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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

Y112M-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：

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

机盖壁厚

δ1

机座凸缘厚度

机盖凸缘厚度

机座底凸缘厚度

地脚螺钉直径

地脚螺钉数目

轴承旁联结螺栓直径

机盖与机座联接螺栓直径

联轴器螺栓d2的间距

160

轴承端盖螺钉直径

窥视孔盖螺钉直径

定位销直径

df，d1,d2至外机壁距离

df，d2至凸缘边缘距离

轴承旁凸台半径

凸台高度

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

大齿轮顶圆与内机壁距离

△1

齿轮端面与内机壁距离

△2

机盖、机座肋厚

m1,m2

7，7

轴承端盖外径

998

轴承端盖凸缘厚度

轴承旁联接螺栓距离

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

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，选择16008轴承

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