1、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系 別：XXX系專 業：學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱：二零一二年五月一日目錄第一部分 課 程設計任務書- 3第二部分 傳動裝置總體 設計方案 -3第三部分 電動機的選擇 - 4第四部分 計算 傳動裝置 的運 動和動力參數- 7第五部分 齒輪的設 計- 8第六部分 傳動 軸承和傳 動軸及聯 軸器的 設計- 17第七部分 鍵 連接的選擇及校核計算- 20第八部分 減速器及其附件的設計- 22第九部分 潤滑與密封- 24設計小結- 25參考文獻25第一部分 課程設計任務書一、設計課題：設計一用于帶式運輸機上的一級直齒圓柱齒輪減速器

2、. 運輸機連續單向運轉 載荷變化不大 , 空載起動 , 卷筒效率為 0.96（ 包括其支承軸承效率的損失 ）, 減速 器小批量生產 , 使用期限 5 年（250 天/年）,2 班制工作 , 運輸容許速度誤差為 5%, 車間有三相交流 ,電壓 380/220V。二.設計要求:1. 減速器裝配圖一張（A1 或 A0）。2. CAD 繪制軸、齒輪零件圖各一張（A3 或 A2）。3. 設計說明書一份。三.設計步驟:1.傳動裝置總體設計方案2.電動機的選擇3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數5.設計 V 帶和帶輪6.齒輪的設計7.滾動軸承和傳動軸的設計8.鍵聯接設計9.

3、箱體結構設計 10潤滑密封設計11.聯軸器設計第二部分1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大 的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將 V 帶設置在高速級。其傳 動方案如下：圖一:傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統總體方案如：傳動裝置總體設計圖所示傳動裝置總體設計方案選擇 V 帶傳動和一級圓柱直齒輪減速器 計算傳動裝置的總效率a：a= _ & ；: Z.96X.982X.97X0.99X0.96=0.851為 V 帶的效率，2為軸承的效率，3為齒輪嚙合傳動的效率，4為聯軸器的效率，5

4、為滾筒的效率(包括滾筒和對應軸承的效率)。第三部分電動機的選擇1 電動機的選擇皮帶速度 V：v=1.35m/s工作機的功率 pw：FXV1560X1.35pw=1000 =1000=2.11 KW電動機所需工作功率為：prw2.11pd=na=0.85 =2.48 KW執行機構的曲柄轉速為：經查表按推薦的傳動比合理范圍，V 帶傳動的傳動比 i1=24, 一級圓柱直齒 輪減速器傳動比 i2=36，貝U總傳動比合理范圍為 ia=624,電動機轉速的可選范 圍為 nd= iaXn = (6X24)X103.2 = 619.22476.8r/min。綜合考慮電動機和傳動裝60X1000V _n XD

5、=60X1000X1.35n X250103.2 r/min置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y100L2-4 的三相異步電動機，額定功率為 3KW,滿載轉速 nm=1430r/min，同步轉速 1500r/min2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1) 總傳動比：由選定的電動機滿載轉速 n 和工作機主動軸轉速 n,可得傳動裝置總傳動比為：ia=nm/n=1430/103.2=13.9(2) 分配傳動裝置傳動比：ia=ioXi式中 i0,ii分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大,初步取 i=3.5，貝 U 減速器傳動比為：i=ia/i0=13

6、.9/3.5=4第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(1) 各軸轉速：ni= nm/i0= 1430/3.5 = 408.6 r/minnil= ni/i = 408.6/4 = 102.2 r/minniii= nil= 102.2 r/min(2) 各軸輸入功率：Pi= PdX - = 2.48X0.96 = 2.38 KWPii= PiX ；= 2.38X0.98X0.97 = 2.26 KWPiii= PiiX二:=2.26X0.98X0.99 = 2.19 KW則各軸的輸出功率:PI= PIX0.98 = 2.33 KWPII= PIIX0.98 = 2.21 KWPII= PIII

7、X0.98 = 2.15 KW(3) 各軸輸入轉矩：TI= TdXioX -電動機軸的輸出轉矩：Td= 9550X 出2.48=9550X143016.6 NmPc= KAPd= 1.1X2.48 = 2.73 KW根據手冊查得知其交點在 A 型交界線范圍內，故選用 A 型 V 帶 2 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速取小帶輪直徑為 di= 100 mm,則:d2= niXdiX(1- )/n2= i0XdiX(1-；)=3.5X100X(1-0.02) = 343 mm由手冊選取 d2= 335 mm。帶速驗算：所以:TI= TdXi0X -= 16.6X3.5X0.96 = 55.8 NmT

