单级直齿圆柱齿轮减速器.doc

1、目 录第一章 设计任务书1第二章 电动机选择 3第三章 皮带传动设计计算 6第四章 齿轮设计计算 8第五章 轴的设计计算 11第六章 轴承、键和联轴器的选择 21第七章 减速器润滑、密封 25第八章 减速器附件的选择确定 26第九章 箱体设计 27第十章 设计总结 28参考文献 2929第一章1 、设计任务书一、工作简图1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器二、原始数据 （举例）减速器传递功率（P/kW）：主动轴转速n1(r/min)：减速器传动比i:齿轮、轴及键的材料：箱体材料：三、工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，空载启动，小批量生产，室内工作；工作年限8

2、年；最高工作温度60。四、设计工作量： 减速器箱体装配图1张（A1）； 从动轴、从动齿轮零件图2张（A3）； 设计说明书1份。2.1 课题题目：单级圆柱齿轮减速器2.2 传动方案分析及原始数据 设计要求：带式运输机连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，两班制工作（每班工作8小时）。减速器设计寿命为8年，大修期为3年，小批量生产，动力来源为三相交流电源的电压为380/220V；运输带速允许误差为。原始数据:运输带工作拉力F（N）：1200；运输带卷筒工作转速n (r/s)：1.7；卷筒直径D (mm)：270；设计任务：减速器装配图1张（A0或A1图纸）；1) 零件工作图23张（传动零件、轴、箱体

3、等，A3图纸）；2) 设计计算说明书1份。说明书内容应包括：拟定机械系统方案，进行机构运动和动力分析，选择电动机，进行传动装置运动动力学参数计算，传动零件设计，轴承寿命计算、轴（许用应力法和安全系数法）、键的强度校核，联轴器的选择、设计总结、参考文献、设计小结等内容。设计计算内容计算及说明结果及依据第二章电动机的选择3.2电动机的选择3.3传动比分配按照设计任务要求，本减速器采用水平剖分、封闭结构 电动机选择(1) 运输带工作拉力F=1200N(2) 工作所需的电动机输出功率为= = 所以 =由电动机至工作之间的总效率（包括工作机效率）为=, , , , , 分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮

4、传动，联轴器，卷筒轴的轴承及卷筒的效率。取=0.95 =0.99 =0.97 =0.992 ,=0.98 =0.95 ，则=0.950.990.970.9920.980.95=0.834所以=kw =2.45kw 2.2 确定电动机转速 卷筒轴工作转速= = =120.25r/min根据机械设计课程设计10表2-3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=35范围。取带传动比。则总传动比理论范围为： =620。故电动机转速的可选范为 =721.502405 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min，由标准查出三种适用的电动机型号：方案电 动 机型

5、号额 定 功 率电动机转速(r/min)同 步满 载1Y100L-43kw150014202Y132S-63kw10009603Y132M-83kw750710综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、减速器传动比,可见第2方案比较适合。因此选定电动机型号为Y132S-6。电动机转速为: 同步转速 1000 r/min 满载转速 960 r/min机械零件设计手册P1378表4-2（1）转速：电动机的转速 n=960r/min减速器高速轴：n1=n/i1=960/2.5=384r/min减速器： n2=n1/i2=384/3.2=120r/min(2)功率:电动机所需功率Pd=P0=2.4

6、3kw；减速器高速轴：P1=Pd1=2.31KW减速器低速轴：P2=P123=2.22KW（3）转矩电动机的转矩：T0=9550=24.17Nm轴的转矩: T1=9550=57.45Nm轴的转矩： T2=9550=176.68Nm轴号功率n（r/min）传动比T(N.m)02.43kw9602.524.172.31kw3843.257.452.22kw1201176.68设计计算内容计算及说明结果及依据第三章皮带传动的设计计算（1） 确定计算功率 Pc=2.43kw（2） 查表7-5得工作情况系数KA=1Pc=Pd=2.43kw（2）选择V带的型号根据计算功率Pc=2.43kw，主动轮n=38

