一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书

1、XXXX工程学院机械设计基础课 程 设 计说 明 书题目：一级直齿圆柱齿轮减速器学院（系）： 机电工程学院 年级专业 ： 热 能XXX 班 学 号 ： XXXXXX 学生姓名 ： XXXXX 指导老师 ： XXXXX目录机械设计基础课程设计任务书31.设计题目32.设计任务43.设计成果要求44.传动方案拟定45.电动机选择46.计算总传动比及分配各级的传动比57.运动参数及动力参数计算58.传动零件的设计计算79.减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计1110.轴的设计1211.滚动轴承的选择和计算1712.键联接的选择和强度校核。1813.联轴器得选择和计算1914.润滑和密封说明1915.参考

2、文献19机械设计基础课程设计任务书1.设计题目一级直齿圆柱齿轮减速器1.1题目参数参数学号带拉力F(kN)滚筒直径D(mm)带速V（m/s）132.23400.91.2减速箱的工作条件见附图一1.联轴器、2.电动机、3.减速器、4.链传动、5.链轮、6.输送链、7.挂钩1.3带式输送机在生产车间沿生产线运送成件产品或在食品厂运送肉食品等，连续单向运转，载荷平稳。1.4工作寿命为15年，每年300个工作日，两班制工作。2.设计任务2.1选择电动机型号；2.2计算皮带传动参数；2.3选择联轴器型号；2.4设计一级直齿圆柱齿轮减速器。3.设计成果要求(1)减速器装配图1张(1号图纸)(2)零件工作图

3、2张（A3或A4）(3)设计说明书一份，约40006000字。 4.传动方案拟定设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动原始数据：滚筒圆周力F=2200N；带速V=0.9m/s；滚筒直径D=340mm； 5.电动机选择5.1电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机在三相交流异步电动机产品规格中，同一功率有四种同步转速。按电动机的级数分为2级、4级、6级和8级，其同步转速分别为3000 、1500 、1000 和750 4种，并可从产品规格中查得与同步转速相应的满载转速 ，它略低于同步转速。在电动机功率和工作机转速一定时，级数多而转速低的电动机尺寸大、重量重、价格高，但能使传动的总传动比减小。就电动机

4、本身的经济性而言，宜选级数少而转速高的电动机，但这却会引起传动系统的总传动比增大，致使传动系统结构复杂，、尺寸增加、成本提高。因而，在确定电动机转速时，应综合考虑、分析和比较电动机和传动系统的性能、尺寸、重量和价格等因素，做出最佳选择。5.2电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：取V带传动效率0.95， 滚动轴承效率=0.99，8级精度齿轮（稀油润滑）传动效率=0.97，链传动效率=0.97，联轴器传动效率=0.99，滚筒传动效率=0.94。总=带×4轴承×齿轮×联轴器×滚筒 =0.95×0.994×0.97×0.99&#

5、215;0.94 =0.80（2） 运输机主轴上所需要的功率：电机所需的工作功率：5.3 确定电动机转速：计算滚筒工作转速： 按参考资料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范围Ia=36。取V带传动比I1=24，滚子链,则总传动比理时范围为。电动机转速范围n=573.36879.6r/min5.4确定电动机型号由求得的工作机所需电动机功率，在电动机额定功率满足条件下，由课程设计指导书表14.1中选择电动机的额定功率=3电动机型号额定功率（kw）同步转速n（）满载转速n（）额定转矩Y132S-6310009602.06.计算总传动比及分配各级的传动比6.1总传动比：6.2分配各级

6、传动比传动比分配原则：（1）各级传动比应在合理的范围内：，（2）各级传动尺寸协调，传动比应满足：因此各级平均传动比 =2.67根据上诉原则分配传动比，由传动系统图1知，若取=2.4，=3，则=18.98/(2.4*3)=2.677.运动参数及动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：I轴：=960/2.4=400 r/min=2.48×0.95=2.36kw=9550×2.48×0.95×2.4960=56.25N/m轴：=960/(2.4×3)=133.33r/min=2.48×0.95×0.99×0.

7、97= 2.26 kw=56.25×3×0.99×0.97=162N/m轴：=960/(2.4×2.67×3)=49.9 r/min=2.48×0.95××0.97×0.94=2.1 kw=162×2.67×0.99×0.97×0.94×0.97=378.73N/m计算汇总表参数轴功率P(kw)转速n(r/min)扭矩T(N/m)I轴2.3640056.25II轴2.26133.33162III轴2.149.9378.738.传动零件的设计计算8.1普通V

8、带传动得设计计算普通带的应用特点如下： 优点：（1）结构简单，制造、安装精度要求不高，使用维护方便，适用于两轴中心距较大的场合。（2）传动平稳，嘈声低，有缓冲吸振作用（3）过载时会打滑，起安全保护作用。 缺点：（1）、不能保证准确的传动比（2）外廓尺寸大，传动效率低。 确定计算功率则： ，式中，工作情况系数取1.2 根据计算功率与小带轮的转速（960r/min），查机械设计基础图13-15普通V带选型图，选择A型普通V带。 确定带轮的基准直径因为最小带轮直径d=75mm取小带轮直径d1=100mm，且=100mm =75mm大带轮直径=100*2.4=240mm 验证带速 ×100&

