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說明書
題 目：_________________________________
學 生：_________________________________
系 別：_________________________________
專業(yè)班級：_________________________________
指導教師：_________________________________
輔導教師：_________________________________
時 間：______________至_________________
摘 要 IV
緒論 V
1 設計任務書 1
2.總體設計 2
2.1傳動方案： 2
2.2選擇電動機 2
2.2.1選擇電動機的類型： 2
2.2.2選擇電動機的容量： 2
2.2.3 確定功率 2
2.2.4 確定電動機轉速 3
2.3 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比： 3
2.4 減速器各軸轉速、功率、轉距的計算 4
2.4.1各軸轉速 4
2.4.2各軸輸入功率： 4
2.4.3各軸轉矩計算 4
2.4.4各軸的運動參數 5
2.5 帶傳動的設計 5
2.5.1 確定計算功率 5
2.5.2選取普通V帶型號 5
2.5.3 確定帶輪基準直徑 6
2.5.4驗算帶速v 6
2.5.5確定帶的基準長度和實際中心距a 6
2.5.6 校驗小帶輪包角 7
2.5.7確定V帶根數z 7
2.5.8 求初拉力及帶輪軸上的壓力 8
2.5.9 帶輪結構設計 8
2.5.10 設計結果 8
2.6 齒輪傳動的設計 8
2.6.1 選擇材料及精度等級 8
2.6.2 確定設計準則 9
2.6.3 按齒面接觸疲勞強度設計 9
2.7軸的設計 12
2.7.1 低速軸 12
2.7.2齒輪軸的設計 15
2.8 軸的校核 17
2.8.1低速軸的校核 17
2.8.2 高速軸的校核 20
2.9鍵的選用及校核 20
2.9.1 高速軸 20
2.9.2 低速軸 20
2.10 滾動軸承的校核 21
2.11 潤滑及密封設計 22
3 設計心得與體會 23
4、參考文獻 24
一級直齒圓柱齒輪減速器的設計
摘 要
該論文完成一級直齒輪減速器裝置的設計，主要包括以下內容：介紹主要裝置的性能、規(guī)格、型號及技術數據；說明了設計原理并進行了方案選擇，繪出了相關圖形和表格；對各種方案進行了分析和比較并介紹了所用方案的特點；應用原始數據以及相關公式對各種方案進行了計算，并根據計算結果確定應選用元器件或零部件；進行結構設計和方案校核；對實驗中所得到的資料進行歸納、分析和判斷，提出自己的結論和見解。
關鍵詞
傳動比 電動機 齒輪 減速器
Design of One Level Gear Reducer
Abstract
The paper complete belt conveyor design of transmission device, mainly includes the following content: to introduce the main device performance, type, model and technical data。 Explain the design principle and the plan selection, draw the relevant graphics and tables, For all kinds of schemes are analyzed and compared, and introduces the characteristics of the scheme; Application of original data and related formula in the various solutions are calculated, and according to the calculated results to determine should choose what kind of components or parts; Structure design and check plan; In the experiment of information obtained concludes, analysis, and judgment, put forward its own conclusions and opinions.