7、4r/min，由图7-17选择A型V带（3） 确定带轮直径dd1、dd2 由表7-6知dmin=90mm 取dd1=90mm 则dd2=i12dd1(1-）mm=220.5mm 由表14-8取dd2=224mm则实际传动比为2.5（4） 验算V带速度V 带速在525m/s范围内,设计合格。（5）确定带的基准长度Ld和实际中心距a0 初步确定中心距a0,符合0.7（d1+d2)a02（d1+d2) 219.8mma0628mm 取a0=500mm确定V带的基准长度Ld。由式14-9得： 精密机械设计P122表7-5 图7-17确定V带的基准长度:查表14-2，得:Ld=1600mm则实际中心距：

8、（6） 校验小带轮包角 =166120 合适。（7）确定V带的根数Z 由Z=PC/P=PC/（P0+P0)KKL可知：根据dd1=90mm，n=960r/min，查表14-4得 P0=1.5kw；查表14-5得 P0=0.30KW；查表14-6得 K=0.968；查表14-2得 KL=0.99。则 Z=2.08圆整后取Z=3（8） 计算初拉力F0。查表14-1得q=0.1kg/m，由式14-13得初拉力为： F0=500（2.5-K）Pc/Kzv+qv2 (9) 计算作用在轴上的压力FQ。由式14-14)得: FQ =578.3N精密机械设计P116表7-3精密机械设计P124、P116、P1

9、25、P126 设计计算内容计算及说明结果及依据第四章齿轮的设计计算及结构说明4.1直齿圆柱齿轮传动设计4.1.1直齿圆柱齿轮的选材斜齿圆柱齿轮（1）选择材料及确定需用应力小齿轮选用45号钢，调质处理，HBS1230MPa 大齿轮选用45号钢，正火处理，HB190由机械零件设计手册查得（2） 确定各种参数 小齿轮传递的转矩T1=9.55106=9.55106=57450Nmm选K=1.2，取齿宽系数d=0.8，由表12-3差得=520MPa，=470MPa。小齿轮分度圆直径为： =61.1（mm）取小齿轮齿数 Z1=25，则大齿轮齿数为Z2=3.225=80机械设计基础教材P175图10-21

10、机械设计基础教材P173表10-4 机械设计基础教材P174表105机械设计基础教材P表10114.1.2直齿圆柱齿轮的设计计算与强度校核计算模数：m=2.44由表12-2，取模数为标准值：m=2.5mm计算主要尺寸。分度圆直径d1=mz1=2.525=62.5mmd2=mz2=2.580=200mm中心距a=mm=131.25mm齿轮宽度b=dd1=0.862.5=50mm如此取b=B2=50mm,B1=55mm校验齿根弯曲强度校核公式为：查表12-5得YF1=2.65，YF2=2.25查表12-6得YS1=1.59，YS2=1.77根据齿轮材料和齿面硬度，由表12-3查得：=301MPa，

11、=280MPa。 = =74.4MPa =合格。精密机械设计P141表8-2精密机械设计P173机械设计基础P1814.1.3圆柱直齿齿轮的结构设计数据：（5） 齿轮结构设计由于小齿轮d1=62.5mm，可采用齿轮轴结构；对大齿轮而言，由于da500mm，故大齿轮选用腹板式结构。结构尺寸数据计算得：齿顶圆直径：da=d2+2ham=200+22.5=205mm D4=50mm D3=1.6D4=1.650=80mm D0=da10m=205102.5=180mm D2=(0.250.35)(D0D3)=(0.250.35)(18080)=2535取D2=30mm C=(0.20.3)B2=10

12、15取C=15mm N=0.5m=0.52.5=1.25mm取n=1.5mm;r=4mm。机械零件手册P217表16-4 设计计算内容计算及说明结果及依据第五章轴的设计计算与校核5.1轴的尺寸设计5.1.1轴的材料和热处理的选择5.1.2轴几何尺寸的设计计算轴的设计计算与校核：不论何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的位置；轴上零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。按承载性质，减速器中的轴属于转轴。因此，一般在进行轴的结构设计前先按纯扭转对轴的直径进行估算，然后根据结构条件定出轴的形状和几何尺寸，最后校核轴的强度。这里因为从动轴为轴，故只对轴进行强度的校核，对

