机械设计课程设计设计输送传动装置中的一级圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计计算说明书

一、传动方案拟定…………….………………………………5
二、电动机的选择…………………………………………….5
三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….…....7
四、传动装置的运动和动力设计……………………………..7
五、普通V带的设计………………………………………….9
六、齿轮传动的设计……………………………...…………..13
七、传动轴的设计………………………….………..………..18
八、滚动轴承的设计……………………………………….…24
九、箱体的设计………..…………………….…………….….26
十、润滑和密封的设计…………………………………….…26
十一、文献参考…………………………………………….....26

一、机械设计基础课程设计任务书
设计题目:
设计输送传动装置中的一级圆柱齿轮减速器。题号：8
运动简图:

原始数据:
题号
1
2
3
4
5
输出轴功率P（kw）
3
4
4.8
5
6.2
输出轴转速n(r/min)
35
38
40
45
50
传动工作年限
6
10
8
10
8
每日工作班数
2
1
1
1
1
工作场所
车间
矿山
矿山
车间
车间
批量
小批
大批
小批
成批
成批
题号
6
7
8
9
10
输出轴功率P（kw）
3.5
4.4
5.5
6
5.8
输出轴转速n(r/min)
38
40
48
48
50
传动工作年限
8
10
8
10
8
每日工作班数
2
1
1
1
1
工作场所
车间
车间
矿山
车间
矿山
批量
小批
成批
大批
成批
小批
设计工作量：
一． 编写设计计算说明书１份
二、绘制减速器大齿轮零件图1张（3号图纸）
三、绘制减速器低速轴零件图1张（3号图纸）
四、绘制减速器装配图1张（1号图纸）

二、传动方案拟定
原始数据：输送传动装置输出轴功率P=5.5kw
输送传动装置输出轴转速n=48r/min。

三、电动机的选择
1.电动机类型的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2.确定电动机的功率：
(1) T—运输机工作轴转矩：（为工作机输送效率）
T=（9550** Pw）/n=1050.5(N.m)
（2）传动装置的总效率：
η总=η１×η２×η３×η４３
式中：η1、η2、η3、η4、分别为带传动、减速器、开式齿轮、轴承的传动效率。
取η１=0.92，η２＝0.97，η３＝0.95 η4=0.98
η总=η１×η２×η３×η４３
=0.92×0.97×0.95×0.98３
=0.8

(3) 电动机所需的工作功率：
=5.5/0.80=6.9kw

3.确定电动机转速：
查表1-8（《机械设计课程设计手册（第三版）》）按推荐值取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围≤3~6选择i=4~6。开式圆柱齿轮传动比范围≤5，选择i=4~6，取Ｖ带传动比Ｉ１’=２～４则总传动比理时范围为32~144。输出轴转速n(r/min)=48 n(r/min)故电动机转速的可选范围为：
η总=32~144×48=1536~6912r/min
符合这个转速范围的有同步转速3000r/min的 电动机。

4.电动机的确定：表（12-1）《机械设计课程设计手册（第三版）》
根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）
方

案
电 动
机 型
号

额定功率
电动机转速
(r/min)
同步转速
满载转速
1
Y132S2-2
7.5
3000
2900
此选定电动机型号为Y132S2-2

四、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
ia=nm/n=nm/n
=2900/48 = 60.4
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0×i×i开 （式中i0、i分别为带传动比
和减速器的传动比）

2、分配各级传动比
取i0=3（普通V带 i=2～4）,取齿轮i圆柱齿=5
因为：　　　ia＝i0×i×i开
所以：i开=4

五、运动参数及动力参数计算
电机轴： P1=6.9kw
T1=9550*P1/n1=9550*6.9/2900=22.7
II 轴： P2=η1*P1=0.92*6.9=6.3
n2=n1/i带=2900/3=966.7
T2=9550*P2/n2=9550*6.3/966.7=62.2
III轴： P3=η2*η4* P2=6.0
n3=n2/i减=966.7/5=193.34
T3=9550*P3/n3=9550*6.0/193.34=296.4
IV轴： P4=η3*η4* P3=5.6
n4=n3/i开193.34/4=48.335
T4=9550*P4/n4=9550*5.6/48.335=1106.5