Keywords
transmission motor gear reducer
緒論
輸送帶一般可分為普通輸送帶和特殊結構輸送帶。普通輸送帶主要用于通用固定式、繩架吊掛式及可伸縮式帶式輸送機。特殊結構輸送帶包括鋼繩牽引輸送帶、旅客輸送帶、花紋輸送帶、擋邊輸送帶、防撕裂輸送帶、無覆蓋膠輸送帶等。輸送帶一般由覆蓋層、帶芯、隔離層三個組成。
所以帶式輸送機具有運行可靠、連續(xù)、高效,易于實現(xiàn)自動化和對地形適應性強等優(yōu)點,是散狀物料連續(xù)運輸的主要設備。據有關資料介紹,法國輸送機單機長度已達15 km,高差為1 km。單滾筒的驅動功率達1 050 kW,設計帶速達8.4m/s,年運量達4億t。在澳大利亞的一個采礦場,輸送機通過多機串聯(lián)運距長達上百公里。目前我國的帶式輸送機也正在向長距離、高帶速、大運量、大功率方向發(fā)展。由于我國用剛性理論來分析研究帶式輸送機并制訂計算方法和設計規(guī)范,設計中對輸送帶使用了很高的安全系統(tǒng)(一般取n=10左右),實際上輸送帶是粘彈性體,而不能簡單地用剛體力學來解釋和計算。長距離帶式輸送機其輸送帶對驅動裝置的起、制動力的動態(tài)響應是一個非常復雜的過程,如何降低輸送帶的設計安全系統(tǒng)(輸送帶安全系數n=5～6),延長帶式輸送機使用壽命,確保了輸送機運行的可靠性,傳動問題是大型輸送機的關鍵技術,它關系到輸送機的技術性能和經濟效益。目前國內外大都采用以下可控傳動技術來解決輸送機的傳動問題。
傳動時間隨帶式輸送機主參數可以在一定范圍調節(jié),使輸送機按照預先設定的傳動速度圖平穩(wěn)運行,并能實現(xiàn)滿載傳動;在多機驅動時具有功率平衡的功能;電動機能空載傳動,降低對電網的沖擊;具有過載保護功能
近幾年來,國內外相繼開發(fā)成功了多種形式的軟傳動裝置:①液粘性軟傳動裝置,如澳大利亞的BOSS 系統(tǒng)、美國的CST 等;②液力型軟傳動裝置,如調速型液力偶合器、加長后輔液力偶合器等;③電氣型軟傳動裝置,如變頻調速、可控硅控制開關磁阻傳動等;④機械式軟傳動裝置,如BEST、德國力士樂公司的輔助液壓馬達周轉齒輪系統(tǒng)等。
V
1 設計任務書
設計題目：
平板包揉機傳動裝置的設計
參數 帶牽引力 帶速度v 滾筒直徑
數據 2300N 1.0m/s 300mm
工作條件：載荷平穩(wěn)，單向傳動，室內工作
使用期限：5年兩班制
生產批量：批量生產
生產速度誤差：±0.5%
要求：完成傳動裝置中減速器及相關零件的建模、減速器裝配圖和主要零件圖的繪制。
2.總體設計
2.1傳動方案：已經給出，如第1頁附圖Ⅰ。
2.2選擇電動機
2.2.1選擇電動機的類型：
按工作要求和條件選取Y系列一般用途的封閉自散冷籠式三相異步電動機
2.2.2選擇電動機的容量：
工作電機所需的功率：
（為皮帶輸送機的效率）
式中、分別為V帶傳動、一對齒輪傳動、一對滾動軸承、聯(lián)軸器的傳動效率。
取=0.95，=0.97、=0.99、=0.98
則=0.95×0.97×0.99×0.98=0.885
2.2.3 確定功率
根據選取電動機的額定功率=（1~1.3）=2.76~3.59KW
由高等教育出版社出版的機械設計課程設計指導書表10-112查出=3KW
2.2.4 確定電動機轉速
卷筒工作速度為
按高等教育出版社出版的機械設計課程設計指導書表3-1，常見機械傳動的主要性能推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動比合理范圍為=2～4，一級齒輪減速器傳動比=3～5，則總傳動比合理范圍=6～20，故電動機轉速的可選范圍為：
=×=(6～20)×63.69=382.14～1273r/min
符合這一范圍的同步轉速有:1000，750。綜合考慮電動機和傳動裝置的情況在確定最后的轉速，為降低電動機的重量和成本，可選同步轉速為1000r/min。由高等教育出版社出版的機械設計課程設計指導書表10-112（查出Y132S-6滿足要求）綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶
傳動減速器的傳動比選擇電機型號為Y132S-4 ，其主要參數如下：
電動機額定功率
3KW
電動機滿載轉速
960r/min
電動機軸伸出端直徑D
38mm
電動機伸出端安裝長度E
110mm
2.3 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：
①總傳動比：
②分配傳動裝置傳動比：= ×
0, 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，滿足<，初步取=3.75(實際傳動比要在設計V帶輪傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算)，則減速器的傳動比為：
