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课程设计沈阳工程学院

一、传动方案拟定

第六组：

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

１、工作条件：

使用年限10年，工作为二班工作制，载荷平稳，常温环境，环境清洁。

２、原始数据：

滚筒圆周力F=1600N；

带速V=1.8m/s；

滚筒直径D=300mm；

方案拟定：

　　　采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

1.电动机2.V带传动3.圆柱齿轮减速器

4.连轴器5.滚筒6.运输带

二、电动机选择

1、电动机类型和结构的选择：

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，故能适用于减速器。

2、电动机容量选择：

电动机所需工作功率为：

式

（1）：

Ｐd＝ＰＷ／η总　（KW）

由式

（2）：

ＰＷ＝ＦV/1000（KW）

因此　　Pd=FV/（1000η总）（KW）

由电动机至运输带的传动总效率为：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

其中：

普通V带的传动效率，取0.96

一对圆柱齿轮（闭式）效率，取0.97

滚动轴承效率，取0.98

弹性联轴器效率，取0.99

传输带滚筒效率，取0.96

则：

　η总=0.96×0.97×0.98^2×0.99

　　=0.86

所以：

电机所需的工作功率：

　　　　Pd　=FV/1000η总

=（1600×1.8）/（1000×0.86）

=3.32（KW）

3、确定电动机转速

毂轮工作转速为：

N毂轮＝60×1000·V/（π·D）

=（60×1000×1.8）/（300·π）

　　　　　=114.65r/min

根据手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’=3～5。

取Ｖ带传动比Ｉ１’=２～4。

则总传动比理论范围为：

Ｉa’＝6～20。

故电动机转速的可选范为

N’d=I’a×n毂轮

　　　　　=（6～20）×114.65

=687.9~2400r/min

根据容量和转速，由手册查出适用的电动机型号：

（如下表）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格，比较适合。

此选定电动机型号为Y132M2-6，其外形和安装尺寸如下：

方

案

电动

机型

号

额定功率

电动机转速

（r/min）

电动机重量

（N）

参考价格

（元）

同步转速

满载转速

1

Y112M-4

4

1500

1440

680

752

三、传动装置的运动和动力参数设计：

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=1440/114.65=12.56

2、分配各级传动比

（1）取i带=3

（2）∵i总=i齿×i带π

∴i齿=i总/i带=12.56/3=4.22

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

Ⅰ轴：

nI=nm/i带=1440/3=480（r/min）

Ⅱ轴：

nII=nI/i齿=480/4=120（r/min）

滚筒nw=nII=120（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

Ⅰ轴：

PI=Pd×η带=3.32×0.96=3.19KW

Ⅱ轴：

PII=PI×η轴承×η齿轮=3.19×0.99×0.97=3.06KW

滚筒PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4

=3.7×0.99×0.96=2.91（KW）

3、计算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550×3.32/1440=22.02N•m

TI=9.55p2入/n1=9550x3.19/480=63.47N•m

TII=9.55p2入/n2=9550x3.06/120=243.53N•m

TII=9.55p2入/n3=9550x2.91/120=231.45N•m

四.V带的设计

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V带截型

由课本[1]P189表10-8得：

kA=1.2P=3.32KW

PC=KAP=1.2×3.32=3.783KW

据PC=3.783KW和n1=1440r/min

由课本[1]P189图10-12得：

选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i带dd1（1-ε）=3×95×（1-0.02）=279.30mm

由课本[1]P190表10-9，取dd2=280

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1440/60×1000

=7.16m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0

=2×500+3.14（95+280）+（280-95）2/4×450

=1605.8mm

根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm

确定中心距a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1600-1605.8）/2

=497mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-57.30×（dd2-dd1）/a

=1800-57.30×（280-95）/497

=158.670>1200（适用）

（5）确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得P1=1.4KW

i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得△P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得KL=0.99

Z=PC/[（P1+△P1）KαKL]

=3.783/[（1.4+0.17）×0.94×0.99]

=2.26（取3根）

（6）计算轴上压力

由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV[2.5/Kα-1]+qV2=500x3.783/[3x7.16（2.5/0.94-1）]+0.10x7.162=151.3kN

则作用在轴承的压力FQ

FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×3×134.3sin（158.67o/2）

=648.16N

五、齿轮传动的设计

（1）选择齿轮材料与热处理：

所设计齿轮传动属于闭式传动，通常

齿轮采用软齿面。

查阅表[1]表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：

运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥（6712×kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

确定有关参数如下：

传动比i齿=4

取小齿轮齿数Z1=24。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=×24=96取z2=96

由课本表6-12取φd=1

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×3.19/480=63500N•mm

（4）载荷系数k:

取k=1.3

（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZN/SHmin由课本[1]图6-37查得：

σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：

按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn计算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×108

查[1]课本图6-38中曲线1，得ZN1=1ZN2=1.05

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥（6712×kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=53.8mm

模数：

m=d1/Z1=53.8/24=2.24mm

取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=3

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

σbb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数分度圆直径：

d1=mZ1=3×24mm=72mm

d2=mZ2=3×96mm=288mm

齿宽：

b=φdd1=1×53.8mm=53.8mm

取b2=55mmb1=60mm

（7）复合齿形因数YFs由课本[1]图6-40得：

YFS1=2.75,YFS2=2.25

（8）许用弯曲强度[σbb]

根据课本[1]P116：

[σbb]=σbblimYN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳强度σbblim应为：

σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa

由课本[1]图6-42得弯曲疲劳强度系数YN：

YN1=1YN2=1

弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：

按一般可靠性要求，取SFmin=1

计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa

校核计算

σbb1=2kT1YFS1/b1md1=62pa<[σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/b2md1=58Mpa<[σbb2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（9）计算齿轮传动的中心距a

a=（d1+d2）/2=（72+288）/2=180mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×480×72/60×1000=1.81m/s

因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六轴的设计

从动轴设计

1、选择轴的材料确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。

查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：

[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×（2.53/121.67）1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：

T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582N

齿轮作用力：

圆周力：

Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力：

Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

（1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：

35×82GB5014-85

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。

轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合

分别实现轴向定位和周向定位

（3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。

齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.