9、#215;960/60000 m/s= 5.024m/s 带速在525 m/s范围内。在之间。故带的速度合适。确定V带的基准直径和传动中心距初选传动中心距范围为：，即170<=a0<=680取a0=200 V带的基准长度： 958.3mm 查机械设计基础表13-2，选取带的基准直径长度 实际中心距：mm 验算主动轮的最小包角 142.8°120° 故主动轮上的包角合适。 计算V带的根数z 由，查机械设计基础表13-5，得，由，查表13-6，得 ，查表13-8，得，查表8-4，得， 圆整取根。 计算V带的合适初拉力 查机械设计基础表8-6，取得 计算作用在轴上的载

10、荷 V带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.8.2 齿轮传动设计计算（1）择齿轮类型，材料，精度，及参数 选用闭式直齿圆柱齿轮传动（外啮合） 选择齿轮材料；小齿轮材料都取为45号钢，调质，；大齿轮材料取为：45号钢,正火处理， 选取齿轮8级的精度 选 小齿轮的齿数；大齿轮的齿数 （2）按齿面接触疲劳强度设计中心距 式中： 查机械设计基础表11-1，取均值；查表11-5：查图得弯曲疲劳寿命系数：可得：查表11-3 ：；齿宽系数取：（11-6）；故则采用m=1.5mm的模数 计算中心距 圆整中心距，取 计算两齿轮分度圆直径 小齿轮 大齿轮 计算齿宽 取小齿轮齿宽

11、 ；大齿轮齿宽（大齿轮） （3）校核弯曲疲劳强度校核 其中查机械设计基础表11-3，；查表11-8：；查表11-5：。 ，故满足。 （4）验证齿轮的圆周速度v因此选8级精度是合适的 齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)名称 代号计算公式结果小齿轮大齿轮中心距 95传动比4法面模数设计和校核得出1.5法面压力角无齿数Z 无25100分度圆直径 查文献150180齿顶圆直径无40.5153齿根圆直径 df查文献141.25146.25齿轮宽b查文献16058螺旋角方向 查文献1左旋右旋9.减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计 查设计基础经验公式，及结果列于下表。1）、减速器的选择：通气器：由

12、于是在室内使用，选通气器（一次过滤），采用采用 M12×1.5。 油面指示器：选用游标尺 M12 。起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳。放油螺塞：选用外六角油塞及垫片 M12×1.5。 根据机械设计基础课程设计表 11-1 选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5782-2000M12×45,材料 5.8高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8×25,材料 5.8 。低速轴轴承盖上的螺钉：GB5782-2000 M8×25,材料 5.8。 螺栓：GB57822000 M16×120，材料 5.82）、箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚=0

13、.025*120+1=4mm, 取 d =8mm (2)箱盖壁厚： (3)箱盖凸缘厚度 ： (4)箱座凸缘厚度：b=1.25 d=1.5*8=10mm(5)箱座底凸缘厚度：b1=2.5d=2.5*8=20mm (6)地脚螺钉直径：df =0.036a+12=0.036×120+12=16.32mm 取df=20mm (7)地脚螺钉数目：n=4 (因为 a<250) (8)轴承旁连接螺栓直径：d1= 0.75df =0.75×20= 15mm 取 d1=16mm (9)盖与座连接螺栓直径： d2=(0.5-0.6)df =1012mm 取 d2= 12mm (10)连接

14、螺栓 d2 的间距：L=100200mm (11)轴承端盖螺钉直径：d3=(0.4-0.5)df=810mm 取 d3= 8mm(12)检查孔盖螺钉直径：d4=(0.3-0.4)df=68mm 取 d4=8mm (13)定位销直径：d=(0.7-0.8)d2=8.49.6mm 取 d=8mm (14) df 、d1 、d2 至外箱壁距离 C1=26mm (15) df、d2 至外箱壁距离 C2=24mm (16)轴承旁凸台半径 R1=C2=24mm (17)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 (18)外箱壁至轴承座端面的距离：=58mm (19)铸造过度尺寸:(20)大齿轮

15、顶圆与内箱壁的距离：(21)齿轮端面与内箱壁间的距离：(22)箱盖、箱座肋厚：10.轴的设计10.1高速轴的设计由高速轴的计算数据，56.25Nm及分度圆直径=50mm，20°，齿轮轮毂宽度为65mm。所以圆周力1844N径向力671N由于为直齿轮，轴向力10.1.1选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器属小功率，对材料无特殊要求，故选择45钢并经调质处理。由文献1表14-1查得强度极限650MPa,再由表14-3得许用弯曲应力60MPa。10.1.2按扭转强度估算轴径根据文献2表14-2得C=107118。又由式（14.2）得考虑到轴的最小端要连接带轮的大轮，会有键槽存在，故