13、两根轴进行尺寸的设计计算过程。具体步骤如下:（1） 电动机轴的材料选择、热处理方式，许用应力的确定。选择45钢正火。硬度达到170217HBS,抗拉强度=600MPa，屈服强度=355MPa。=55MPa（2） 初步计算各轴段直径。1） 输出轴的功率 P2=2.22KW；2） 扭矩 T2=176.68Nm；3） 转速 n2=120r/min；4） 估算最小直径。 因轴的外伸端和联轴器连接，基本不承受弯矩，因此C可取较小值。由表16-3取C=110，代入式（16-3）得：dmin=考虑到键槽对轴的影响，将轴径增大5%，即取dmin=29.11.05=30.5mm，所选轴的直径应与联轴器的孔径相适

14、应，故需同时选取联轴器。采用弹性套柱销联轴器，由机械设计基础P247查得孔径为35mm，即dmin=35mm.5） 轴的结构设计及绘制草图轴系各零件的位置和固定方式。齿轮安装在轴的中部，两侧分别是用轴环和套筒做轴向固定，用平键连接作轴向固定。轴承安装在齿轮两边，左边轴承用轴肩作轴向固定，轴承孔与轴径采用过渡配合；右边轴承用轴套作轴向固定，轴承孔与轴之间也采用过渡配合；两边轴承的外圈用轴承盖作轴向固定，弹性套柱销联轴器安装在轴的外伸端，用平键连接作轴向固定，用轴肩作轴向固定。精密机械设计P1585.2轴（输出轴）的尺寸设计和强度校核5.2.1轴的材料和热处理选择5.2.2轴几何尺寸的设计计算以上

15、零件布置图如下：确定轴的各段直径和长度。轴分六段分别用A、B、C、D、E、F表示。外伸端A：取dA=35mm，长度根据联轴器的轮毂长度（82mm）来确定，取长度为59mm。轴身B：取dB=42mm(考虑轴肩高度的定位要求）。其长度应根据轴承盖与联轴器之间有一定的距离来确定，取长度为67mm。轴颈C：取dC=45mm，取长度为45mm（选择轴承型号为6209，宽度B=19mm，且齿轮端面与箱体内壁有适当距离）。轴头D：取dD=50mm，因齿轮轮毂宽度为55mm，故取轴头长度为53mm。轴环E：取dE=56mm（考虑轴肩高度的定位要求），取长度为9mm。轴颈F：取dF=45mm，取长度为32mm（

16、考虑轴承宽度B=19mm，且齿轮端面与箱体内壁有适当距离）。（5） 按弯、扭组合作用验算轴的强度。 绘出轴的空间受力图，求轴上的作用力。 轴的跨度 悬臂长度 从动轮的转矩 圆周力 径向力 Fr=Fttan20=1766.750.364N=643.1N垂直平面内的弯矩图支承反力 D点弯矩 水平平面内的弯矩图。支承反力 D点弯矩 合成弯矩图。最大弯矩在D点所在的剖面上，其值为作扭矩图。扭矩等于动轮的转矩，即MT=MT2=176675Nmm作当量弯矩图。因为减速器单向运转，故扭转剪应力按脉动循环变化，取=0.6，最大当量弯矩在D点处，其值为MeD左=MD=58286.3NmmMeD= 确定危险剖面处

17、的轴颈。根据轴所选材料为45号钢正火，=600MPa，查表16-4得许用对称循环弯曲应力=55MPa，将以上数值代入式（16-4）得 考虑键槽对轴的削弱，将轴径增大5%，即28.01.05=29.4mm。设计草图的轴头直径为48mm。由上面计算可见强度较为富余，但如果将轴径该小，则外伸端也必须相应减小，这样将影响外伸端强度。因此仍按原草图设计直径。（6） 绘制轴的弯矩图。高速轴的设计（1） 材料： 45号钢；调制处理；HBS=230MPa（2） 估轴最小直径：取A0=110，得： （3）轴结构设计，初定轴径及轴向尺寸 考虑带轮的结构要求及轴的刚度，取带轮处轴径dmin=30mm，按轴的结构要求

