单级直齿圆柱齿轮减速器设计

1、 湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 冶金工程 学院（系、部） 2012 2013 学年第 1 学期 课程名称 机械设计基础课程设计 指导教师 胡东 职称 讲师 学生姓名 专业班级 学号 题 目 单级直齿圆柱齿轮减速器设计 成 绩 起止日期 2012 年 12 月 24 日 2012 年 1 月 4 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸13张456 湖南工业大学课程设计任务书2012 2013 学年第 1 学期 冶金工程 学院（系、部） 冶金工程 专业 102 班级课程名称： 机械设计基础课程设计 设计题目： 单级直齿圆柱齿轮减速

2、器设计 完成期限：自 2012 年 12 月 24 日至 2012 年 1 月 4 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数二、设计任务设计用于带式运输机的单级圆柱齿轮减速器，设计的主要内容一般包括以下几方面：传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分配、传动装置的运动及动力参数计算、V带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、等；绘制减速器装配图；编写设计计算说明书。三、设计工作量 绘制减速器装配图1张（A1或A0）；绘制零件图2张；设计计算说明书一份，约10000字左右。进度安排起止日期工作

3、内容2012年12月24日传动方案的设计，画出草图2012年12月26日传动方案的计算2012年12月30日装配图，零件图的绘制2012年1月课程设计答辩主要参考资料机械设计课程设计手册清华大学 吴宗泽，北京科技大学 罗圣国主编。机械设计课程设计（北京交通大学）银金光 刘扬编。机械课程设计（重庆大学出版社）周元康 等主编。机械设计基础（清华大学，北京交通大学）课本刘扬 王洪 主编指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日2湖南工业大学本科毕业设计（论文）机械设计基础设计说明书（题目）单级直齿圆柱齿轮减速器设计起止日期： 2012 年 12 月 24 日 至 2013

4、年 1 月 4 日学生姓名班级 学号成绩指导教师(签字) 冶金工程学院（部）2013年 1月 4日目 录第1章 拟定传动方案 1.1设计题目名称6 1.2运动简图6 1.3工作条件6 1.4原始数据6第2章 电动机的选择 2.1选择电动机的类型6 2.2计算电机的容量7 2.3计算总传动比7第3章 运动参数及动力参数计算 7第4章 带传动设计 4.1确定计算功率8 4.2选择V带带型8 4.3确定带轮的基准直径并验算带速8 4.4确定V带的中心距和基准长度8 4.5验算小带轮上的包角9 4.6计算带的根数9 4.7计算单根V带的初拉力最小值9 4.8计算压轴力9第5章 齿轮设计 5.1选选齿轮

5、的材料和热处理方法，并确定材料的许用应力 5.2确定材料的许用接触应力9 5.3确定小齿轮的分度 圆直径 9 5.4几何尺寸计算10 5.5校核齿根弯曲疲劳强度10 5.6齿轮其他尺寸计算11 5.7选择齿轮精度等级11 第6章 轴的设计计算 6.1主动轴的设计 12 6.1.1确定轴的零件的布局方案和固定方法 6.1.2确定轴的各段直径 12 6.1.3确定轴的各段长度确定轴的各段长度 6.1.4主动轴的受力分析 12 6.1.5按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 13 6.1.6校核轴的强度。 13 6.2从动轴的设计 14 6.2.1确定轴的零件的布局方案和固定方法 14 6.2.

6、2确定轴的各段直径 15 6.2.3确定轴的各段长度确定轴的各段长度 15 6.2.4从动轴的受力分析15 6.2.5按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 156.2.6校核轴的强度。 15第7章 滚动轴承的选择及校核计算 7.1低速轴轴承的校核 17 7.2高速轴轴承的校核 17第8章 键联接的选择及计算 18 8.1联轴器的选择及校核19 8.2键的选择及校核减速器的润滑与密封19第9章 箱体的结构设计及箱体附件设计20第10章 减速器的润滑与密封 21结论23参考文献 23致谢23 第1章 拟定传动方案1设计题目名称 单级直齿圆柱齿轮减速器。 2运动简图3.工作条件 运输机单班制工作

7、，灰尘极少，有轻微冲击，单件生产，工作年限15年。4.原始数据 1滚筒圆周力 F=1500N 2滚筒带速 V=1.6m/s 3滚筒直径 D=300mm 第2章 电动机的选择1.选择电动机的类型： 按工作要求和工况条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭式结构，电压为380V，Y型。2.计算电机的容量： 工作机所需的有效功率为：Pw=FV/1000W=1500×1.6/1000=2.4kW设：联轴器的效率为0.99 闭式齿轮的效率为0.97 一对滚动轴承的效率为0.99 输送机滚筒0.96则传动系数的总效率为=0.95×0.99×0.99×0.99×