2.4 減速器各軸轉速、功率、轉距的計算
2.4.1各軸轉速
高速軸：
低速軸：
=
2.4.2各軸輸入功率：
高速軸：P1=b=3×0.95=2.85KW
低速軸:P2= P1=2.85×0.97×0.99=2.71KW
卷筒軸：Pw= P2=2.71×0.98×0.99=2.63KW
2.4.3各軸轉矩計算
電動機軸轉矩：T0=9550×Pm/nm=29.84N·m
高速軸轉矩： T1=9550×P1/n1=101 N·m
低速軸轉矩： T2=9550×P2/n2=406.35
卷筒軸輸入轉矩：Tw= 9550×Pw/nw=394.35
2.4.4各軸的運動參數
如下表：表2
軸名稱
功率(KW)
轉速(r/min)
轉矩(N·m)
電動機軸
3
960
29.84
高速軸
2.85
256
101
低速軸
2.71
63.69
406.35
卷筒軸
2.63
63.69
394.35
2.5 帶傳動的設計
2.5.1 確定計算功率
由表9.21查得=1.1，由式（9.16）得
=P=1.1x3=3.3KW
2.5.2選取普通V帶型號
根據=3.3KW電動機轉速=960r/min，由圖9.13選用A型普通V帶
2.5.3 確定帶輪基準直徑
根據表9.6和圖9.13選取，且=112mm>=75mm
大帶輪基準直徑為
==3.75 x112=420mm
根據表9.3 選取標準值=425 mm，則實際傳動比及從動輪的實際轉速分別為425/112=3.79, 960/3.79=253r/min.從動輪的轉速相對誤差率為(253-256)/256=0.012在誤差范圍內，所以齒輪分配傳動比合理。
2.5.4驗算帶速v
v=3.14x112x960/60x1000=5.63m/s
帶速在5~25m/s范圍內。
2.5.5確定帶的基準長度和實際中心距a
初定中心距為=500
由式（9.19）得
=2+
=2x500+3.14x（112+425）/2+(425-112)/4x500
=1892.5mm
由表9.4選取基準長度=1940mm
由式（9.20）得實際中心距a為
a+=500+（1640-1603.89）/2=524mm
中心距變動范圍為a=a-0.015=524-24.6=494.9mm
a=a+0.03=524+58.2=582.2mm
2.5.6 校驗小帶輪包角
由式（9.3）=180°- (-)x57.3/a=145.77°>120°
2.5.7確定V帶根數z
由式（9.22）得
z
根據=112mm、=960r/min，查表9.9，用內插法得
=1.15KW
由式（9.15）得功率增量=
由表9.18查得=1.0275x
根據傳動比為3.75，查表9.19，得=1.1373，則
=0.119KW
由表9.4查得帶長度修正系數=1.01，由圖9.12查得包角系數=0.91，
得z=3.3/=2.82根
圓整取z=3根
2.5.8 求初拉力及帶輪軸上的壓力
由表9.6查得A型普通V帶的每米長質量q=0.1kg/m,根據式（9.23）得單根V帶
的初拉力為
=
==173.86N
由式（9.24）可得作用在軸上的壓力為
=2zsin=996.96N
2.5.9 帶輪結構設計
根據帶速帶輪應進行靜平衡，因帶速v=8.43m/s<25m/s,帶輪材料用HT150;
由機械設計手冊大帶輪采用P型，小帶輪采用S型。
2.5.10 設計結果
選用4根A-1940GB/T 11544-1977 V帶，中心距為 524mm，小帶輪直徑為 112mm，大帶輪直徑為425mm，軸上壓力=996.96N。
2.6 齒輪傳動的設計
2.6.1 選擇材料及精度等級
按高等教育出版社機械設計基礎表11.8取：
小齒輪選擇45鋼調質 220～250HBS
大齒輪選擇45鋼正火 170～210HBS
此時兩輪最小硬度差為 220－210=10 比希望值小些，可初步計算
因為是普通減速器，由高等教育出版社機械設計基礎表11.20選8級
要求齒面粗糙度Ra≤3.2~6.3um
2.6.2 確定設計準則
由于該減速器是閉式齒輪傳動，且兩齒輪均為齒面硬度小于350的軟齒面，
齒面點蝕為主要的實效形式。應先按齒面接觸疲勞強度進行設計計算，確定
齒輪的主要參數和尺寸，然后再按彎曲疲勞強度校核齒根的彎曲強度。
2.6.3 按齒面接觸疲勞強度設計
因兩齒面均為鋼制齒輪，可按公式
求出。
2.6.3.1 轉矩已算過
載荷系數K 由高等教育出版社機械設計基礎表11.10 取K=1.1
2.6.3.2齒數z1齒寬系數
小齒輪的齒數z1取為24，則大齒輪的齒數z2=i z1=4.02×24=96.48
圓整取z2=96.