18、，取轴承处轴径d=40mm，轴的装配草图如 两轴承支点间距离为 式中B1-小齿轮齿宽，B1=65mm -箱体内壁至轴承端面的间隙，=12mm -箱体内壁至轴承端面的距离，=12mm B-轴承宽度，初选6308型深沟球轴承，差轴承型号表得B=23mm。代入上式得：L1=55+212+212+23=126mm带轮对称线至轴承支点的距离为 式中-轴承盖的高度， =8+22+20+5+10-10-23=32mmt-轴承盖凸沿高度，计算得t=e=10mmk-轴承盖M8螺栓头的高度，查表得k=5.3mm-螺栓头端面至带轮端面的距离，取=20mmB3-带轮宽度，B3=50mm代入上式得 （4） 按弯扭合成应

19、力校核轴的强度绘出轴的计算简图 ， 如图计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析圆周力径向力带轮传动作用在轴上的压力 FQ=578.3N计算支反力水平面垂直面 RAV=1344.3N RBV=RAV-FQ-Fr1=1344.3-578.3-669.2=96.8N做弯矩图水平面弯矩：MCH=RBH66=929.263=58539.6Nmm垂直弯矩：MAV=FQ94=578.394=54360.2NmmMCV1=FQ(94+63)-RAV63 =578.3(94+63)-1344.363 =6.1NmmMCV2=RBV63=96.963=6104.7Nmm合成弯矩：MA=MAV=54360.2Nmm作转

20、矩图 T1=57450Nmm做计算弯矩图因为减速器单向运转，故扭转剪应力按脉动循环变化，取系数=0.6，则按弯扭合成应力校验轴的强度轴的材料为45号钢，调质，查表得拉伸强度极限=650MPa，对称循环变应力时的许用应力=60MPa。由计算弯矩图可知，A剖面的计算弯矩较大，该处的计算应力为 安全D剖面轴径最小，该处的计算应力为 安全（5） 精确校验轴的疲劳强度（6） 轴的结构图如下机械设计基础P225表14-3机械设计课程设计P154表14-1精密机械设计P118设计计算内容计算及说明结果及依据第六章轴承、键和联轴器的选择6.1滚动轴承的选择与校核（一）从动轴承：因为齿轮是直齿圆柱齿轮，考虑承受

21、载荷和只承受径向力，主从动轮均选用深沟球轴承。从动轴承：根据机械设计基础P236表，可选择深沟球轴承2个。轴承代号尺寸dDB6209458519寿命计划要求轴承寿命：（8年两班制工作，按每年工作300天，每班工作8小时）1、计算选用轴承寿命 查表16-14得基本额定动负荷Cr=24.5kN，基本额定静负荷Cor=17.5kN。查表12-10得，X=1，Y=0。2、计算当量动载荷P1，P2。由表16-9查得，fP=1.1 由于是深沟球轴承，内部轴向力为0。得： Fr1=Fr2=643.1N P1=P2=fPXFr1=1.11643.1=707.4N3、验算寿命。有 故选6209轴承能满足寿命要求

22、。（二）主动轴承：主动轴承根据轴径查选择6308（GB/T276-1994）型深沟球轴承2个 各部分尺寸如下：轴承代号尺寸/mmdDB6308409023寿命计划要求轴承寿命：（8年两班制工作，按每年工作300天，每班工作8小时）1、计算选用轴承寿命 查表16-14得基本额定动负荷Cr=31.2kN，基本额定静负荷Cor=22.2kN。查表12-10得，X=1，Y=0。2、计算当量动载荷P1，P2。由表16-9查得，fP=1.1 由于是深沟球轴承，内部轴向力为0。得： P3=fPXFrA=1.111634.2=1797.6N P4=fPXFrB=1.11934.2=1027.6N3、验算寿命。