8、0.99×0.97×0.99×0.96=0.8413所以：电动机所需功率为2.25/0.8413=2.853kW 根据动力源和工作条件，常用转速为900r/min 1200r/min，以便比较。由Pe>Pd ，Pe=4kW查表可确定Y132S-6两种型号的电动机。将两种型号的电动机有关参数及算的传动比列于下表：方案电动机型号同步转速满载转速总传动比DEIIY132S-61000r/min960r/min53.3638803.计算总传动比：传动装置总传动比和分配各级传动比 1.传动装置总传动比 I= 2.分配到各级传动比 因为I=已知带传动比的合理范围为24。

9、故取V带的传动比=3则齿轮的传动比=3.14。第3章 运动参数及动力参数计算1.将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴。1轴电动机轴：转速：n=960输入功率：P=P=2.853KW输出转矩：T=9.55 =28.38 N·m 2轴（高速轴）转速：n=·m输入功率：P=2.853×0.95×0.99=2.6832 输入转矩T=80.07N·m 3轴（低速轴）转速：n=输入功率：P=·12=2.5509KW输入转矩：T=239.05N·m 4轴（卷筒轴）输入功率：PPKW 输入转矩： TN第4章 带传动设计1

10、.确定计算功率P 据查表得工作情况系数K=1.2。故有： P=KP2.选择V带带型 据P和n选用A带。3.确定带轮的基准直径d并验算带速 （1）初选小带轮的基准直径d有2表8-6和8-8，取小带轮直径d=125mm。 （2）验算带速v，有： =6.28 因为6.35m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。 （3）计算大带轮基准直径d 4.确定V带的中心距a和基准长度L (1)据公式得350a01000初定中心距a=700mm(2)计算带所需的基准长度 =2011.04mm由2表8-2选带的基准长度L=2000mm （3）计算实际中心距 中心局变动范围： 5.验算小带轮上的包角6.计算带的根

11、数z（1）计算单根V带的额定功率P由和r/min查表10-4得 P=1.38KW据n=960，i=3和A型带，查10-5得 P=0.109KW查表10-6得K=0.939，K=1.03，于是： P=(P+P)KK =（1.39+0.11）0.961.03 =1.48KW（2）计算V带根数z 故取3根。7.计算单根V带的初拉力最小值（F）由2表8-3得A型带的单位长质量q=0.1。所以 =162.8N应使实际拉力F大于（F）8.计算压轴力F压轴力的最小值为： （F）=2（F）sin=23162.80.99 =955.98N第5章 齿轮设计1.选选齿轮的材料和热处理方法，并确定材料的许用应力根据工

12、作条件，一般用途的减速器可采用闭视软齿面传动。查表12-1小齿轮 45钢 调质处理 齿面硬度取大齿轮 45钢 正火处理 齿面硬度取两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计要求2.确定材料的许用接触应力查表126得，两试验齿轮材料接触疲劳极限应力分别为 由表12-6按一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数两齿轮材料的需用接触应力分别为：=3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度计算公式(12-14)初步确定小齿轮的分度 圆直径 小齿轮上的转矩为 原动机为电动机，载荷有中等冲击，由表12-3查得载荷系数为K=1.3 查表12-4，带入故 直齿轮减速器属闭式软齿面传动，且布置对称，故取取

13、其中较小值为4.几何尺寸计算 齿数：由于采取闭式软齿面传动，小齿轮的推荐值是2040取中心距齿宽5.校核齿根弯曲疲劳强度 由校核公式： 由表12-5查表12-6，两试验的齿轮弯曲疲劳强度极限应力分别为查表12-7 两齿轮材料的许用弯曲应力分别为疲劳应力分别为所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够6.齿轮其他尺寸计算 分度圆直径：齿顶圆直径：齿根圆直径：7.选择齿轮精度等级 齿轮的圆周速度：故选9级制造精度是合宜的。（5）设计小结：名称符号小齿轮大齿轮中心距a125 mm传动比i3.14模数m2 mm齿数z3095分度圆直径60 mm190 mm材料及齿面硬度45钢 45钢第6章 轴的设计计算1.主

