单级圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计机械设计课程设计 2010-2011第2学期姓 名： 学 号： 班 级： 指导教师： 成 绩： 日期：2011 年 06 月 目录1、 设计目的2二、设计方案2三、电机的选择3四、传动比的计算及分配4五、传动装置的动力参数5六、传动件的设计和校核7七、轴的设计和校核15八、键的选择和校核23九、箱体设计23十、滚动轴承的选择25十一、联轴器的选择26十二、润滑与密封27十三、设计小结27一、设计目的设计内容计算及说明结 果1、综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；2、学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和

2、步骤，培养学生工程设计能力、分析问题及解决问题的能力；3、提高学生在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能和机械cad技术。二、设计方案设计内容计算及说明结 果设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。输送机工作轴功率p=4 kw,输送机工作轴转速n=55r/min。使用期限5年，两班制工作，工作中有轻微震动，单向运转。螺旋输送机同转速容许误差为5%，减速器由一般规模厂中小批量生产。装置如下图所示：3、 电机的选择设计内容计算及说明结 果1电动机类型的选择选择y系列三相笼形异步电动机。它属于全封闭自扇冷式电动机，结构简单，价格低廉，维护方便

3、，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上。2电动机容量的选择电动机所需工作功率： （kw）由电动机到输送机的传动总效率为：根据1机械设计课程设计表15.1中：、分别为联轴器1滚动轴承（一对）圆柱直齿轮传动联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。据表9.2取=0.99、=0.99、=0.97、=0.99、=0.93。则：=0.990.990.970.990.93=0.85所以，电动机所需的工作功率为：=4/0.85=4.7（kw） =0.85p=4.7 kw3确定电动机转速输送机工作轴转速为： n=(1-5%)(1+5%)55 r/min=52.357.8 r/min根据1中表9.2推

4、荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动单级减速器传动比范围i=36；开式圆锥齿轮传动的传动比i=24。总传动比范围为i=i i=624。电动机转速的可选范围：n= in=(624) 55=3301320 r/min符合这一范围的同步转速有：750、1000 r/min。根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：方案电动机型号额定功率/kw满载转速/（rmin）1y160m2-85.57202.02.02y132m2-65.59602.02.0综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知:方案1比较合适。选择750r/min的电动机四、传动比的计算及分

5、配设计内容计算及说明结 果1 确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为： i=n/n=720/55=13.09 i=13.092 确定各级传动装置传动比分配传动装置传动比：= i i (式中i、i分别为减速器和开式圆锥齿轮传动的传动比)根据1中，取i=3，故i= i/ i=4.36i=3i=4.36五、传动装置的动力参数设计内容计算及说明结 果将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴 . n,n,.为各轴转速 （r/min）i,i，.为相邻两轴间的传动比，.为相邻两轴的传动效率p，p，.为各轴的输入功率 （kw）t，t，.为各轴的输入转矩 （n

6、m）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1 运动参数及动力参数计算（1）计算各轴的转速： 轴：n=720 r/min 轴: n= n/ i=165.14 r/min iii轴：n= n 输送机：n= n/ i=55.05 r/min（2）计算各轴的输入功率： 轴： p= = =4.70.99=4.65 (kw) 轴： p= p= p =4.6530.990.97=4.47 (kw) iii轴： p= p= p =4.4680.990.99=4.38 (kw) 螺旋输送机轴：p= p=4.03 (kw)（3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： t=9550/ n=6

7、2.34 nm轴： t= t= t =61.72 nm轴： t= ti= ti =258.42 nmiii轴：t= t=253.27 nm螺旋输送机轴：t=ti=699.56 nm（4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：= p=4.61=p=4.42= p=4.34（5）计算各轴的输出转矩：由于轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率，则： = t=61.10n.m = t=255.84 n.m = t=250.74 n.m综合以上数据，得表如下：轴名功率p （kw）转矩t （nm）转速nr/min传动比 i效率电机轴4.762.3472010.99轴4.6561.