（4）选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:

轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.

（5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：

d1=35mm长度取L1=50mm

II段:

d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直径d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=52mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

（6）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=195mm

②求转矩：

已知T2=198.58N•m

③求圆周力：

Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=48mm

（1）绘制轴受力简图

（2）绘制垂直面弯矩图

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（17.762+48.482）1/2=51.63N•m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[51.632+（0.2×198.58）2]1/2=65.13N•m

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

主动轴的设计

1、选择轴的材料确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。

查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：

[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×（2.64/473.33）1/3mm=20.92mm

考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm

3、齿轮上作用力的计算

转矩：

T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265N

齿轮作用力：

圆周力：

Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

径向力：

Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。

齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定

，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，

4确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

（2）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=50mm

②求转矩：

已知T=53.26N•m

③求圆周力Ft：

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=50mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

（2）截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N•m

（5）计算当量弯矩：

根据课本P235得α=0.4

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[55.832+（0.4×53.26）2]1/2

=59.74N•m

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/（0.1×303）

=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

七．箱体结构设计

（1）窥视孔和窥视孔盖

在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。

润滑油也由此注入机体内。

窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来，尺寸设计根据手册第89页。

（2）放油螺塞

减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注，尺寸设计根据手册第90页确定。

（3）油标

油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。

油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件，尺寸设计根据手册第85页确定。

（4）通气器

减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。

所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能，尺寸设计根据手册第94页右图确定。

（5）启盖螺钉

机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。

为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。

在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。

对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整，参考手册第76页选用M10型号的螺钉。

（6）定位销

为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。

如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置，尺寸参考手册p84确定。

（7）调整垫片

调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。

有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用，尺寸参考手册p80确定。

（8）吊环和吊钩

在机盖上装有铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖，尺寸参考手册p86确定。

（9）密封装置

在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。

密封件多为标准件，其密封效果相差很大，尺寸参考手册p87和p88确定。

10）箱体结构尺寸选择如下表：

名称

符号

尺寸（mm）

机座壁厚

δ

8

机盖壁厚

δ1

8

机座凸缘厚度

b

12

机盖凸缘厚度

b1

12

机座底凸缘厚度

b2

20

地脚螺钉直径

df

18

地脚螺钉数目

N

4

轴承旁联结螺栓直径

d1

14

机盖与机座联接螺栓直径

d2

10

联轴器螺栓d2的间距

l

160

轴承端盖螺钉直径

d3

8

窥视孔盖螺钉直径

d4

6

定位销直径

d

7

df，d1,d2至外机壁距离

C1

df，d2至凸缘边缘距离

C2

轴承旁凸台半径

R1

凸台高度

H

根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准

外机壁至轴承座端面距离

L1

46

大齿轮顶圆与内机壁距离

△1

12

齿轮端面与内机壁距离

△2

10

机盖、机座肋厚

m1,m2

7，7

轴承端盖外径

D2

998

轴承端盖凸缘厚度

T

10

轴承旁联接螺栓距离

S

尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2

八．键联接设计

1．输入轴与大带轮联接采用平键联接

此段轴径d1=32mm,L1=78mm

查手册得，选用A型平键，得：

A键10×8GB1096-90L=0.85L1=66.3mm

选键长70mm

T=129.94N·mh=8mm

根据课本P106（6-1）式得

σp=2·T/（d·h·L）

=4×129.94×1000/（32×8×70）

=29.01Mpa<[σR]（60Mpa）

2.小齿轮上的键

轴径d1=42mmL2=63mmTⅠ=117.33N·m

查手册选B型平键GB1096-90

B键12×8GB1096-90

查课本106页取l=100mmh=9mm

σp=2·TⅠ/（d·h·l）

=4×117.33×1000/（42×8×63）

=22.17Mpa<[σp]（60Mpa）

3、联轴器采用平键连接

轴径d1=45mmL2=112mmTⅠ=507.2N·m

查手册选B型平键GB1096-90

B键14×9GB1096-90

查课本106页取l=100mmh=9mm

σp=2·TⅠ/（d·h·l）

=2×507.2×1000/（45×9×100）

=25.05Mpa<[σp]（60Mpa）

4、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d4=57mmL4=68mmTⅡ=507.2Nm

查手册P83选用A型平键

键18×11GB1096-90

查课本p106取l=63mmh=11mm

σp=2·TⅡ/（d·h·l）

=4×507.2×1000/（57×11×63）

=51.36Mpa<[σp]（60Mpa）

九．滚动轴承寿命计算

根据条件，轴承预计寿命

Lh=7×360×16=40320小时

1.输入轴的轴承寿命计算

（1）初步计算当量动载荷P

查表13-4ft=1.0013-6fp=1.1

=3

因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=fp

Fr=1.1×609.9N

（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

查手册p69-p70，选