一級圓柱齒輪減速器標準機械課程設計說明書

1、機械設計課程設計機械設計課程設計計算說明書計算說明書設計題目：一級圓柱齒輪減速器設計題目：一級圓柱齒輪減速器。 。 。 。 。 。 。系。系。 。 。 。 。 。專業(yè)。專業(yè)設計者：設計者： MAYMAY指導教師指導教師： 。 。 。 。20.20.年年.月月。 。 。 。 。 。 。 。大學。大學機械動力工程學院機械動力工程學院 機械基礎工程系機械基礎工程系目錄目錄一傳動方案的擬定.1二電動機的選擇及傳動裝置的分析.3三V 帶傳動設計.5四減速器（齒輪）參數的確定.6五軸的結構設計及驗算.10（一） 低速軸設計及計算.10（二） 高速軸設計及計算. 11六高速軸上的軸承壽命校核.12七高速軸軸

2、強度計算.13八聯軸器的選擇.14九鍵聯接的選擇及計算.14十 減速器機體結構相關尺寸數據.15一傳動方案的擬定一傳動方案的擬定本次設計包括的主要內容有：決定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯接件、潤滑密封和聯軸器及校驗計算；機體結構及其附件的設計；繪制裝配圖及零件工作圖；編寫計算說明書以及進行設計答辯。設計的一般過程為：首先明確設計任務，制定設計任務書；其次，提供方案并進行評價；再次，按照選定的方案進行各零部件的總體布置，運動學和零件工作能力計算，結構設計和繪制總體設計圖；然后，根據總體設計的結果，考慮結構工藝性等要求，繪出零件

3、工作圖；然后，審核圖紙；最后，整理設計文件，編寫說明書。機器一般由原動機，傳動機，工作機組成。傳動裝置在原動機和工作機之間傳遞運動和動力，并借以改變運動的形式、速度大小和轉矩大小。傳動裝置一般包括傳動件（齒輪傳動、帶傳動、鏈傳動等）和支承件（軸、軸承、機體等）兩部分。它的重量和成本在機器中占很大比重，其性能和質量對機器的工作影響也很大。因此合理設計傳動方案具有重要意義。對于本次課程設計的一級減速器，選擇原動機為三相異步電動機，根據任務書的要求，要求本機器的承載能力速度范圍大、傳動比恒定、外廓尺寸小、工作可靠、效率高、壽命長。減速器的輸出端通過聯軸器與鼓輪主軸聯接，由于本減速器傳遞的速度較大，所

4、以選彈性連軸器。軸由軸承支撐，一般采用滾動軸承。為了便于裝配，齒輪減速器的機體采用沿齒輪軸線水平剖分的結構。帶式運輸機減速裝置：1. 工作條件：單向連續(xù)平穩(wěn)轉動，常溫下雙班制工作，空載啟動，壽命 7 年2. 原始數據：鼓輪直徑 d=300mm，傳送帶運行速度 V=1.6mm，運輸帶上牽引力F=2000N綜上所述，傳動方案總體布局如圖所示：二二電動機的選擇及傳動裝置的分析電動機的選擇及傳動裝置的分析1.電動機類型的選擇：電動機類型的選擇：由于直流電動機需要直流電源，結構較復雜，價格較高，維護比較不便，因此選擇交流電動機。Y 系列三相籠型異步電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單、工作

5、可靠、價格低廉，維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，由于起動性能較好，也適用于某些要求起動轉矩較高的機械。因此選擇 Y 系列三相籠型異步電動機，封閉式結構，U=380V。2電動機容量的選擇：電動機容量的選擇：電動機的容量主要根據電動機運行時的發(fā)熱條件來決定。只要所選電動機的額定功率等于或稍大于所需的電動機工作功率，電動機在工作時就不會過熱，通?？梢圆槐剌^驗發(fā)熱和起動力矩。工作機的工作效率P（工作機）= F * V / 1000 kw(F 是工作機工作阻力N)電動機所需的功率 Pd =P（工作機）/akwa是由電動機至運輸帶的傳動總效率：傳動裝置的總效率a=1*23