8、727204.360.96轴4.47258.42165.140.98轴4.38253.27165.1430.92输送机轴4.03699.5655.05n=720 r/minn= n= 165.14 r/minn=55.05 r/min p=4.65 (kw)p=4.47 (kw)p=4.38 (kw)p=4.03 (kw)t=62.34 nmt=61.72 nmt=258.42 nmt=253.27 nmt=699.56 nm t=61.10n.mt=255.84 n.mt=250.74 n.m六、传动件的设计计算（一）减速器内传动零件设计设计内容计算及说明结 果1选定齿轮传动类型、材料、热处

9、理方式、精度等级选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。齿轮精度初选8级2初选主要参数z=21 ，u=4.36，z= zu=214.36=91.56 ，取z=92z=21 z=923按齿面接触疲劳强度计算1、计算小齿轮分度圆直径 d确定公式内的各计算数值：1)试选载荷系数=1.32)计算小齿轮传递的转矩t=9.55106p/n1=9.551064.65/720=6.17104 nmm3）由2机械设计中表10-7选取齿宽系数=14）由2中表10-6查的材料的弹性影响系数z=189.85）区域系数 z=2.5

10、6）由2中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。7）由2中式1013计算应力循环次数n60njl607201（283005）1.037109nn/4.362.381088）由2中图10-19取接触疲劳寿命系数k0.93；k0.979）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数s1，由2中式（1012）得0.93600mpa558 mpa0.97550mpa533.5mpat=6.17104 nmmn1.037109n2.38108=558 mpa=533.5mpa4 计算1、计算各主要数据：1）试算小齿轮分度圆直径d，代入中较小值d=53.83 mm

11、2）计算圆周速度v=2.03m/s3）计算齿宽b及模数mb=*d=153.83mm=53.83 mmm=2.56 mmh=2.25 m=2.252.56mm=5.76 mmb/h=53.83/5.76=9.354) 计算载荷系数k已知工作有轻振，所以取k=1.25，根据v=2.03m/s,8级精度由2中图108查得动载系数k=1.1；由2中表104用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， k=1.346由2中图1013查得k =1.27直齿轮k =k =1。故载荷系数k= k*k* k* k=1.251.111.346 =1.855）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由2中式（10

12、10a）得 =mm=60.55mm6）计算模数m m =mm=2.88 d53.83 mmv=2.03m/sb=53.83 mmm=2.56 mmh=5.76 mmb/h=9.35k=1.85 =60.55mm m =2.885 按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m1、确定计算参数1）由2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=620mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=520mpa；2）由2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数k=0.856，k=0.892 3）计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由2中式（10-12）= =379.09mpa =331.31

13、mpa4）计算载荷系数 k= k*k*k*k =1.251.111.27=1.755）查取齿型系数由2中表105查得y=2.76；y=2.1966）查取应力校正系数由2中表105查得y=1.56；y=1.7827）计算大、小齿轮的并加以比较=0.0114=0.0118 大齿轮的数值大。2、设计计算 m=1.79mm对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.79并就近圆整为标准值m=2 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=53.83mm，算出小齿轮齿数 z= d/m=53.83/2=26.91取z=27大齿轮齿数 z=4.36x27=117.72 取z=118=379.09mpa=331.31mp

14、ak=1.75=0.0114=0.0118m1.79mmm=2mmz=27z=1186 几何尺寸计算1）计算分度圆直径d=mz=227=54 mm d2=mz=2118=236mm2）计算中心距a=m （z+ z）/2=2（27+118）/2= 145mm3）计算齿轮宽度b= d=54 mm 取b=55mm b=60mmd=54 mmd2=236mma=145mmb=55mmb=60mm（二） 减速器外传动件设计设计内容计算及说明结 果1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45钢。调质处理，齿面硬度为230hbs；大齿轮：45钢。正

15、火处理，齿面硬度为190hbs。齿轮精度初选8级。2 初选参数z=24， u=3 ， z= zu=243=72取=0, =0.3z=24z=72=0.33 确定许用应力及计算齿轮的1、确定极限应力和 齿面硬度：小齿轮按230hbs，大齿轮按190hbs 查2中图10-21得=580mpa, =550 mpa 查2中图10-20得=450mpa, =380mpa2、计算应力循环次数计算应力循环次数n，确定接触疲劳寿命系数n1=60njl=60165.141（283005）=2.378010n2=n1/u=2.378010/3=0.79310查2中图1019得：khn1=0.98,khn2=0.9

16、63、计算接触许用应力取 由许用应力接触疲劳应力公式 568.4 mpa528 mpa查2中图10-18得kfe1=0.91 kfe2=0.89=292.5 mpa=241.57 mpa4、初步计算齿轮的主要尺寸因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按2中式（1026）试算，即 确定各参数值 1）试选载荷系数k=1.3 2）计算小齿轮传递的转矩 =9.55106p/n=9.551064.38/165.14=2.5310 nmm3）材料弹性影响系数由2中表10-6取z=189.8 mpa4)计算小齿轮分度圆直径d =2.92* =117.61mm5)计算圆周速度 =1.0