實際齒數比為u、= z2/ z1=96/24=4
齒數比誤差為/u=0.5%<±5%
因單級直齒圓柱齒輪對稱布置，齒面又為軟齒面，由高等教育出版社機械設計基礎表11.19取=1.2.
2.6.3.3許用接觸應力
由高等教育出版社機械設計基礎圖11.25 查得
=560MPa
由表查得=1.
N1=60n1j=60×600×1×(8×300×16)=11.05×10
N2= N1/i=2.76×10
查圖11.28 得=1.08 =1.13
由式（11.15）可得
=/=604.8 Mpa
=/=598.9 Mpa
故=47.3mm
m=/ z1=1.97mm
由表11.3取標準模數m=2mm
2.6.3.4主要尺寸計算
=m z1=2×24=48mm
=m z2=2×96=192 mm
b==57.6mm
取=60mm =+5=65mm
a=0.5m(z1+z2)=120mm
2.6.3.5 按齒根彎曲疲勞強度校核
由式（11.25） 得出，如≤，則校核合格。
確定有關系數及參數：
齒形系數YF
查表 11.12 得YF1 =2.68 YF2=2.20
應力修正系數YS
查表11.13 得YS1=1.59 YS2=1.79
彎曲應力
由圖11.26 查得=210Mpa，=195Mpa
由表查得=1.3
由圖11.27可得YN1= YN2=1
由式（11.16）可得
1= YN1/=162MPa
2= YN2/=150Mpa
故 ==88.45Mpa<1
==81.64Mpa<2
所以合格。
2.6.3.6 驗算齒輪的圓周速度
v==1.2m/s
由表11.21知，選8級精度是合適的。
2.6.3.7 幾何尺寸計算及繪制齒輪零件工作圖
大齒輪
大齒輪齒頂圓=+2=192+2*1*2=196mm
由于<200mm,所以采用實體式結構。
小齒輪
小齒輪齒頂圓=+2=48+2*1*2=52mm
因為小齒輪很小，所以應設計為齒輪軸。
工作圖：見圖紙。
2.7軸的設計
2.7.1 低速軸
2.7.1.1選擇軸的材料，確定許用應力
分析可知此減速器的功率屬中、小功率，對材料無特殊要求，故選用 45鋼并經調質處理。由表16.1 查得強度極限=637Mpa,再由表16.3得許用彎曲應力=60MPa.
2.7.1.2 按扭轉強度估算軸徑（最小直徑）
根據表16.2得C=118~107。又由式（16.2）得
=38.96~42.97mm
考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故需將估算的軸直徑加3%~5%，取為40.06~45.1mm。由設計手冊取標準直徑為40mm。
2.7.1.3 設計軸的結構并繪制結構草圖
做出裝配簡圖，擬定軸上零件的裝配方案。
裝配簡圖如下圖：
考慮到箱體可能有鑄造誤差，故圖中應留有尺寸a，另外滾動軸承內側于箱體內壁間應留距離s，此外，聯(lián)軸器與箱體之間也應留一定距離l，查手冊在此取a=15，s=5，l=15.