6、*32*4=0.96*0.993*0.96*0.99=0.88注：查表可知 1V 帶傳動效率=0.96；2滾動軸承（每對）效率=0.99；3一對圓柱齒輪傳動（閉式）效率=0.964聯軸器效率=0.99所以，工作機的工作功率P（工作機）= 2000 * 1.6 / 1000 = 3.2 kw電動機所需的功率Pd= 3.2 / 0.88 = 3.64 kw確定電動機的轉速：Y 系列三相籠式異步電動機封閉式結構U=380VP（工作機）=3.2 kwPd=3.64 kw工作機主動軸的轉速 n=60*1000*V / (*d)=60*1000*1.6 / (3.14*300)=101.86r/min按推

7、薦的傳動比合理范圍，取 V 帶傳動的傳動比 i0=24，一級圓柱齒輪減速器傳動比的范圍為 36，則總傳動比合理范圍為 ia=624：故電動機轉速的可選范圍為nd = ia *n = （624）* 101.86 = 611.16 2444.64 r/min符合這一范圍的同步轉速為 750，1000，1500 r/min由選定的電動機滿載轉/速nm 和工作機主動軸轉速 n，可得傳動裝置總傳動比為ia =nm / n方案電 動 機型號額定功率kw電動機轉速電 動機 重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉速滿 載 轉速總 傳動比V 帶 傳動減 速器1Y112M-441500144047023014.1

8、3.54.032Y132M1-6410009607303509.42.83.363Y150M1-8475072011805007.12.52.84分配傳動裝置傳動比ia =iD *i（iD ，I分別為帶傳動和減速器的傳動比）綜合考慮選擇電動機型號為Y132M1-6 型型號額定功率kw滿載時起動電流/ 額 定 電流啟 動 轉距/額定轉距最 大轉速/額 定轉速轉速r/minnm電流（380V時）A效率%功率因素Y132M1-649609.4840.775.52.02a=0.88Y132M1-6 型三三V 帶傳動設計帶傳動設計1計算功率由表 8-7（帶傳動設計所用圖表來自機械設計教材（第八版） ）查

9、得工作情況系數 KA=1.2 故Pc=KA*P=1.2*4=4.8kw2 選擇 V 帶的類型據 Pc=4.8kw，nm= 960 r/min，由課本圖 10-12 選用 A 型帶3 確定帶輪基本直徑 dd2由表 10-9 初選小帶輪的基準直徑 dd1。 ，取小帶輪的基準直徑 dd1=125mmdd2=iD *dd1*（1-）=2.8*125*（1-0.02）=343mm查表 10-9，取標準值為 355mm4 驗算帶速 v，v=dd1n160*1000=3.14*125*960 / （60*1000）= 6.28m/s因為 5m/sv25m/s，故帶輪合適。5 驗算帶長初選中心距 a0=500

10、mmLdo2a0+2* （dd1* dd2）+(dd1-dd2)24a0,帶入數據計算得：Ldo=1780mm查表 10-2 選擇基準長度為 Ld=1800mm6 計算實際中心距 aKA=1.2Pc=4.8kwIA 型帶dd1=125mmdd2=355mmv=6.28m/sLd=1800mma =510mmaa0+dd-dd02=500+(1800-1780)/2=510mmamin=a-0.015*Ld =510-0.015*1800=483mmamax=a+0.015*Ld=510+0.015*1800=537mm7 驗算小帶輪上的包角11180o-（dd1-dd2）57.3oa帶入數據，

11、1=154.16o8 單根 V 帶傳遞的額定功率根據 dd1，n1 查圖 10-11 得 P1=1.5kw9. i1 時單根 V 帶的額定功率增量據帶型及 i 查表 10-5 得p1=0.11kw10 計算帶的根數查表 10-6 得 k=0.93查表 10-7KL=1.01Z= Pc/ （ （P1+p1）*k* KL）=3.17故，應該取 4 根。四四減速器（齒輪）參數的確定減速器（齒輪）參數的確定1 所設計的齒輪傳動屬于閉式傳動，通常采用軟齒面的鋼制齒輪，查表 6-7，小齒輪材料為 45#鋼（調質） ，調質處理，硬度 260HBW,大齒輪材料為 45 鋼，正火處理，硬度為 215HBW，硬度

12、差 45HBW 較合適2 運輸機為一般工作機器，速度不高，選用 8 級精度。1=154.16o大于 120o符合要求P1=1.5kwp1=0.11kwZ=4精度 8 級3 據齒面接觸疲勞強度設計。本傳動為閉式傳動，軟齒面，因此主要失效形式為疲勞點蝕，應根據齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式（10-9a）進行試算，即小齒輪分度圓直徑 d13KtT1du1u(ZEH)2確定公式內的各計算數值：（1）確定載荷因數圓周速度不大，精度不高，齒面關于軸承對稱布置，按表 6-9 取 Kt=1.2（2）計算小齒輪傳遞的轉矩T1=9.55106P / n1=9.551064 / 343 =111370Nmm（3