16、将估算直径加大35，取19.921.96mm，取轴径d=20mm。10.1.3设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端连接带轮传动的大轮。确定轴上零件的位置与固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。确定各轴段的直径轴段1直径最小，20mm；轴段2的直径比轴段1稍大即可；轴段3的轴肩对轴上零件有固定和定位的

17、作用，所以d3要比d2的轴径变化大些；轴段4与轴段6的直径要考虑选用的轴承内径大小（下面轴承的选择有具体参数）；而轴段5的轴肩因为也对齿轮的轴向定位有固定作用，因此直径变化也要大些，故选择d5=40mm。因此，各轴轴颈d汇总如下表各轴段的轴径 轴d1d2d3d4d5d6轴径mm202535644030确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为65mm，即轴段4）的长度也为65mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距，取该间距为15mm，为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm。轴承支点距离=120mm，根据箱体结构及联轴器距轴承要

18、有一定距离的要求，取=75mm，=70mm。由此可定各轴的长度如下所示：轴L1L2L3L4L5L6轴长mm58.062.038.065.023.021.010.1.4按弯矩合成校核轴径画出轴的受力图弯矩图见附图2做水平面的弯矩图。支点反力为922做垂直面的弯矩图.支点反力为做合成弯矩图转矩图T=56.25求当量弯矩因减速箱单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数67.86校核强度考虑键槽d=22.45x1.05=23.57mm而设计的d=35mm>23.57mm故强度足够同理，低速轴的尺寸计算如下：10.2轴的设计计算：由1可得，162N/m，分度圆直径=180mm，20

19、6;，齿轮轮毂宽度约为61mm。所以圆周力1800N径向力由于为直齿轮，轴向力10.2.1选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器属小功率，对材料无特殊要求，故选择45钢并经调质处理。由表14-1查得强度极限650MPa,再由表14-3得许用弯曲应力60MPa。10.2.2按扭转强度估算轴径根据文献2表14.1得C=107118。可知考虑到轴的最小端要连接链轮的小轮，会有键槽存在，故将估算直径加大35，取28.3131.21mm，取29mm。10.2.3设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端连接带轮传动的大轮。确定

20、轴上零件的位置与固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的左端装入，齿轮的右端用轴肩定位，左端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。原理同轴，确定各轴段的直径轴段1直径最小，29mm；轴段2的直径比轴段1稍大即可；轴段3的轴肩对轴上零件有固定和定位的作用，所以d3要比d2的轴径变化大些；轴段4与轴段6的直径要考虑选用的轴承内径大小（下面轴承的选择有具体参数）；而轴段5的轴肩因为也对齿轮的轴向定位有固定作用，因此直径变化也要大些，故选择d5=47mm。各

21、轴段的直径如下表所示。 各轴的轴径轴d1d2d3d4d5d6轴径mm293135404735确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为61mm，为保证齿轮固定可靠，轴段4）的长度应略短于齿轮轮毂宽度，同时由于轴的轴承点距离为120mm，取轴长58mm，为保证齿轮不受离心力的影响，因此在齿轮两端加轴肩为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距，取该间距为15mm，为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段4）的长度取20mm，轴承支点距离=118mm，根据箱体结构及联轴器距轴承要有一定距离的要求，取=75mm，轴的伸出端要和链传动的

22、小轮相连接，故=80mm。由此可定各轴的长度如下所示：轴L1L2L3L4L5L6轴长mm64560.044.058.022.024.010.2.4按弯矩合成校核轴径画出轴的受力图弯矩图见附图3做水平面的弯矩图。支点反力为1800/2=900N做垂直面的弯矩图.支点反力为做合成弯矩图转矩图T=162求当量弯矩因减速箱单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数112.92校核强度考虑键槽d=27x1.05=28.35mm而设计的d=35mm>28.35mm故强度足够。11.滚动轴承的选择和计算选用圆锥滚子轴承，其特点是能同时承受较大的径向载荷和轴向载荷，外圈可分离，游隙可调，装拆方便，

23、适用于刚性较大的轴，一般成对使用，对称安装。要求的轴承寿命：（二十年两班制工作，按每年工作300天，每班工作16个小时）则可计算出轴承寿命 根据轴颈值查文献【3】表2-117，主动轴承选择代号为30206（GB/T 297-1994）的轴承两个，从动轴承选择代号为30207（GB/T 297-1994）的轴承两个，其具体尺寸见下表：轴承代号尺寸/mm内径d外径DB3020630621630207357217由附表3，可知两种圆锥滚子轴承的基本额定动负荷分别为，因为齿轮为直齿，故轴向力=0故/=0<e=1.5tan(查表16-11)所以可查出动载荷系数 由表16-9可得载荷系数为中等冲击的载荷系数当量载荷：由表16-8得温度系数 ， 对于滚子轴承寿命系数由式（16-