轴
功率
p（）
转矩
T（N·m）
转速 n(r/min)
传动比
i
电动机轴1
6.9
22.7
2900

轴2
6.3
62.2
966.7
3

轴3
6.0
296.4
193.34
5
轴4
5.6
1106.5
48.335
4

表1

五. V带的设计
（1）选择普通V带型号
由PC=KA·P=1.1×7.5=8.25（ KW）
根据课本P219表13-15得知其交点在A、B型交界线处，
故A、B型两方案待定：
方案1：取A型V带
确定带轮的基准直径，并验算带速：
则取小带轮 d1=100mm i=3
d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)
=3×100×(1-0.02)=294mm
由表9-2取d2=295mm(虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)

带速验算：
V=n1·d1·π/（1000×60）
=2900×100·π/（1000×60）
=15.18 m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（100+275）≤a0≤2×（100+275）
262.5 ≤a0≤750
初定中心距a0=600 ，则带长为
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
=2×600+π·（100+295）/2+（295-100）2/(4×600)
=1836.3 mm
由表13-2选用Ld=1800 mm的实际中心距
a=a0+(Ld-L0)/2=600+(1800-1836.3)/2
=581.85≈582
验算小带轮上的包角α1
α1=180°-[(d2-d1) /a]×57.38
=180°-19.22°
=160.8°>120°合适
确定带的根数
Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）
=8.25/（（2.05+0.34）×0.95×1.01）
= 3.60
故要取4根A型V带
计算轴上的压力
由书13-17的初拉力公式有
F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z·v+q· v2
=500×8.25×（2.5/0.95-1）/（4×15.18）+0.1×15.182
=133.88 N
作用在轴上的压力
FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2×4×133.88×sin(160.8/2)
=1056 N
方案二：取B型V带
确定带轮的基准直径，并验算带速：
则取小带轮 d1=140mm
d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)
=3 * 140*（1-0.02）
=411.6
取d2=400mm (虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)
带速验算：
V=n1·d1·π/（1000×60）
=2900×140·π/（1000×60）
=21.26m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（140+400）≤a0≤2×（140+400）
378≤a0≤1080
初定中心距a0=700 ，则带长为
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
=2×700+π·（140+400）/2+（400-140）2/(4×700)
=2272.4 mm
由表9-3选用Ld=2240 mm的实际中心距
a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2240-2272.4)/2=683.8mm≈684mm
验算小带轮上的包角α1
α1=180°-(d2-d1)×57.3°/a
=180-(400-140)*57.3/684=158.2>120 合适
确定带的根数
Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）
=8.25/（（2.08+0.30）×1.00×0.95）= 1.83
故取2根B型V带
计算轴上的压力
由书9-18的初拉力公式有
F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· v+q· v2
=500×8.25×（2.5/0.95-1）/（2×21.26）+0.17×21.262
=235.12 N
作用在轴上的压力
FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2×2×235.12×sin(158.2/2)=924 N
综合各项数据比较得出方案二更适合

六、齿轮传动的设计
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢表面淬火，齿面硬度为45HRC，大齿轮选用45Cr号调质，齿面硬度为230HBS。
齿轮精度初选8级
对于一般工业用齿轮传动，最小安全系数选用一般可靠度，SH=1.0，SF=1.25
接触疲劳极限应力
小齿轮 =1140MPa
大齿轮 =680MPa
弯曲疲劳极限应力
小齿轮 =680MPa
大齿轮 =600MPa
许用接触应力
小齿轮 1=/ SH=1140MPa
大齿轮 2=/ SH=680MPa
许用弯曲应力
小齿轮 1=0.7/ SF=380MPa
大齿轮 2=0.7/ SF=336MPa
查教材表11-3、表11-6、表11-4：K=1.5；=0.8；=2=680MPa；ZE=189.8；对于标准齿轮ZH=2.5;传动比i23=3;外啮合时设计公式中的“”取“+”号；
（2）按轮齿弯曲强度设计计算
小齿轮名义转矩
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×6.3/966.7
=6.2×104 N·mm