13、）計算接觸疲勞許用應力HH=Hlim*Zn /SHmin由圖 6-36 查得Hlim1=610MPa，Hlim2=500MPa，接觸疲勞壽命系數 Zn，按一年 300 工作日，雙班每天 16 小時，由公式 N=60njTh 得N1=60343730016=6.9108N2=N1 / i =6.9108 / 3.36 =2.06108查圖 6-37 曲線 1 得Zn1=1.05， Zn2=1.1取失效概率為 1%，安全系數SHmin=1，得H1=Hlim1*Zn1 /SHmin=1.05610=640.5 MPaH2=Hlim2*Zn2 /SHmin=1.1500=550 MPa（4）計算小齒輪

14、分度圓直徑 d1，取d=1.2 則有d13KtT1du1u(ZEZHH)2=58.06mm取 d1=60mm（5）計算圓周速度 vv=d1tn1601000=3.1460343601000=1.08 m/s因 v6 m/s，故取 8 級精度合適Kt=1.2T1=111370NmmH1= 640.5H2= 550MPad1=60mmv=1.08 m/sZ1=20Z2=684 確定主要參數，計算主要幾何尺寸（1）齒數取 Z1=20，則 Z2=Z1i=203.36=67.2取 Z2=68（2）模數 mm=d1/Z1=6020=3mm正好是標準模數第一系列上的數值（3）分度圓直徑d1=Z1m=60mm

15、d2=Z2m=204mm（4）中心距 aa=（d1d2）2=132mm（5）齒寬 bb=dd1=1.260=72mm取大齒輪 b1=75mm，小齒輪 b2=75+5=80mm5 校核彎曲疲勞強度，根據式（6-44）bb=2*Kt*T1*Yfs（b*m*d1）bb（1）符合齒形因數 Yfs，由圖 6-39 得：Yfs1=4.35，Yfs2=4.00（2）彎曲疲勞許用應力bbbb=bblim /SfminYn由圖 6-40 得彎曲疲勞極限應力bblim，bblim1=490MPa，bblim2=410MPa由圖 6-41 得彎曲疲勞壽命系數 YnYn1=1，Yn2=1彎曲疲勞的最小安全系數Sfmi

16、n按一般可靠性要求，取Sfmin=1計算得彎曲疲勞許用應力為：bb1=bblim1 /SfminYn1=490MPabb2=bblim 2/SfminYn2=410MPa（3）校核計算bb1=2*Kt*T1*Yfs1（b2*m*d1）=92.278MPabb1bb2=2*Kt*T1*Yfs2（b2*m*d1）=79.2MPabb2故彎曲疲勞強度足夠m=3d1=60mmd2=204mmb1=70mmb2=75mmbb1=490bb2=410MPabb1=92.278bb2=79.2MPa五五軸的結構設計及計算軸的結構設計及計算（一）低速軸設計計算（一）低速軸設計計算傳動功率 P=4kw，轉速 n

17、=102r/min，軸上齒輪分度圓直徑 d=204mm，齒寬 b=75mm，壓力角=201.軸的材料選用軸的材料 45 鋼,調質處理， 查表 12-1 知， b=650MPa， s=360MPa， 查表 12-6，可知+1bb=215MPa，0bb=102MPa，-1bb=60MPa2.按扭轉強度計算軸的最小直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，輸出端最小直徑dC由表 12-5 可得，45 鋼 C=118，則d40.1mm取d=40mm3.齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉距為T= 9.55106P / n=37410 Nmm4.軸的設計軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以

18、及軸上零件的固定方式，繪制系結構草圖，其結構大致如下：d=40mmT=7410 NmmHL3 聯軸器40112 GB/T5014-85（1）聯軸器的選擇。采用彈性柱銷聯軸器，為 HL3 聯軸器 40112 GB/T5014-85（2）確定軸上零件的位置及固定方式。齒輪靠軸環(huán)和套筒實現軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸承靠套筒實現軸向固定，靠過盈配合實現周向固定，軸通過兩端軸承蓋實現周向定位，聯軸器靠軸肩、平鍵和過盈配合分別實現軸向定位和周向定位（3）確定各段軸的直徑。估算軸徑 d=40mm 作為外伸端直徑 d1，與聯軸器相配，考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為 d2