確定軸上零件的位置和固定方式。
見下圖：
確定各段的直徑。
由如圖7-3-2知軸段A直徑最小，d=40mm;
考慮到要對安裝在軸段A出的聯(lián)軸器定位，軸段B上應有軸肩，故d=45mm;
考慮到軸承能順利安裝到軸段C，且滿足內徑標準，取d=50mm；此減速器為普通減速器，初步選用深溝球軸承，查得應選用6010；
同理=55mm,=65mm。
軸段F裝軸承因此=d=50mm。
確定各軸段的長度。
大齒輪的輪廓寬度為60mm，為保證齒輪固定可靠，軸段D的長度應略短于
齒輪輪廓的寬度，取D=58mm；為保證齒輪端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面
與內壁間留一定距離，取間距為15mm；為保證軸承安裝正確及潤滑，取軸承
端面距箱體內壁的距離為5mm，所以軸段C取為38mm，軸承兩支點的距離
為116mm；箱體與聯(lián)軸器之間距離取為75mm；查閱聯(lián)軸器相關手冊取A為84mm
軸段A、D上分別加工鍵槽，使兩鍵槽處于軸的同一段
母 線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度短5~10mm。鍵的寬度查機械設計手冊知分別為14mm、16mm。
E、F段應滿足正確安裝軸承分別取為10mm、26mm，B段應滿足聯(lián)軸器不碰箱體取為39mm。
選定軸的結構細節(jié)，畫出低速軸的零件圖。
2.7.2齒輪軸的設計
2.7.2.1 選擇軸的材料，確定許用應力
分析可知此減速器的功率屬中、小功率，對材料無特殊要求，故選用
45鋼并經調質處理。由表16.1 查得強度極限=637Mpa,再由表16.3得許用
彎曲應力=60MPa.
2.7.2.2 按扭轉強度估算軸徑（最小直徑）
根據表16.2得C=118~107。又由式（16.2）得
=23.6~26.1mm
3%~5%，取為24.3~27.4mm。
考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故需將估算的軸直徑加大由設計手冊取標準直25mm。
2.7.2.3 設計軸的結構并繪制結構草圖
確定軸上零件的位置和固定方式。
見下圖：
確定各段的直徑。
由如圖7-3-2知軸段1直徑最小，d=25m；
軸段2應與軸承配合，此減速器為普通減速器，初步選用深溝球軸承，查得應選用6206，故d=30mm;
軸段3為齒輪部分不做贅述；
軸段4與軸承配合，故=30mm。
確定各軸段的長度。
軸段3為小齒輪部分齒寬為65mm。
軸段4應滿足齒輪不與箱體壁相碰，再考慮兩齒輪中心重合取為33.5mm。
軸段1與皮帶輪配合，取為80mm。
軸段2滿足箱體與皮帶輪不相碰，取為72.58mm。
選定軸的結構細節(jié)，畫出低速軸的零件圖。
參照低速軸設計（略）。
2.8 軸的校核
2.8.1低速軸的校核
齒輪受力=0.707x398x1000/192x0.5=2931N
做出軸的受力圖（圖a）
做出水平面內的彎矩圖（圖b）
支點反力==0.5x=1466N
分析知，危險截面為齒輪所在處的軸斷面
此處的彎矩為=1466x116/2=85002Nmm
做垂直面內的彎矩圖（圖e），支點反力為
=1466N
分析知，危險截面為齒輪所在處的軸斷面
此處的彎矩為=1466x116/2=85002Nmm
做合成彎矩圖（圖f）
合成彎矩M==120211Nmm
做轉矩圖（圖g）
之前已經算過
求當量彎矩
因減速器單向運轉，故可以認為轉矩為脈動循環(huán)變化，修正系數為0.6.