初选螺旋角： ß=15°
齿数：Z1=19，则Z2=i·Z1=3×19=57
齿形系数：Zv1=19/cos315=21.08
Zv2=57/cos315=63.2
查图11-8得YFa1=2.88 ，YFa2=2.25
由图11-9得 YSa1=1.57 ，YSa2=1.75
因

所以对小齿轮进行弯曲强度计算

由表4-1取mn =2mm
中心距：

取a=90mm， 确定螺旋角

齿轮分度圆直径：
d1= mn Z1 /cos ß=2*19/cos18°=39.95mm
齿宽： b=Φd1=0.8 * 39.95=31.96mm
取 b2=40mm ，b1=45mm

（3）验算齿面接触强度

安全。
（4）齿轮的圆周速度
V=πd1 n1/（60*1000）=2.02 m/s
对照表11-2，选8级制造精度是合宜的。

开式齿轮强度计算：
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选硬齿面，小齿轮的材料为20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为56~62HRC，大齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为56~62HRC。
齿轮精度初选8级
对于一般工业用齿轮传动，最小安全系数选用一般可靠度，SH=1.0，SF=1.25
弯曲疲劳极限应力
小齿轮 =850MPa
大齿轮 =850MPa
许用弯曲应力
小齿轮 1=0.7/ SF=476MPa
大齿轮 2=0.7/ SF=476MPa
查教材表11-3、表11-6、表11-4：K=1.5；=0.8；=2=1500MPa；ZE=189.8；对于标准齿轮ZH=2.5;传动比i2=5;外啮合时设计公式中的“”取“+”号；
（2）按轮齿弯曲强度设计计算
小齿轮名义转矩
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×6/193.34
=3×105 N·mm

初选螺旋角： ß=15°
齿数：Z1=18，则Z2=i·Z1=5×18=90
齿形系数：Zv1=18/cos315=19.97
Zv2=90/cos315=99.86
查图11-8得YFa1=2.92 ，YFa2=2.21
由图11-9得 YSa1=1.56 ，YSa2=1.82
因

所以对小齿轮进行弯曲强度计算

由表4-1取mn =4mm
中心距：

取a=230mm， 确定螺旋角

齿轮分度圆直径：
d1= mn Z1 /cos ß=4*18/cos20°=76.66mm
齿宽： b=Φd1=0.8 * 76.66=61.33mm
取 b2=65mm ，b1=70mm
（3）齿轮的圆周速度
V=πd1 n1/（60*1000）=0.77 m/s
对照表11-2，选8级制造精度是合宜的。

七、轴的设计计算
（一）高速轴的结构设计
1、选 材
因本减速器为一般常规用减速器，且由于小齿轮分度圆直径较小，所以将高速轴设计为齿轮轴。选用45号钢调质处理。查课本第245页表14-2取=35Mpa, C=116.
2、轴的结构设计
轴上零件的定位，固定和装配,将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。

3、初估直径 dC=116mm=20.5mm
轴上有单个键槽，轴径应增加3％ 所以21.67×（1＋3％）＝21.1mm 。

4、确定轴各段直径和长度，见图a
Ⅰ段：
由于带轮与带通过键联接，则轴应增加5%，圆整取D1=23mm,带轮的宽度B=（Z-1）*e+2f=34则第一段长度L1=40mm
II段:
轴段II的直径应在轴Ⅰ的基础上增加两倍的非定位轴肩高度h12=(0.07~0.1d)d1=2mm,即d2=d1+2h12=27mm,考虑毡圈轴径取d2=28mm，安装凸缘式轴承盖和弹性套柱销联轴器，考虑必要的安装距离取L2=50mm
Ⅲ段和VI段：
初选用6206球轴承，其内径为30m，查表得B=16mm，D=62mm，Cr=19500N 所以两段都是d3=30mm L3=20mm;
Ⅳ段：
这两段轴有定位轴肩d4=d3+h12 =33mm ，考虑到左右对称，取轴肩长L4=10mm。
Ⅴ段:
V段为齿轮，分度圆直径为40mm， 齿宽b=45mm，所以L5=43mm
整段轴长L=198mm