8、II= TIXiX?；= 55.8X4X0.98X0.97 = 212.2 NmTIII= TIIX: = 212.2X0.98X0.99 = 205.9 Nm輸出轉矩為：TI= TIX0.98 = 54.7 NmTII= TIIX0.98 = 208 NmTIII= TIIIX0.98 = 201.8 Nm第五部分V帶的設計1 選擇普通 V 帶型號計算功率 Pc：V = nmXd1X n/(60X1000)=1430X100X n/(60X1000) = 7.48 m/s介于 525m/s 范圍內，故合適。3 確定帶長和中心距 a0.7X(d 什 d2)aoW2X(d1+d2)0.7X(10

9、0+335)waoW2X(100+335)304.5Wa012005 確定帶的根數：Z = Pc/(P0+.：P0)XKLXK-=2.73/( (1.32+0,17) 1,010.93) = 1.95故要取 Z = 2 根 A 型 V 帶。6 計算軸上的壓力：由初拉力公式有：2F0= 500XPcX(2.5/K -1)/(ZXV)+qXV=500X2.73X(2.5/0.93-1)/(2X7.48)+0.10X7.482= 159.6 N作用在軸上的壓力：FQ= 2XZXF0XsinG1/2)=2X2X159.6Xsin(155.4/2) = 623.7 N第六部分齒輪的設計(一)高速級齒輪傳

10、動的設計計算1 齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故選用一級圓柱直齒輪減速器，小 齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。材料：小齒輪選用 45 號鋼調質，齒面硬度為小齒輪：250HBS 大齒輪選用45 號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS 取小齒齒數：Z1= 21,則:Z2= ii2XZi= 4X21 = 84 取：Z2= 842 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計:確定各參數的值：1)試選 Kt = 1.22)T1 = 55.8 Nm3)選取齒寬系數-;d = 14)由表 8-5 查得材料的彈性影響系數 ZE= 189.8 . MPa5)由圖 8-15 查得

11、節點區域系數 ZH= 2.56)查得小齒輪的接觸疲勞強度極限：二Hlim1= 610 MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限:cHlim2= 560 MPa。7)計算應力循環次數:8小齒輪應力循環次數：N1= 60nkth= 60X408.6X1X5X250X2X8 = 4.9X10大齒輪應力循環次數：N2= 60n kth= N1/U = 4.9X108/4 = 1.23X1088)由圖 8-19 查得接觸疲勞壽命系數：KHN1= 0.9,KHN2= 0.929)計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為 1%安全系數 S=1,得:匚H1KHN1cHlim1S=0.9X610 = 549 MPa二HKHN

12、2cHlim2S=0.92X560 = 515.2 MPad1t許用接觸應力:二H = (；H1+；H2)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa3 設計計算:4 修正計算結果:1)確定模數:取為標準值：3 mm。d1= Z1mn= 21X3 = 63 mmd2= Z2mn= 84X3 = 252 mmb =dXd1= 63 mmb 圓整為整數為：b = 63 mm4)計算圓周速度 v:=3.14X63X408.6=60X1000由表 8-8 選取齒輪精度等級為 9 級5 校核齒根彎曲疲勞強度:32X2.5X55.8X1000 4+1X2.5X189.8 2小c532.1=

13、葩2 mmd1t mn =_Z1警=3.1 mm2)中心Z1+Z2mn(8必=157.5 mm3)計算齒輪參數:ndnv =60X1000=1.35 m/s小齒輪的分度圓直徑(1) 確定公式內各計算數值:1)由表 8-3 查得齒間載荷分配系數：KH：. = 1.1, KF. = 1.1 ;齒輪寬高比為:求得：KH: = 1.09+0.26 d2+0.33X10-3b = 1.09+0.26X0.82+0.33X10-3X63 = 1.37,由圖 8-12 查得：KF! = 1.342)K = KAKVKFKFI = 1X1.1X1.1X1.34 = 1.623)由圖 8-17、8-18 查得齒