19、=48mm，齒輪和左端軸承要從左端裝入，裝軸承處軸頸 d3應大于 d2， ，考慮滾動軸承直徑系列，取 d3=55mm。為便于齒輪裝拆，與齒輪配合處軸徑 d4 應大于 d3，取 d4=58mm，齒輪左側用套筒固定，右端用軸環(huán)定位，軸環(huán)直徑d5 滿足齒輪定位的同時，還應滿足右側軸環(huán)的安裝要求，根據選定軸承型號確定。右端軸承型號與左端軸承相同，取 d6=55mm（4）選取軸承型號。初選軸承型號為深溝球軸承，代號 6011，查手冊可得：軸承寬度 B=28mm，安裝尺寸 D=64mm，故軸環(huán)直徑 d5=64mm（5）確定各段軸的長度。L1=84mm，L2=5omm，L3=38mm，L4=72mm，L5=

20、15mm，L6=35mm（二）高速軸設計計算（二）高速軸設計計算（同低速軸）（同低速軸）傳動功率 P=4kw，轉速 n=343r/min，軸上齒輪分度圓直徑 d=60mm，齒寬 b=70mm，壓力角=20d1=40mmd2=48mmd3=55mmd4=58mmd6=55mmd5=64mm1.軸的材料選用軸的材料 45 鋼,調質處理，查表 12-1 知，b=650MPa，s=360MPa，查表 12-6，可知+1bb=215MPa，0bb=102MPa，-1bb=60MPa2.按扭轉強度計算軸的最小直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，輸出端最小直徑dC由表 12-5 可得，45

21、 鋼 C=118，則d26.8mm取d=30mm3.齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉距為T= 9.55106P / n=11110 Nmm4軸的設計（1）聯軸器的選擇。采用彈性柱銷聯軸器，為 HL3 聯軸器 3082 GB/T5014-85（2）確定軸上零件的位置及固定方式。齒輪靠軸環(huán)和套筒實現軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸承靠套筒實現軸向固定，靠過盈配合實現周向固定，軸通過兩端軸承蓋實現周向定位，聯軸器靠軸肩、平鍵和過盈配合分別實現軸向定位和周向定位（3）確定各段軸的直徑。d1=30mmd2=36mmd3=40mmd4=45mmd6=40mmd5=54mm（4）選用軸承型

22、號。代號 6009，軸承寬度 B=16mm，安裝尺寸 D=54mm，故軸環(huán)直徑 d5=54mm結構大致如下：d=30mmT=11110 Nmmd1=30mmd2=36mmd3=40mmd4=45mmd6=40mmd5=54mm六六高速軸上的軸承壽命校核高速軸上的軸承壽命校核1高速軸軸承的主要參數軸承代號軸承內徑 mm軸承外徑 mm軸承寬度 mm徑向基本額定動載荷 Cr600940851924.5KN2低速軸軸承的主要參數軸承代號軸承內徑 mm軸承外徑 mm軸承寬度 mm徑向基本額定動載荷 Cr601155901823.2根據軸的受力情況可知，高速軸上靠近帶輪一側的軸承所受的徑向力最大，故為最危

23、險的軸承。3.高速軸軸承高速軸軸承壽命計算由表 13-12 得載荷系數fp = 1 ，由表 13-13 得溫度因數fT= 1實用的壽命計算公式為注：n 為轉速 ， C 為額定動載荷，P 為當量動載荷，為壽命指數，球軸承=3對于只承受徑向載荷的軸承，當量動載荷 P=Fr 徑向載荷750N所以高速軸上的軸承壽命 Lh 為：Lh =1066034324500750 預計壽命根據根據條件，軸承預計壽命 163007=33600 小時因為 Lh 遠遠大于預期壽命，符合要求七七高速軸軸強度的計算高速軸軸強度的計算1.求支反力 FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.

24、6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N2由兩邊對稱，書籍截 C 的彎矩也對稱截面 C 在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm3.截面 C 在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm4.計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2=（16.12+44.262）1/2=47.1Nm5.計算當量彎矩：根據課本 P235 得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2=275.06Nm6.校核危險截面 C 的強度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1453)=1.36Mpa-1b=60Mpa此軸強度足夠八八聯軸器的選擇聯軸器的選擇根據軸孔直徑 d = 40mm，輸出轉矩 T = 374 10 3 Nmm，選定聯軸器的型號