单级圆柱齿轮减速器课程设计

1、机械课程设计单级圆柱直齿轮说明书 陈国瑞 1102060103 设计题目：单级圆柱齿轮减速器姓 名： 学 院： 专业班级： 学 号: 指导老师： 目录l 设计任务书2l 电动机的选择4l 总传动比及各级传动比、参数的确定6l 传动零件的设计计算7l 轴、轴承的设计计算12l 联接键的选择与校核22l 联轴器的选择23l 减速器的润滑24l 附 录25l 设计心得27课程设计说明书单级圆柱直齿轮减速器一、 设计任务书（1） 工作条件：用于胶带运输的单级圆柱齿轮减速器，传送带允许的速度误差为5%。双班制工作，有轻微振动，批量生产。（2） 原始数据：运输带曳引力f=3.5kn；运输带速度 v=1.3

2、(m/s)；滚筒直径d=350mm；使用年限：5年。（3）基本设计图：（4）设计目的、任务与要求：、课程设计的目的机械设计基础课程设计是机械设计基础课程的最后一个教学环节，是对学生进行的第一次较为全面的设计训练，其目的是：1、培养学生综合运用学过的理论知识，结合生产实际分析解决机械工程问题的能力；2、学习掌握机械设计的一般方法，了解简单机械传动装置的设计步骤和设计方法；3、熟悉和使用设计资料、手册、标准和规范；4、为未来的专业设计和毕业设计打下基础。、课程设计的内容机械设计基础课程设计题目为通用机构的传动装置设计，机械设计基础课程设计题目及设计参数见设计题目清单。课程设计内容：a、电动机的选择

3、；b、传动装置运动和动力参数的确定和计算；c、主要零件的设计计算；d、减速器装配图和零件工作图的绘制；e、设计说明书的编写。设计工作量：a、减速器装配图 1张（0号）；b、主要零件工作图 2张（1个齿轮和1根轴）；c、设计说明书 1 份。二、电动机选择1、计算滚筒工作转速：n筒=601000v/d=6010001.3/（350）=70.94r/min2、滚筒轴所需输入的功率：3、传动装置的效率：总=带2滚动轴承齿轮联轴器滑动轴承 4、确定电动机功率： 总5、电动机转速的确定：对于此一级减速器查机械设计手册得：v带传动比i1=24，圆柱齿轮传动比i2=36，总传动比理时范围为ia=624。故电动

4、机转速的可选范围为nd=ian筒=（620）70.94=425.641702.56（r/min）符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。6、确定电动机型号首先综合考虑选择y系列三相交流异步电动机。再根据以上参数有以下几组符合要求;方案型号额定功率转速电机质量同步满载（1）y132s-45.5kw1500r/min1440 r/min68 kg（2）y132m2-65.5kw1000 r/min960 r/min84 kg（3）y160m2-85.5kw750 r/min720 r/min119 kg综合考虑选择方案（2）即：（2）y132m2-65.5kw1000 r/

5、min960 r/min84 kg三、总传动比及各级传动比、参数的确定1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/70.94=13.532、分配各级传动比取v带传动比iv=3（v带i=24合理）i齿轮=i总/iv=13.53/3=4.51（齿轮i=36合理）3、计算各轴转速（r/min）ni=n电机=960（r/min）nii=ni/i带=960/3=320 (r/min)niii=nii/i齿轮=320/4.51=70.95 (r/min)4、 计算各轴的输入功率（kw）pi=p电机= 5.5（kw）pii=pi带=5.50.94=5.17（kw）piii=pii轴承齿轮=5.170.990.

6、96 =4.91（kw）5、计算各轴扭矩（nm）ti = 9550pi/ni=95505.5/960= 54.7（nm）tii=9550pii/nii=95505.17/320=154.3 (nm)tiii=9550piii/niii=95504.91/70.95 =660.89 (nm)四、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通v选带截型查课本表13-8知 ka=1.2pc=kap=1.25.17=6.204（kw）又=960（r/min）由课本图13-15知选用b型v带（2） 确定大小带轮基准直径，并验算带速小带轮基准直径d1 =112140mm 并且dmin =12

7、5mm， 则取dd1=140mmdmin dd2 =n1/n2d1 （1-）=3*140*（1-0.02）=411.6mm取dd2=420（mm）实际带速v=n1d1/dd2=7.04 m/s可知带速v在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定v带基准长度ld，中心距a0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(140+420)a02(140+420) 所以有：392mma01120mm 暂选a0 =800mm则l0=2a0+/2*(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2800+1.57(140+420)+(420-140)2/（4800）=2504.15（mm