5、按弯矩复合强度计算
已知分度圆直径d2=39.95mm、扭矩T2=62000 N·mm
则：
圆周力Ft=2T2/d2=2×62000/39.95=3104N
轴向力Fa=Ft·tanß=3104×tan180=1009N
径向力Fr= Ft·tanαn / tanß =1381N
（a）绘制轴受力简图，见图
（b）绘制垂直面弯矩图（如图c）
轴承支反力：
FAV=FBV=Fr/2=1381/2=691 N
FAH=FBH=Ft/2=3104/2=1552N
由两边对称，截面C为齿轮作用点的截面，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MCV=FAV×a=691×42.5=29367.5N·mm
(c)绘制水平面弯矩图,见图d。
截面C在水平面上弯矩为：
MCH=FAH×a=1552×42.5= 65960N·mm

(d)绘制合成弯矩图，见图e
MC=(MCV2+MCH2)1/2=(29367.52+659602)1/2=72202.3N·mm
(e)绘制扭矩图,见图f
转矩：T=62000N·mm
(f)绘制当量弯矩图，见图g
转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[72202.32+(0.6×62000)2]1/2=81222N·mm
(g)校核危险截面C的强度
σe=Mec/0.1d43=81222/（0.1×333）
=22.6MPa< [σ-1]b=60MPa
所以该轴强度足够。

6、轴承寿命校核：
轴承寿命可由式Lh=3行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本279页表16-8,9，10取ft=1，fp=1.2取

Lh=3=106/（60966.7）{19500/（1.21381）}3=28088.98h
Lh/(8365)=9.6年8年
7、键的设计与校核:
根据轴的尺寸，参考课本表10-9。
1、校核高速轴与联轴器的平键联接
轴径d1=23mm L1=40mm T=62000Nmm
选用A型平键，键8×20GB1096-79
键高h=7mm
从课本表10-10查得：[σp]=80MPa
σp=4T/dhl=4×62000/(23×7×80)
=17.1Mpa<[σp]
∴该键安全。

（二）低速速轴的结构设计
1、选 材
因本减速器为一般常规用减速器，选用45号钢调质处理。查课本第245页表14-2取=35Mpa, C=116.
2、轴的结构设计
轴上零件的定位，固定和装配,将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。

3、初估直径 dC=116mm=36.5mm
轴上有单个键槽，轴径应增加3％ 所以36.5×（1＋3％）＝37.595mm 圆整取d=38㎜。

4、确定轴各段直径和长度，见图a
Ⅰ段：
d1=38mm 由确定L1=60mm
II段:
轴段II的直径应在轴Ⅰ的基础上增加两倍的非定位轴肩高度h12=(0.07~0.1d)d1=2mm,即d2=d1+2h12=42mm,考虑毡圈轴径取d2=43mm，安装凸缘式轴承盖，考虑必要的安装距离取L2=60mm
Ⅲ段和Ⅳ段： -
初选用6209球轴承，其内径为45m，查表得B=19mm，D=85mm，Cr=20500N 所以d3=45mm ,齿轮与轴承用套筒定位，考虑到高速轴齿轮与大齿轮平行啮合，力臂相等，经计算应取L3=25mm
IⅤ段:
IV段位定位轴环d4=d3+2h45,这里h45=2mm 所以 d4=51mm，由于轴承应对称分布，取L4=20mm
Ⅴ段:
V段为齿轮，分度圆直径为50.05mm， 齿宽b=50mm，所以L5=48mm
整段轴长L=261mm