17、2m/s 因为有轻微振动，查2中表10-2得=1.25。根据v=1.02m/s，8级精度，由2中图10-8查的动载系数=1.13；取=1.2，=1,故载荷系数 =1.6956）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得 =117.61*=128.48mm =(1-0.5*0.3)*128.48=109.21mm 计算大端模数m =5.355、按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-23）得 确定计算系数。1） 计算载荷系数由2中表10-9查得=1.25，则=1.875=2.6482） 齿形系数和应力修正系数因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数=计算。其中=0.95= 0.32 =

18、=25.26=225查2中表10-5得 齿形系数=2.62 ，=2.06 应力修正系数= 1.59 ，=1.97 3) 计算大、小齿轮的并加以比较 =0.01456=0.01643大齿轮的数值大。4）设计计算 = =4.81 对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数4.81并就近圆整为标准值m=5，按接触疲劳强度算得的分度圆直径=128.48mm算出小齿轮齿数=25.7，取=26 大齿轮齿数 =3*26=78n1=2.37810n2=0.79310=568.4mpa=528mpa=292.5mpa=241.57mpa=2.510n.mmd117.61mmv=1.02m/sk=1.695m=5.3

19、5k=2.648m=54 几何尺寸的计算1、 计算分度圆直径 =5*26=130 mm =5*78=390 2、 计算锥距 r=205.55 3、 计算齿轮宽度 =205.55*0.3=61.7 取 =65 mm =70 mmr=205.55mm七 轴的设计 (一)减速器输入轴设计内容计算及说明结 果1 初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255hbs ，轴的输入功率=4.65kw,转矩=720 r/min根据2中15-2式，并查表15-3，取=115=115*=21.42 mm2 求作用在齿轮上的受力因已知道小齿轮的分度圆直径为=54 mm ，而=2262.96 n=2262.9

20、6*tan= 823.65 n3 轴的结构设计1、拟定轴上零件的装配方案1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 6密封盖7轴承端盖 8轴端挡圈 9半联轴器2、确定轴的各段直径和长度1）从联轴器开始右起第一段，由于联轴器和轴通过键连接，则轴应该增加5%，取=22 mm，根据计算转矩t=k*t=1.3*61.72=80.24 n.m，查标准gb/t 54831986，选用yl6型凸缘联轴器，半联轴器长度为=52mm,轴段长 =50mm2）右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取30 mm，根据轴承端盖装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30 mm，故取

21、该段长为=74 mm。3）右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸=35*72*17，那么该段的直径为35mm，长度为=20mm。4）右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取直径为44mm，长度取= 22.5mm。5）右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为56mm，分度圆直径为54 mm，齿轮的宽度为60mm，则，此段的直径为56mm，长度取=60 mm。6）右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取44 mm，长度为=22.5mm。7）右起第七段，该段为滚动轴承的安

22、装出处，取轴径为35 mm，长度为=20 mm。4 求轴上载荷1根据轴承支反点的作用点及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平的支反点： =1131.48n垂直的支反点：由于选用深沟球轴承则=0,那么=411.83n垂直面的弯矩：= * l/2=415.76*145/2=29.8 nm= * l/2=415.76*145/2=29.8 nm水平面的弯矩：= * l/2=1131.48*145/2=82.03 nm求合成弯矩：=87.28 nm= ma=87.28 nm轴传递的转矩：t=61.10 nm2、做轴上各段受力情况及弯矩图3、判断危险截面并验算强度 由图可见，a-a截面最危险，

23、其当量弯矩：=认为轴的扭切应力是脉动循环变力，取折合系数a=0.6,带入 = =94.67 nm轴的材料选用45号钢，调质处理，查表得：= 650mpa，-1b=60mpa有：d除了右起第一段外，其他设计轴的最小直径30mm,所以安全。现在校核第一段：=36.66 nm轴的材料选用45号钢，调质处理，查表得：= 650mpa，-1b=60mpa有：d第一段直径为22mm，所以安全。nnn.m=94.67n.m（二） 减速器输出轴设计内容计算及说明结 果1 初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255hbs ，轴的输入功率 =4.47kw，转矩=165.14 r/min根据2中15-2