8、）查表（13-2）取ld=2500mm可知：aa0+ld-l0/2=800-(2504.15-2500)/2 =798mm(4) 验算小带轮包角11=1800-（dd2-dd1 ）/a57.30 =1800-（420-140）/79857.30 =159.901200（适用）（5） 确定带的根数根据课本 n1=960 r/min，d1=140mm查表知 p0=2.08 kw另外可知传动比i=3，得： p0=0.30 kw由1 =159.90 得：k=0.95 kl=1.03得z=pc/p=pc/(p1+p1)kkl =6.204/(2.08+0.30) 0.951.03 =2.7所以带取三根。

9、(6)计算轴上压力fq查得q=0.17kg/m，则单根v带的初拉力：f0=500pc/zv（2.5/k-1）+qv2=5006.204/（37.04）(2.5/0.95-1)+0.177.042n =248.1 n则作用在轴承的压力fq，fq=2zf0sin(1/2)=23248.1sin(160/2)=1466 n (7) 带轮相关参数：大带轮：由于d400，故采用椭圆轮辐式查机械设计手册知;带宽b=63mm，轮毂长=65mm,带轮最小内径dmin=32mm。2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级由于传动比i=4.51，故而可以采用直齿轮由于传递扭矩、功率不高，所以齿轮可以采用

10、软齿面齿轮，即i类齿轮。小齿轮选用40cr，调质，齿面硬度为260hbs。大齿轮选用45号钢，调质，齿面硬度220hbs；根据设计手册选7级精度。齿面精糙度ra1.63.2m 查课本表11-1得：对于小齿轮：hlim1 =724， fe1 =597对于大齿轮：hlim2 =567， fe2 =427最小安全系数选一般安全度：sh=1.1， sf=1.25（2）许用接触应力h：h= hlim/shh1=hlim1/sh=724/1.1mpa=658.2 mpah2=hlim2/sh=567/1.1mpa=515.5 mpa(3) 许用弯曲应力ff= fe /sff1=fe1 /sf=597/1.

11、25 mpa=477.6 mpaf2=fe2 /sf =427/1.25 mpa=341.6 mpa (4)按齿面接触疲劳强度设计有本题要求知可以有微小振动，取载荷系数k=1.1， 齿宽系数d =0.83小齿轮转矩t1=154.3 nm ze=188.0因为所选齿轮是标准齿轮，所以zh=2.5又已知i=u=4.51 由 d1 得小齿轮最小直径：d170.1d2 d1 i =70.1*4.51=316.2其中心距a（70.1+316.2）/2=193.2mm由机械设计手册一级齿轮传动标准中心距查表得;a可以取265mm。l 模数的确定：由机械设计手册i类齿轮检验公式得：m0.015*a=3.95

12、mm综合考虑取模数m=5mm； 齿轮传动比 i =4.51 a =265mm l 齿数的确定： 查机械设计手册可知小齿轮齿数范围为;，所以齿数设计合理。l 实际传动比及其齿轮尺寸： 综合可知实际总的传动比为;i总 =4.57*3=13.7所以可知此时n筒=70.64，误差=（70.94-70.64）/70.94=0.4%5%可知误差在控制范围内，所以合理齿轮尺寸; a=265mm (5)校核齿轮弯曲强度取齿宽系数d =0.8 则 查课本知齿形系数yfa和应力修正系数ysa：yfa1=2.6 ysa1=1.63yfa2=2.19 ysa2=1.83f1=(2kt1 yfa1 ysa1/bm2z1

13、) =(2*1.1*1.543*105*2.6*1.63)/(75*32*30) =74mpaf1f2 =f1yfa2 ysa2 /yfa1 ysa1 =83.77mpaf2故轮齿弯曲疲劳强度足够所以可知安全。（6）齿轮的圆周速度 （7）齿轮外形的设计与确定l 由小齿轮的分度圆直径可知小齿轮选用实心式，齿宽b1=85mm，轮毂长l1=88mml 大齿轮同理查手册可知选用腹板式，齿宽b2=79mm， 轮毂长l2=82mm。五、轴、轴承的设计计算(一) 高速轴的设计计算1、 分析题目设计轴的大致外形如下图：从左至右依次装配：带轮、轴承盖、轴承、挡油板、套筒、齿轮、轴环、挡油板、轴承。直径分别为d1