M= =267350 Nmm
由公式
= =37Mpa
由表16.3得=60MPa,故滿足。
繪制軸的零件圖
見圖紙。
2.8.2 高速軸的校核
分析知，高速軸的手里情況與低速軸類似，因此彎矩圖易得。
齒輪受力=0.707x103.5x1000/52x0.5=2814N
水平支點反力==0.5x=1407N
垂直支點反力=1407N
按低速軸的方法，將數據代入公式知，高速軸亦滿足輕度要求。
2.9鍵的選用及校核
2.9.1 高速軸
在軸徑最小處安裝皮帶輪，需用鍵連接，根據需要此處選用A型鍵。
查機械設計手冊知軸徑25mm需配用 鍵8X70 GB/T 1096-2003。
平鍵受力校核
需滿足
=4000X101/25X7X70=32.98Mpa
查表知 =125~150Mpa,故滿足。
2.9.2 低速軸
在軸徑最小處安裝聯(lián)軸器，需用鍵連接，根據需要此處
選用A型鍵。
查機械設計手冊知軸徑40mm需配用 鍵14X80 GB/T 1096-2003。
平鍵受力校核
需滿足
=4000X406/40X9X80=56.38Mpa
查表知 =125~150Mpa,故滿足。
在安裝齒輪處需鍵連接，根據需要此處選用A型鍵。
查機械設計手冊知軸徑55mm需配用 鍵16X50 GB/T 1096-2003。
平鍵受力校核
需滿足
=4000X406/55X10X50=59.05Mpa
查表知 =125~150Mpa,故滿足。
2.10 滾動軸承的校核
由之前軸的校核知，軸承只承受徑向力，軸承一般轉速，因此只需按疲勞強度
計算軸承壽命。
低速軸
徑向力F=F=1690N。
當量動載荷P= F 基本額定載荷C==9541N
式中=1，n=69.69r/min，應工作時間要求查表得=25000h，球軸承=3.
查表知，6010軸承C=22KN>C，故滿足。
高速軸
徑向力F=F=1989N。
當量動載荷P= F 基本額定載荷C==1774N
式中=1，n=256r/min，應工作時間要求查表得=25000h，球軸承=3.
查表知，6206軸承C=19.5KN>C，故滿足。
2.11 潤滑及密封設計
A、齒輪的潤滑
由大齒輪的圓周速度，V=nπD/60=256×3.14×0.192/60
=2.57m/s＜12 m/s
故采用浸油潤滑，浸油深度為一個齒高。
大齒輪為45鋼調質
查得取油N320，故齒輪用N320潤滑油潤滑
B、滾動軸承的潤滑
高速軸和低速軸的滾動軸承采用油脂潤滑，（齒輪浸油的圓周速度在1.5~2 m/s內，潤滑油飛濺起來，油液進入軸承，對軸承進行潤滑。）選油N3，且在箱體上開有油槽，為防止油液的流失，采用迷宮式密封結構。
3 設計心得與體會
減速器設計的設計是我們對《機械設計教程》課程學習成果的檢驗。
設計過程中，碰到了很多的問題：如數據的選用，以及數據的計算與檢驗等。前者需要對所學知識掌握熟練，而后者則需要冷靜的計算以及細心的審核。選用數據的過程中，我們對于課本知識的不熟練以及實際經驗的貧乏使得我們的設計出現(xiàn)了較多的困難，但是通過向同學請教，以及對課本所學知識的復習和任老師的耐心說明下，我們的理論知識水平有所提高。在任老師的精心指導下，我們不斷的改正錯誤，填補知識空缺，增長自行設計水平和實踐檢驗能力。在不斷的摸索爬行中，解決一個個疑團，嘗試不同的方案，在老師指導和組員的共同協(xié)作下，讓設計得以基本完成。
由于時間倉促，加之本人水平有限，錯誤在所難免，望任老師再提出寶貴意見，并予以指正！再次感謝老師的精心指導和熱情幫助！
4、參考文獻
機械設計教程（1994年修訂本） 西北工業(yè)大學出版社 濮良貴
機械設計手冊（第2版） 機械工業(yè)出版社
機械零件設計手冊（第3版） 冶金工業(yè)出版社
機械設計課程設計指導書（第2版）高等教育出版社 龔桂義
機械工程師手冊（第2版） 機械工業(yè)出版社
幾何公差與檢測 (第七版) 上?？茖W技術出版社 甘永立
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