24、式，并查表15-3，取=115=115* =34.52 mm2 求作用在齿轮上的力因已知道大齿轮的分度圆直径为=236 mm ，而=2168.14 n=2168.14*=789.14 n3 轴的结构设计1、 拟定轴上零件的装配方案1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器2、 确定轴的各段直径和长度 1)从联轴器开始右起第一段，由于联轴器和轴通过键连接， 则轴应该增加5%，取=32 mm，根据计算转矩=1.3*258.42=335.95 n.m，查表知，选用hl2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为=52 mm，轴段长为= 50mm 2）右起第二段，考

25、虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取40 mm，根据轴承端盖装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30 mm，故去该段长为=74 mm。 3）右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸=45*85*19，那么该段的直径为45mm，长度为=45mm。 4）右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键连接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为236mm,则该段的直径取50mm，齿轮宽为b=55mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为l4=55mm 5）右起第五段，考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩直径=

26、56mm，长度取=5 mm。 6）右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取=60 mm，长度为=20mm。7）右起第七段，该段为滚动轴承的安装出处，取轴径为=45 mm，长度为=20mm。4 求轴上的载荷1、根据轴承支反点的作用点及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平的支反点：=1084.07 n垂直的支反点;由于选用深沟球轴承则=0,那么=394.57n垂直面的弯矩：= * =394.57*72.5=28.61 nm= *=394.57*72.5=28.61 nm水平面弯矩：= *=1084.07*72.5=78.6 nm求合成弯矩：= =83.49

27、nm轴传递的转矩： t=255.84 nm2、作出轴上各段受力情况及弯矩图2)判断危险截面并验算强度； 由图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩：=认为轴的扭切应力是脉动循环变力，取折合系数a=0.6,带入：=174.74 nm 轴的材料选用45号钢，调质处理，查表得：= 650mpa -1b=60mpa 有：d=30.77mm 轴的最小直径为32mm，所以安全。n28.61n83.49n.m八、键的选择与校核设计内容计算及说明结 果1 输入轴上的键连接1、输入轴与联轴器1联接采用平键联接轴径d=22mm，l=50mm，t=61.10 nm查看相关手册，选择c型平键 由2中表6-1得，b键的b=

28、8mm，h=7mm；l=l-b=50-8=42mm h=7mm =37.79mpa=110mpa。b=8mmh=7mmmpa2 输出轴上的键连接1、 输出轴与齿轮用平键联接； 轴径d=50mm ,l=55mm ,t=258.42 nm 查机械手册，该联接采用c型平键联接， b键的尺寸为b=16mm ,h=10mm , l=l-b=55-16=39mm ， h=10 mm =53.01mpa=110mpa2、 输出轴与联轴器2采用平键联接； 轴径d=32mm ，l=80mm ，t=255.84 nm 查机械设计手册，该联接选用c型平键联接， b键的尺寸为b=10mm , h=8mm , l=l-

29、b=80-10=70mm , h=8mm ,=57.11mpa 24000 h 轴承预期寿命足够，合格。c=10837.22nh 2 输出轴轴承设计计算1、该轴承在工作条件下只受到径向力作用, p=ff=789.14 n2、 轴承应有的径向基本额定载荷值； c=，查2中相关表格易得，f=1,=3，则 c= =10383.15 n3、 选择轴承； 选择6209型，c=31.5 kn l= =670124.79 h 24000 h所选轴承寿命足够，合格。 c=10383.15nh十一、联轴器的选择设计内容计算及说明结 果1 联轴器的选择1、由于两轴工作平稳，冲击较小，结构简单，所以可选用凸缘联轴器

30、；2、计算转矩; 取k=1.3， t=kt=1.3*61.10=79.43 n.m, t=kt=1.3*255.84=332.59 n.m3、 选择联轴器； 根据t和n=720r/min,查找机械设计手册，输入轴选用型联轴器，其额定转矩t=100n.m,许用转速n=5200r/min,可以满足要求。 根据t和n=165.14r/min,查找机械设计手册，输出轴选用型联轴器，其额定转矩t=400n.m,许用转速n=4100r/min,可以满足要求。十二、润滑与密封设计内容计算及说明结 果1 润滑1、齿轮的润滑:采用浸油润滑，由于低速级周向速度为零，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为39mm。2、 滚动轴承的润滑: 由于轴承轴向速度为零，所以已开设油沟飞溅润滑。3、 润滑油的选择: 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用l-an15润滑