14、d6，长度分别为l1l6。2、 选用45#调质，硬度217255hbs3、 按转矩初算轴径根据设计手册例题，并查机械设计手册，取c=115，d=115 (5.17/320)1/3mm=29.1mm考虑有键槽且d30，所以将直径增大7%，则d=29.1(1+7%)mm=31.1mm，再综合前面带轮最小内径，选d1=32mm。4、 轴的设计计算（1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面由轴肩定位，左面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定l 各段轴直径的确定：由机械设计手册表5-1-4查知：轴

15、肩高度a=0.070.1d综合考虑到此处的毛毡圈内径有标准值，所以取d2=32+6=38mm，由于轴三、轴六固定轴承为标准件，d6=d3=45mm，d4=45+7=52mm， d5=60mml 各段轴长度的确定：l1由带轮宽确定：l1=65-2=63mm；l2轴装轴承盖，综合密封件毛毡圈查表可知轴承盖宽度为11mm，考虑方便轴承盖固定螺钉的拆装，取l2=50mm；l3轴上面装轴承、挡油板、套筒，先大致取轴各段长、总长以及受力，初步按照工作总寿命选出轴承，由于受力较大，所以初选轴承为：深沟球轴承6309系列，其主要参数如下：内径d外径d宽度b额定动载荷cr额定静载荷cor45mm100mm25m

16、m40.8kn29.8kn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。取套筒与挡油板总长为16mm，另外有3mm的齿轮则可知：l3=25+16+3=44mm；l4装齿轮，所以总长l4=88-3=85mm；l5轴环由公式l5=1.4*轴肩高得l5=6mm；由于要把轴承放置到箱体的中间，所以由对称可知l6=38mm。综合得到下表：d1=32mml1=63mmd2=38mml2=50mmd3=45mml3=44mmd4=52mml4=85mmd5=60mml5= 6mmd6=45mml6=38mml总 = 286mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=147mm (2) 轴的受力分析1)

17、 齿轮部分受力：求分度圆直径：已知d1=95mm求转矩：已知t2=154.3nm求圆周力：ftft=2t2/d1=154.3*103/95=3.21kn求径向力frfr=fttan=3.21tan200=1.17 kn轴向力=0.2) 轴受带轮的力水平面上 f=1.466 kn.3) 轴的受力简图及弯矩、扭矩图如下：4) 轴的弯矩复合强度校核计算 垂直面内的计算（如图a，b）轴承支反力：ft1=ft2=ft/2=1.605kn由两边对称，知截面b的弯矩也对称。截面b在垂直面弯矩为mv=ft1lab=1.60573.5=117.6 nm 水平面内的计算（如图c、d）考虑在水平面内受力最恶劣的情况

18、如图（c）受力分析；用材料力学方法可以求出：由水平方向弯矩图（如图d）可求出：mhr1=139.27 nmmhr2=26.46 nm 合成计算由以上可知a、b两点的合成弯矩可能最大ma= mhr1 =139.27 nmnm考虑到a截面宽度mb 所以可知a截面是危险截面转矩：t=154.3 nm 弯矩图（如图e）转矩产生的应力按照脉动循环变化，则取=0.6，则截面a处的当量弯矩：me=ma2+(t)21/2=139.272+(0.6154.3)21/2=167.2 nm (3)校核危险截面a的强度 所选材料是45号钢调质，查表可知b =650 mpa 进而查得【-1b 】=60 mpa由公式得：

19、而此处d3=45mm，且此轴最小直径是32mm31mm,所以也不用再校核最小直径处的强度。该轴强度足够。（4）、此轴轴承的校核由已知条件知轴承的最小寿命 【lh】365*16*5=29200(h);由前面可知用深沟球轴承6309系列由前面轴的受力分析可知a处轴承的受力最大，所以校核a处轴承：ft1=1.605kn fr1=2.950kn所以可知f1=此轴受力只有径向力而无轴向力可知x=1，y=0即可知其当量载荷p= f1 =3.4 kn查表取温度系数ft=0.9（150）载荷系数fp=1.1可知lh=可知预期寿命可以达到，即轴承合理。 （二）、低速轴的设计计算1、分析题目设计轴的大致外形如下图

20、：从左至右依次装配：轴承、挡油板、轴环、齿轮、套筒、轴承、轴承盖、外伸连接联轴器段。直径分别为d5d0，长度分别为l5l0。2、 选用45#调质，硬度217255hbs3、 按转矩初算轴径根据设计手册例题，并查机械设计手册，取c=111，d=111 (4.91/70.95)1/3mm=45.4mm考虑有键槽且d30mm，所以将直径增大5%，则d=45.4(1+5%)mm=48mm，选d0=48mm。4、 轴的设计计算（1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，并且注意与高速轴的配合，保证齿轮在中心平面上准确啮合，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固