14、形系數和應力修正系數：齒形系數：YFa1= 2.73 YFa2= 2.23應力校正系數：Ysa1= 1.57 Ysa2= 1.774)由圖 8-22c 按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為:CFlim1=245 MPaCFlim2=220 MPa5)同例 8-2 :小齒輪應力循環次數：N1= 4.9X108大齒輪應力循環次數：N2= 1.23X1086)由圖 8-20 查得彎曲疲勞壽命系數為：KFN1= 0.85KFN2= 0.897)計算彎曲疲勞許用應力，取 S=1.3，由式 8-15 得：b(2h；+c*)m63(2X1+0.25)X=9.33KFN1cFlim1S0.85X2451

15、.3=160.2二F2KFN2cFlim2 0.89X2201.3=150.62.22W3 所以強度足夠(3)各齒輪參數如下: 大小齒輪分度圓直徑:d1= 63 mmd2= 252 mmb = -dX d1 = 63 mmb 圓整為整數為：b = 63 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1= 68 mm b2= 63 mm中心距：a = 157.5 mm,模數：m = 3 mm第七部分傳動軸承和傳動軸及聯軸器的設計I軸的設計1 輸入軸上的功率 Pi、轉速 ni和轉矩 Ti:Pi= 2.38 KW ni= 408.6 r/mi n Ti= 55.8 Nm小齒輪數值大選用丫Fa1YSa12.73X1.5

16、7160.2=0.02675丫Fa2YSa2cF2=2.23X1.77=150.6=0.02621(2)按式 8-23 校核齒根彎曲疲勞強度:=2.22 mm2 求作用在齒輪上的力：已知小齒輪的分度圓直徑為：di= 63 mm則：2T12x55.8x1000Ft=63=1771.4 Nd1Fr =Ftxtan：= : = 4.7N3 初步確定軸的最小直徑：先初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為45 鋼(調質)，根據機械設計基礎課程設計(第八版)表 i5-3，取 Ao= ii2,得：.3/P13/2.38dmin= A0X飛/ 一 = 112X、/4086 = 20.2 mmVn1顯然，輸入軸

17、的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4% 故選取:di2= 21 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)xe+2Xf = (2-1)x18+2x8 = 34mm,為保證大帶輪定位可靠取：Ii2= 32 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取 11-111 段軸直徑為：d23= 26 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為 20,取:I23= 35 mm。4 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端 III-IV 、VII-VIII 上安裝軸承, 其段滿足軸承內徑標準，故取：d34= d78= 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承 樣本選用：6206 型

18、深溝球軸承，其尺寸為：dxDxT = 30X62X16 mm，軸承右端采用擋油環定位，由軸承樣本查得：6206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm, 故取：d45= d67= 36 mm，取：145= |67= 5 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于：diw2d56，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以:156= 68 mm；貝 U:I34= T+s+a45= 16+8+11-5 = 30 mml78= T+s+a-l67= 16+8+11+2-5 = 32 mm5 軸的受力分析和校核：1）作軸的計算簡圖（見圖 a）:根據 6206 深溝球軸承查手冊得 T = 16 mmL1

19、= (34/2+35+16/2)mm = 60 mm齒寬中點距左支點距離齒寬中點距右支點距離2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）:垂直面支反力（見圖 d）:帶輪中點距左支點距離L2= (68/2+30+5-16/2)mm = 61 mmL3= (68/2+5+32-16/2)mm = 63 mmFNH1=FtL3L2+L3FNH2=FtL2L2+L3=1771.4X63=61+63_ 1771.4X61=61+63=900 N=871.4 NFNV1=FrL3-FQ(L1+L2+L3)L2+L3644.7X63-623.7X(60+61+63)61+63=-597.9 NFNV2=Fr

20、L2+FQL1L2+L3=644.7X61+623.7X60=61+63=618.9 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面 C 處的水平彎矩:MH= FNHIL2= 900X61 Nmm = 54900 Nmm截面 A 處的垂直彎矩：MV0= FQLI= 623.7X60 Nmm = 37422 Nmm截面 C 處的垂直彎矩：MVI= FNVIL2= -597.9X61 Nmm = -36472 NmmMV2= FNV2L3= 618.9X63 Nmm = 38991 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖 c ）和垂直面彎矩圖（圖 e）。截面 C 處的合成彎矩:作合成彎矩圖（圖 f）4）作轉矩圖（圖

21、g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度:通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面 C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式(14-4)，取 a = 0.6，貝 U 有:=3 MPa 0.07d = 0.07X58 = 4.06 mm,軸肩寬度：b 1.4h = 1.4X4.06 = 0 mm,所以：d56= 67 mm, l56= 6 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位， 則：l34= T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mml67= 2+T+s+a+2.5-l56= 2+20+8+11+2.5-6=