5、按弯矩复合强度计算
已知分度圆直径d2=50.05mm、扭矩T3=296000N·mm
则：
圆周力Ft=2T3/d3=2×296000/50.05=11828N
径向力Fr=Ft·tanα=11828×tan180=3843N
（a）绘制轴受力简图，见图b
（b）绘制垂直面弯矩图（如图c）
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C为Ⅴ段的中截面
轴承支反力：
FAV=FBV=Fr/2=3843/2=1922N
FAH=FBH=Ft/2=11828/2=5914N
截面C在垂直面弯矩为
MCV=FAV×a=1922×57.5=110515N·mm
(c)绘制水平面弯矩图,见图d。
截面C在水平面上弯矩为：
MCH=FAH×a=5914×57.5=340055 N·mm
(d)绘制合成弯矩图，见图e
MC=(MCV2+MCH2)1/2=(1105152+3400552)1/2=357562N·mm
(e)绘制扭矩图,见图f
转矩：T=296000N·mm
(f)绘制当量弯矩图，见图g
转矩产生的扭剪应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[3575622+(0.6×296000)2]1/2=399234N·mm
(g)校核危险截面C的强度
σe=Mec/0.1d43=399234/（0.1×513）
=30MPa< [σ-1]b=60MPa
所以该轴强度足够。

6、轴承寿命校核：
轴承寿命可由式Lh=3行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本279页表16-8,9，10取ft=1，fp=1.2取

Lh=3=106/（60193.34）{31500/（1.23843）}3=27472.86h
Lh/(8365)=9.4年8年
7、键的设计与校核:
根据轴的尺寸，参考课本表10-9。
1、校核低速轴与联轴器的平键联接
轴径d5=51mm L5=48mm T=296000Nmm
选用A型平键，键16×45GB/T 1096-79
键高h=10mm
从课本表10-10查得：[σp]=130MPa
σp=4T/dhl=4×276890/(51×10×45)
=51.59Mpa<[σp]
∴该键安全。
2、校核低速轴与齿轮的平键联接
轴径d4=70mm L4=68mm T=276890Nmm
选用A型平键，键20×58GB1096-79
键高h=12mm
从课本表10-10查得：[σp]=130MPa
σp=4T/dhl=4×276890/(70×12×58)
=22.73Mpa<[σp]
∴该键安全。

八、选择轴承润滑与密封方式
轴承的润滑取决于浸油齿轮的，圆周速度，即大齿轮的圆周速度，大齿轮的圆周速度v=πdan/(60×1000)=3.14×50.05×193.34/(60×1000)=0.5m/s<12m/s小齿轮=1140MPa ，大齿轮=680MPa , 680MPa<<1140MPac采用油池轮滑，选用L—CKC润滑油。应到齿轮半径的六分之一。因轴转速不高，故采用毛毡圈密封。
一般情况下，为制造和加工方便，采用铸造箱体，材料为铸铁。箱体结构采用剖分式，剖分面选择在轴线所在的水平面上。
箱体中心高度
H=d2/2+(50~70)mm=50.05/2+(50~70)= 75.025~95.025mm
取中心高度H=80mm
箱体厚度，
选用凸缘式轴承盖，根据轴承型号设计轴承盖的尺寸：
高速轴D=80mm，d3=8mm,D0=100mm,D2=120mm.
低速轴D=90mm，d3=8mm，D0=112.5mm，D2=115mm。
根据减速器中心距a=125mm查机械设计课程设计指导书（下同）表5-14可得：
检查孔尺寸：L=100mm，b=55mm；
检查孔盖尺寸：b1=85mm，l1=130mm，b2=70mm，l2=115mm，d4=6.5mm，孔数4；
材料:Q235,厚度6mm。
通气器选用表5-15通气器1，选16×1.5
油标装置选用表5-16中M12.
螺塞选用表5-19中M16×1.5.
定位销选用圆锥销。查表5-20：销钉公称直径d=8mm。
起吊装置，按中心距查表5-21得箱体毛重85kg，选用吊环螺钉为M10。
九、参考文献
《机械设计课程设计手册》（第三版）
《机械设计课程设计指导书》
《机械设计基础》(第五版)
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