21、定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定l 各段轴直径的确定：由机械设计手册表5-1-4查知：轴肩高度a=0.070.1dd1综合考虑毛毡圈的内径标准值取d1=55mm，由于轴二、轴五固定轴承为标准件，d2=d5=60mm，d3=68mm， d4=78mml 各段轴长度的确定：l0由所选联轴器的长度所确定：因为直径为48mm，所以初选联轴器为弹性套柱销联轴器tl8，y型孔径，所以查表知l0=112mm；l1轴装轴承盖，综合密封件毛毡圈查表可知轴承盖宽度为11mm，考虑方便轴承盖固定螺钉的拆装，以及为了保证与高速轴的尺寸配合，所以取l1=50mm；l2轴上面装

22、轴承、挡油板、套筒，先大致取轴各段长、总长以及受力，初步按照工作总寿命选出轴承，由于受力较大，所以初选轴承为：深沟球轴承6012系列，其主要参数如下：内径d外径d宽度b额定动载荷cr额定静载荷cor60mm95mm18mm24.5kn19.2kn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。另外考虑到要让齿轮与前面高速轴的齿轮准确的在水平面内啮合，并且在箱体中心位置，所以可知两轴承的跨距应该相等，即跨距为147mm，所以计算得l2=42.5mm；l4装齿轮，所以总长l3=82-2=80mm；l4轴环由公式l4=1.4*轴肩高得，l4=6.5mm；由于要把轴承放置到箱体的中间，与l2同

23、理由对称可知l5=36mm。综合得到下表：d0=48mml0=112mmd1=55mml1=50mmd2=60mml2=42.5mmd3=68mml3=80mmd4=78mml4= 6.5mmd5=60mml5=36mml总 = 327mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=147mm (2) 轴的受力分析1) 齿轮部分受力：圆周力ft=3.21kn径向力fr=1.17kn轴向力=0.2) 轴的受力简图及弯矩、扭矩图如下：3) 轴的弯矩复合强度校核计算 垂直面内的计算（如图f，g）轴承支反力：ft1=ft2=ft/2=1.605kn由两边对称，知截面b的弯矩也对称。截面b在垂直面弯矩为mv=f

24、t1lab=1.60573.5=117.6 nm 水平面内的计算（如图h、j）考虑在水平面内受力情况分析；用材料力学方法可以求出：mh=71*0.585=43 nm 合成计算由以上可知b点的合成弯矩最大nm转矩：由于齿轮传动比有所改变所以对应的转速变为n=70.64r/min，对应转矩也发生改变：t=9550*4.91/70.64=663.8 nm 弯矩图（如图k）转矩产生的应力按照脉动循环变化，则取=0.6，则截面b处的当量弯矩：me=mb2+(t)21/2=125.62+(0.6663.8)21/2=416.7 nm (3)校核危险截面a的强度 所选材料是45号钢调质，查表可知b =650

25、 mpa 进而查得【-1b 】=60 mpa由公式得：而此处d2=60mm，且此轴最小直径是48mm41mm,所以也不用再校核最小直径处的强度。该轴强度足够。5、此轴轴承的校核由已知条件知轴承的最小寿命 【lh】365*16*5=29200(h);由前面轴的受力分析可知a、b两处轴承的受力相同，选取校核b处轴承：ft1=1.605kn fr1=0.585 kn所以可知f1=此轴受力只有径向力而无轴向力可知x=1，y=0即可知其当量载荷p= f1 =1.7 kn查表取温度系数ft=0.9（150）载荷系数fp=1.1可知lh=可知预期寿命可以达到，即轴承合理。六、联接键的选择及校核取键的材料为4

26、5号钢，查课本表10-10知：【p】=110 mpa（一）、高速轴上的键1、与带轮相连键轴径d1=32mm, l1=50mm查手册得，选用c型平键，得：键bh = 87 gb1096-79查键长标准系列综合取键长l=56mm由以上所求知：t=154.3nm 校核键：(110mpa)所以可知此键满足要求。2、高速轴与齿轮联接采用平键联接轴径d4=52mm l4=80mm t=154.3nm查手册 选a型平键键bh = 1610 gb1096-79查键长标准系列综合取键长l=70mmp=4t/dhl=4154.31000/521070 =17mpa【p】(110mpa)所以可知高速轴键设置合理。（二）、低速轴键的校核计算1、与齿轮联接用平键联接轴径d3=