22、37.5 mm5 軸的受力分析和校核：1） 作軸的計算簡圖（見圖 a）:根據 6210 深溝球軸承查手冊得 T= 20 mm齒寬中點距左支點距離 L2= （63/2-2+43.5+61-20/2）mm = 124 mm齒寬中點距右支點距離 L3= （63/2+6+37.5-20/2）mm = 65 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖 b）:初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端山-IV 、VI-VII 上安裝軸承,FNH1=FtL3L2+L31684.1X65124+65=579.2 NFNH2=FtL2L2+L31684.1X124124+65=1104.9 N垂直面支反力（見圖 d

23、）:3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面 C 處的水平彎矩:MH= FNH1L2= 579.2X124 Nmm = 71821 Nmm截面 C 處的垂直彎矩:MV= FNV1L2= 210.8X124 Nmm = 26139 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖 c ）和垂直面彎矩圖（圖 e）。截面 C 處的合成彎矩：!22M = M”+MV= 76430 Nmm作合成彎矩圖（圖 f）。4）作轉矩圖（圖 g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式(14-4),取G= 0.

24、6，貝 U 有:=7.6 MPa T1，故鍵滿足強度要求。2 輸出軸鍵計算：(1)校核大齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bxhxl = 16mmx10mmx50mm,接觸長度:l =50-16 = 34 mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：T = 0.25hld二F = 0.25x10 x34x58x120/1000 = 591.6 NmT T2，故鍵滿足強度要求。(2)校核聯軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bxhxl = 12mmx8mmx70mm,接觸長度:l =70-12 = 58 mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：T = 0.25hld匚F = 0.25x8x58x40 x1

25、20/1000 = 556.8 NmT T2，故鍵滿足強度要求。第九部分軸承的選擇及校核計算根據條件，軸承預計壽命:Lh= 5X2X8X250 = 20000 h1 輸入軸的軸承設計計算：(1)初步計算當量動載荷 P：因該軸承只受徑向力，所以P = Fr= 644.7 N求軸承應有的基本額定載荷值 C 為:60X408.6X20000 = 5084 N106查課本表 11-5，選擇:6206 軸承，Cr= 19.5 KN，由課本式 11-3 有:10619.5X1000乃60X408.61644.7丿所以軸承預期壽命足夠。2 輸出軸的軸承設計計算：(1)初步計算當量動載荷 P:因該軸承只受徑向

26、力，所以：P = Fr= 613 N(2)求軸承應有的基本額定載荷值 C 為：Lh=逆C3=1.13X106Lh=644.7XX20000=3046 N=613X60X102.2106（3）選擇軸承型號：查課本表 11-5，選擇：6210 軸承，Cr= 35 KN，由課本式 11-3 有:106/35X100060X102.2i 613所以軸承預期壽命足夠。第十部分減速器及其附件的設計1 箱體（箱蓋）的分析：箱體是減速器中較為復雜的一個零件，設計時應力求各零件之間配置恰當， 并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經濟性等要求，以期得到工作性能良好，便 于制造，重量輕，成本低廉的機器。2 箱體（蓋）的

27、材料：由于本課題所設計的減速器為普通型， 故常用 HT15-33 灰鑄鐵制造。這是因 為鑄造的減速箱剛性好，易得到美觀的外形，易切削,適應于成批生產。3 箱體的設計計算，箱體尺寸如下：代號名稱計算與說明結果d箱體壁厚J = 0.025a+38取 =10 mm61箱蓋壁厚、I= 0.02a+38取=10 mm光 360n1=3.04X107Lh（3）選擇軸承型號：1箱體加強筋厚S = 0.8561 = 0.85X10 = 8.5取 6 = 10 mm箱蓋加強筋厚& = 0.85 = 0.85XI0 = 8.5取匚=:I0 mmb箱體分箱面凸緣厚bi.5、= i.5XI0 = i5mm 取 b :=I5 mmbi箱蓋分箱面凸緣厚bii.5 i.5XI0 = i5mm取 bi=I5 mmb2平凸緣底厚b22.35 = 2.35XI0 = 23.5mm 取 b2 :=24 mmdf地腳螺栓df= 0.036a+i2 = I8.37取 df=:20 mmdi軸承螺栓di= 0.7df= I2.86取 di= I4 mmd2聯接分箱螺栓d2= (0.5-0.7)df= I0