Z2=17 × 2.4=40.8。取大齒輪齒數為41。實際傳動比i0=41/17=2.41

17、傳動比誤差：i 圓錐齒 -i0/i 圓柱齒 =2.4-2.41/2.4=-0.42%（可用）齒數比： u=i0=2.4134KT1YFA YSA22u21 H 由公式 mR Z1 (1 0.5R )確定參數如下 :取 K=1.2 1=22 度 R=0.25 2=68 度Z241 2=arctan Z1 = arctan 17 =68 度 1=90- 2=90-68=22 度由 ZV=Z/COS 有：ZV1=Z1/COS 1=17/COS22 。 =18.3ZV2=Z2/COS 2=41/COS68 。 =109.3查表有：YFa1=3.04YSa1=1.53YFa2=2.25YSa2=1.83

18、 FE1=700 Mpa FE2=580 Mpa H1=0.7 FE1=0.7 × 700=490Mpa H2=0.7 FE2=0.7 × 580=406Mpa已知 T1=T =328363 N · mm故：34KT1YFAYSA2 (1 0.5R )2u21 H mR Z1341.23283632.251.83172 (10.50.25) 22.421406=0.25=4.78取 me=5（ 2）圓錐齒輪的其它參數計算d1=me× Z1=5 × 17=85d2=me× Z2=5 × 41=205m eZ12Z22 5172

19、412RE= 2= 2=110.95b Re/3=110.95/3=36.9mm(取 36mm)齒頂圓直徑：da1=d1+2mecos 1=85+2× 5cos22。 =94.27ZV1=18.3ZV2=109.3YFa1=3.04YFa2=2.25YSa1=1.53YSa2=1.83 FE1=700Mpa FE2=580Mpa H1=490Mpa H2=406Mpame=5d1=85d2=205b =36da1=94.27da2=208.7Df1=75.73Df2=201.259da2=d2+2mecos 2=205+2 × 5cos68。=208.7齒根圓直徑 :Df1

20、=d1-2mecos 1=85-2 × 5cos22。 =75.73Df2=d2-2mecos 2=205-2 × 5cos68。 =201.25七、軸的設計計算輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用 40Cr 調質，硬度 241286HBS 、b = 750 Mpa 、 -1b=75Mpa ，取 c=105 。3P3 10.35d C.n =105×360 =32.16mm考慮有鍵槽，將直徑增大4%，則d32.16× (1+4%)=33.45mm所以選 dmin=35mm2、軸的結構設計（ 1）軸上零件的定位，固定和裝配將齒輪安排在箱體中央， 相對兩軸

21、承對稱分布， 齒輪左面由軸肩定位， 右面用套筒軸向固定， 聯接以平鍵作過渡配合固定， 兩軸承分別以軸肩和大筒定位， 則采用過渡配合固定。（ 2）聯軸器選擇根據 T=338502 N ·mm 和 dmin=35mm ，初選聯軸器為TL6 彈性套柱銷聯軸器，主動端d1=35mm 。（ 3）確定軸各段直徑和長度，見圖a段：d1=35mm由聯軸器確定L1=82mmII 段:考慮氈圈軸徑取 d2=40mm ，安裝凸緣式軸承蓋和彈性套柱銷聯軸器，考慮必要的安裝距離取 L2=75mm段：初選用 6209 型深溝球軸承，其內徑為45mm，查表得B=19mm ， D=85mm ，所以 d3=45mm

22、。 L3=40mm段 :直徑 d4=50mm,L4=55mm （比齒寬小2mm）段 :d5=60mm,L5=10mm段 :d6=55mm,L6=8mm段 :d7=45mm,L7=20mm整段軸長L=290mm 。dmin=35mmd1=35mmL1=82mmd2=40mmL2=75mmd3=45mmL3=40mmd4=50mmL4=55mmd5=60mmL5=10mmd6=55mmL6=8mmd7=45mmL7=20mmL=290mma=55mmb=57.5mmc=126mm10由上述軸各段長度可算得軸支承跨距a=55mmb=57.5mmc=126mm(4)按彎矩復合強度計算已知分度圓直徑 d