23、因为P3P4,所以验算轴承有故选6308轴承能满足寿命要求。6.2键的选择与校核材料选择及其许用挤压应力从动轮上与联轴器的连接为： 键C1056 GB/T1096-2003从动轮上与大齿轮的连接为： 键A1450 GB/T1096-2003主动轮上与小带轮的连接为： 键C845 GB/T1096-2003选择45号优质碳素钢，查机械零件设计手册P458表32-3 其许用挤压应力（1） 主动轴外伸端: 合格 （2）与大齿轮的连接： 合格 （3）从动轴的外伸端： 合格机械制图P4406.3联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器，取工作情况

24、系数 选用TL6 根据从动轴连处d=35mm各种参数如下：型号公称转矩许用转数n轴孔直径d轴孔长度L外径D材料TL625000033003582160HT200 联轴器承受转矩： 故合格机械设计课程设计P165设计计算内容计算及说明结果及依据第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配润滑方式、密封方式简要说明7.1润滑方式及牌号7.2密封方式第八章减速器附件的选择第九章箱体的设计（1） 有齿轮速度知查机械零件设计手册P981表314-26，选用浸油润滑方式并根据表314-27，选用150号机械油；轴承采用润油脂润滑，并根据表314-23选用ZL-3型润油脂（2）轴承

25、内部与机体内部处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部（3）轴承外部与端用半粗羊毛毡圈加以密封箱座与箱盖凸缘结合面与观察孔、油孔之间都采用静密封方式名称功用数量材料规格螺栓安装端盖12Q235M616 GB 5782-1986螺栓安装端盖24Q235M825 GB 5782-1986销定位235A640 GB 117 - 1986弹性垫圈调整安装265Mn毡封圈调整安装2半粗羊毛挡油环挡油4橡胶螺母安装3Q235螺钉安装3Q235油标尺测量油高度1组合件M321.5通气孔透气1A3箱体的设计名称计算公式尺寸计算箱座厚度8箱盖厚度8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径

26、0.036a+12M16地脚螺钉数目n250a500、n=66轴承旁联结螺栓直径0.75M12盖与座联结螺栓直径M8螺栓的间距：200300轴承端盖螺钉直径d3轴承外圈直径90/100直径（0.40.5）dfM8螺钉数目6视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)dfM6定位销直径d（0.70.8）d26至外箱壁的距离181628至凸缘边缘距离85轴承座外径144轴承旁连接螺栓距离S一般 取S=144轴承旁凸台半径16轴承旁凸台高度h待定箱盖、箱座厚7mm,m=7mm大齿轮顶圆与箱内壁间距离10齿轮端面与箱内壁距离9第十章设计小结第十一章 参考文献设计小结1、带和齿轮传动比的分配要合理，一般齿轮的传动

27、比i4.5，且i带I齿。2、对于闭式齿轮在设计计算时，齿面硬度时，应按面接触疲劳强度设计齿轮尺寸，而后用齿根弯曲疲劳强度校核； 时，按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮尺寸，用接触疲劳强度校核。3、对于是否设计成齿轮轴的问题，要考虑吃顶圆直径是否小于轴孔直径的2倍，若小于时应将齿轮与轴制成一体，即齿轮轴。4、在轴的设计过程中，拟订出轴的最小直径后，对轴结构设计时，拟定轴肩直径的相差范围应在5mm-10mm内；再要安装轴承的轴段定轴径还要考虑标准轴承的内径値。5、轴的受力为弯扭组合，强度校核时要按照强度理论分析。6、键的设计可以用挤压强度订出键长L的范围，在范围内取值后再用剪切应力校核。7、轴承在校核时要考虑其额定动载荷以及极限转速。8、联轴器的选择主要考虑是否要求具有补偿相对位移的能力。9、在绘制零件与装配图时要注意绘图方法及标注细节问题。1.机械制图 中国矿业大学出版社2.机械设计课程设计 3.机械设计手册第三版 高等教育出版社4.机械设计基础第二版 电子工业出版社5.精密机械设计教材 机械工业出版社6.机械零件设计手册修订版 1995年国防工业出版社7.赵云岭主编，工程制图，中国电力出版社，2008、8.忽略此处.