14、动轴的设计 1.确定轴的零件的布局方案和固定方法 参考一般的减速器结构，将齿轮布置在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套做轴的轴向定位，用平键和过盈配合（H7/r6）作周向固定。右端轴承用轴肩和过渡配合（H7/k6）固定内圈套；左端轴承用轴套和过渡配合（H7/k6）固定内圈套。轴的定位则由两端的轴承端盖轴向固定轴承的外圈套实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板轴向固定，用平键作周向定位。直齿轮在工作中不会产生轴向力，故两端采用深沟球轴承， 承采用脂润滑，齿轮采用油浴润滑。 2.确定轴的各段直径 外伸端直径 ，按工艺和强度 要求把轴制成阶梯型 ，由于该处安装垫圈，故 取标准直 径。考虑到轴承的

15、内孔标准，去（两轴承类型相同）初选深沟球轴承型号为7207c 直径为的轴段为轴头，取 轴环直径 根据轴承安装直径，查手册得3.确定轴的各段长度确定轴的各段长度（轮毂宽度为，根据减速器结构设计的要求，初步确定2=10-15mm， =2+-=7mm2+（1-3）mm=37mm（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为55-65mm）两轴承之间的跨距L=+22+2+=103mm（近似认为支点在两轴承宽度的中点）4.主动轴的受力分析 求分度圆直径：已知求转矩：已知求圆周力：求径向力Fr 5.按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算绘制轴受力简图（如图a）将齿轮所受力分解成水平面H和铅垂面V内的力（见下图）求

16、水平面H和铅垂面V的支座反力 水平面H内的支座反力： 绘制水平面弯矩图水平面H的弯矩图（见图16-17）绘制扭矩图 绘制当量弯矩图单项转动，故切应力为脉动循环，取，b截面当量弯矩为 6. 校核轴的强度。 根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断，a，b截面为危险截面。下面分别进行校核 校核a截面。考虑键槽后。由于，故截面a安全校核b截面考虑键槽后。由于，故截面b安全 因为危险面均安全，所以该轴的强度是足够的，无需修改原结构设计方案。2、从动轴的设计 1.确定轴的零件的布局方案和固定方法 在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承

17、分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。联轴器的选择齿轮轴的结构设计直齿轮在工作中不会产生轴向力且载荷平稳，可采用深沟球轴承，轴承采用脂润滑，齿轮采用油浴润滑4确定轴的各段直径1）选取轴的材料和热处理方法，并确定轴的许用应力根据上述计算，普通用途，中小功率，选用45号钢正火处理，查表16-1， ， 2.确定轴的各段直径 查表16-2取A=110，根据公式16-1，考虑有键槽，将直径增大5%，则d=32.16×(1+5%)mm=33.77mm由图16-15可知，该轴外端安装联轴器，补偿轴的偏差，选用弹性

18、柱销联轴器。查手册选用弹性柱销联轴器，其型号为HL3，选外伸端直径，按工艺和强度要求把轴制成阶梯型，取穿过轴承盖轴段的直径为，由于该处安装垫圈，故取标准直径。考虑到轴承的内孔标准，取（两轴承类型相同）初选深沟球轴承型号为7209c直径为的轴段为轴头，取轴环直径根据轴承安装直径，查手册得 3.确定轴的各段长度（轮毂宽度为，根据减速器结构设计的要求，初步确定2=10-15mm， =2+-=13mm+2+（1-3）mm=37mm（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为55-65mm）两轴承之间的跨距L=+22+2+=100mm（近似认为支点在两轴承宽度的中点）4.按主动齿轮的受力计算求分度圆直径：已知求

19、转矩：已知求圆周力：求径向力Fr 5.按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算绘制轴受力简图（如图a）将齿轮所受力分解成水平面H和铅垂面V内的力（见下图）求水平面H和铅垂面V的支座反力 水平面H内的支座反力： 绘制水平面弯矩图水平面H的弯矩图（见图16-17）绘制扭矩图 绘制当量弯矩图单项转动，故切应力为脉动循环，取，b截面当量弯矩为 6.校核轴的强度。（6） 根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断，a，b截面为危险截面。下面分别进行校核 校核a截面。考虑键槽后。由于，故截面a安全校核b截面考虑键槽后。由于，故截面b安全 因为危险面均安全，所以该轴的强度是足够的，无需修改原结构设计第7章

20、 滚动轴承的选择及校核计算轴承的预期寿命为在轴的设计计算中已选用如下表所示的深沟球轴承 表7-1轴号装轴承处的轴径（mm） 轴承型号 35滚动轴承 6213 GB/T 276-1994 45滚动轴承 6208 GB/T 276-19941. 低速轴轴承的校核 1.轴承载荷的计算 2.计算当量动载荷Pr 轴承不受轴向力，查表14-5得 X=1，Y=0 3.验算轴承的寿命球轴承的寿命指数 查表14-7得温度系数 查表14-8得载荷系数 查手册8-32得轴承的基本额定负荷 代入公式（14-6b）得 所以满足要求，选深沟球轴承62082.高速轴轴承的校核 1.轴承载荷的计算 2.计算当量动载荷Pr 轴