23、2=220mm 、扭矩 T2=338502 N · mm 則：圓周力 Ft=2T2/d2=2 ×338502/220=3077N徑向力 Fr=Ft · tan =3077× tan200=1120N（ a）繪制軸受力簡圖，見圖b（ b）繪制垂直面彎矩圖（如圖c）軸承支反力：FAV=FBV=Fr/2=1120/2=560 NFAH=FBH=Ft/2=3077/2=1538.5N由兩邊對稱，知截面C 的彎矩也對稱。截面C 在垂直面彎矩為MCV=FA V × a=560× 55=30800N · mm(c) 繪制水平面彎矩圖 ,見

24、圖 d。截面 C 在水平面上彎矩為：MCH=FAH × a=1538.5× 55=84618 N ·mm(d) 繪制合成彎矩圖，見圖eFt=3077NFr=1120NFAV=FBV =560NFAH=FBH=1538.5NMCV=30800N ·mmMCH=84618N ·mmMC=90049N · mmMC=(MCV2+MCH2)1/2=(308002+846182)1/2=90049N· mm(e) 繪制扭矩圖 ,見圖 f轉矩： T=338502N ·mm(f) 繪制當量彎矩圖，見圖 g轉矩產生的扭剪應力按脈動

25、循環變化，取 =0.6，截面 C 處的當量彎矩：Mec=222168N.mmMec=MC2+( T)21/2=900492+(0.6 × 338502)21/2=222168N · mm(g) 校核危險截面 C 的強度e=17.78MPa e=Mec/0.1d43=222168/0.1 ×503該軸強度足夠=17.78MPa< -1b=75MPa所以該軸強度足夠。（ 5）輸入軸最小直徑確定選用 40Cr 調質，硬度 241286HBS 、b = 750 Mpa 、 -1b=75Mpa ，取 c=105 。Pdmin=22mm33 10.89d C.n =10

26、5×1460 =20.52mm考慮有鍵槽，將直徑增大4%，則d20.52× (1+4%)=21.34mm所以選 dmin=22mm （由聯軸器確定d=22mm ）11八、滾動軸承的選擇及校核計算根據已知條件，軸承預計壽命為軸承預計壽命16× 250× 10=40000h40000h計算輸出軸承：FAR= FBR =1637N已知 n =360r/min12Fa=0 FAR= FBR = (FA V2 +FAH2)1/2=(5602 +1538.52)1/2=1637N 試選 6209 型深溝球軸承 , Cr=24500N取 =3取溫度系數ft=1fP=1

27、.2計算軸承壽命LhLh= （ 106/60n）× (ftCr/fpP) =（ 106/60× 360）× (1× 24500/1637 ×1.2)3=89815h>40000h此軸承合格九、鍵聯接的選擇及校核計算1、校核輸出軸與齒輪的平鍵聯接軸徑 d4=50mmL4=55mmT=338502Nmm選用 A 型平鍵，鍵 16× 10 GB1096-79鍵長取 l=30mm鍵高 h=10mm從課本表 10-10查得： p=140MPa據課本 P243 式（ 10-5）得 p=4T/dhl=4 × 338502/(50 &

28、#215; 10× 30)=90.27Mpa< p該鍵安全。2、校核輸出軸與聯軸器的平鍵聯接軸徑 d4=35mmL4=82mmT=338502Nmm選用 A 型平鍵，鍵10× 8GB1096-79鍵長取 l=30mm鍵高 h=10mm從課本表10-10 查得： p=140MPa據課本 P243 式（ 10-5）得 p=4T/dhl=4 × 338502/(35 × 10× 30) =128.95Mpa< p該鍵安全。十、聯軸器的選擇1.輸入軸聯軸器選擇根據 T=71233 N ·mm 和 dmin=22mm ，選聯軸器為 TL4 × 52 GB4323 彈性套柱銷聯軸器，主動端 d1=22mm, 從動端 d2=22mm， Y 型軸孔， A 型鍵槽。2.輸出軸聯軸器選擇根據 T=338502 N · mm 和 dmin=35mm ，初選聯軸器為TL6 × 82 GB4323 彈性套柱銷聯