21、承不受轴向力，查表14-5得 X=1，Y=0 3.验算轴承的寿命球轴承的寿命指数 查表14-7得温度系数 查表14-8得载荷系数 查手册8-32得轴承的基本额定负荷 代入公式（14-6b）得 所以满足要求，选深沟球轴承6213第8章 键联接的选择及计算1.联轴器的选择及校核在轴的设计中，根据载荷的大小，轴转速的高低，被连接件的安装精度等，参考各类联轴器的特性，已初步选择联轴器型号。 1.选择联轴器的类型为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。与轴连接的联轴器选用L×3联轴器GB/T 5014-2003；与轴连接的联轴器选用L×5 联轴器GB/T 5014-2003 2.联轴

22、器的校核.理论转矩 轴 由表17-1查得 K=1.5由公式（17-1）的计算转矩轴 .轴径 轴的最小轴径 符合L×5的内孔直径。.转速 轴的转速 均符合要求。2.键的选择及校核本设计中各处的键均采用有轻度冲击的普通平键的连接方式，查表13-11可得键连接的许用应力 100120MPa1.主动轴与联轴器相配合的键的选择及校核（1）键的类型及尺寸的选择 选用普通平键C型 根据轴的直径d1=35.5mm,长度L1=58mm,由表13-10查得 b=10mm,h=8mm,标记为：键C10×58 GB/T 1096-2003（2）强度计算。键的工作长度 则 故此平键联接满足强度要求。

23、2.主动轴上键的选择及校核（1）键的类型与尺寸选择。齿轮传动要求齿轮与轴对中性好，以避免啮合不良，该联接属静联接，故选用普通平键A型。根据轴的直径d4=45mm,L4=90mm,查表13-10得键14×90GB/T 1096-2003 （2）强度计算键的工作长度故此平键联接满足强度要求。3.从动轴与联轴器相配合的键的选择及校核（1）键的类型及尺寸的选择 选用普通平键C型 根据轴的直径d1=50mm,长度L1=103mm,由表13-10查得 b=18mm,h=11mm,标记为：键C18×105 GB/T 1096-2003（2）强度计算。键的工作长度 则 故此平键联接满足强度

24、要求。4. 从动轴上键的选择及校核（1）键的类型及尺寸的选择 齿轮传动要求齿轮与轴对中性好，以避免啮合不良，该联接属静联接，故选用普通平键A型。 根据轴的直径d4=80mm,长度L4=80mm,由表13-10查得 b=22mm,h=14mm,标记为：键22×80 GB/T 1096-2003（2）强度计算。键的工作长度 则 故此平键联接满足强度要求。第9章 箱体的结构设计及箱体附件设计1.减速器箱体支承和固定轴系的零件，保证了传动零件的正确啮合及箱体内零件的良好的润滑和可靠的密封。设计铸造箱体结构是应考虑箱体的刚度、结构工艺性等几个方面的要求。箱体尺寸主要 按照经验确定，减速器的主要

25、尺寸如下： 箱座高度：H /2(30-50)mm+(3-5)mm=210.5mm，取H=220mm箱体壁厚： 箱盖壁厚： 箱座的凸缘厚度： 箱盖的凸缘厚度：箱座底的凸缘厚度：地脚螺栓直径： 地脚螺栓个数轴承旁联接螺栓直径：箱盖、箱座联接螺栓直径：轴承端盖螺钉直径：检查孔盖螺钉直径：箱盖的肋板厚度为： 箱盖的肋板厚度为：大齿轮顶圆与箱体内壁间的距离：齿轮端面与箱体内壁间的距离：2.箱体附件的设计为了检查传动件啮合情况、注油、排气、指示油面、通气、加工及装配时的定位、拆卸和吊运，需要在减速器上安装以下附件。窥视孔和窥视孔盖窥视孔是为了观察运动件的啮合情况、润滑状态，润滑油也可以由此注入。为了便于观察和注油，一般将窥视孔开在啮合区的箱盖顶部。窥视孔平时用盖板盖住，称为窥视孔盖。窥视孔盖底部垫有耐油橡胶板，防止漏油。通气器由于传动件工作时产生热量，使箱体内温度升高、压力