机械课程设计单级圆柱齿轮减速器设计说明书

1、 目录一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.2三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.4四、传动装置的运动和动力设计.4五、V带选择.5六、齿轮传动的设计.7七、传动轴的设计.11八、箱体的设计.16九、键连接的设计.19十、滚动轴承的设计.19十一、润滑和密封的设计.20十二、联轴器的设计.21十三、设计小结.21十四、参考文献.22设计课题： 原始数据： 运输带拉力F1500 N运输带速度v1.8 m/s滚筒直径D300 mm设计任务要求：4设计输出（要求）1）产品装配图(如减速器装配图)1张(用A1或A0图纸绘制)；2）零件工作图2-3张(传动零件、轴等)；3）设计说明书一份(约60

2、008000字)。计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 工作条件：输送机连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，5年大修，使用期限8年，小批量生产，输送带速度容许误差±5%。(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑)。 方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。1.电动机 2.V带 3.圆柱齿轮减速器4.联轴器 5.滚筒 6.运输带 二、电动机选择 1、电动机类型和结构的选择：选择一般用途Y系列三相异步电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护

3、方便，适用于无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式 Pda (kw) 由式 PwV/1000 (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=×23×3×4×5式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取1=0.97 ,20.98，3=0.96，4=0.99, 5=0.96则：总=0.97×0.983×0.96×0.99×0.96 =0.833所以：电机所需的工作功率：Pd= Pw/ =2.70/0.833 =3.24kw由于需传动平稳，Ped >Pd

4、 3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： nw60×1000·v/（·D） =(60×1000×1.8)/(300×3.14) =114.65 r/min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=3。取带传动比1= 。则总传动比理论范围为：a。 故电动机转速的可暂选为 Nd=nw*i1*i2 =(2×34×5)×114.65 =687.92293 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min 根据机械设计课程设计用书表，通常来说，多选用1000和1500r/mi

5、n。 根据容量和转速，查出三种适用的电动机型号：（如下表） 电动机型为Y132M1-6 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、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Y132M1-6,轴伸尺寸D*E=38*80，电流9.4A。 三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：I总=8.373i1=3i2=2.791 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n 可得传动装置总传动比为： I总=nm/nw=960/114.65=8.373 总传动比等于各传动比的乘积,选V带轮传动比i1=3 则一级圆柱齿轮减速器i2= I总/ i1=8.373/3=2.791 四、传动装

6、置的运动和动力设计 运动参数及动力参数的计算T0=32.23N.mn0=960r/min 计算各轴的转数：0轴（电动机轴）：P0=Pd=3.24 kw n0=nm=960 r/minT0=(9550* P0)/ n0=32.23 N.mn1=320r/minT1=92.81 N.m轴（高速轴）： P1=P0*01=3.24*0.96=3.11kw n1= n0/ i1=320 r/min T1=(9550* P1)/ n1=92.81 N.mn2=114.65 r/minT2=249.06N.mn3=114.65r/min T3=236.56N.mII轴（低速轴）：P2=P1*12=3.11*

7、0.99*0.97=2.99 kw n2= n1/ i2=114.65 r/min T2=(9550* P2)/ n2=249.06N.mIII轴（滚筒轴）：P3=P2*23=2.99*0.99*0.96=2.84 kw n3= nw =114.65 r/min T3=(9550* P3)/ n3=236.56N.m轴号功率P/kw 转矩T/N.m 转速r/min传动比i0轴（电动机轴）3.2432.239603轴（高速轴）3.1192.81320II轴（低速轴）2.99249.06114.652.791III轴（卷筒轴）2.84236.56114.65 五、V带选择 1、计算功率=1.3=4

8、.21kw=100mm 由已知条件（工作两班制，载荷较平稳），根据机械设计表5-10取=1.3,又电动机所需功率=3.24kw,所以=4.21kw 2、选定V带型号 根据=4.21kw,n=960，由机械设计图5-9查出此坐标点位于A型范围,所以选用A型V带,并由图可知=80100mm。 3、计算大小带轮基准直径、=167.58mm 取标准值：=170mm 取=100mm,V带传动的滑差率=0.010.02,取=0.02，得=（1）=mm=294mm由机械设计P69表5-4,取标准值=280mm。实际从动轮转速:'=/=321×100/280=114.28转速误差=0.003

9、<0.05允许 4、验证带速vV=5.02m/s=405mm=1236.9mm，取标准值：=1250mma=412mm V=m/s=5.02m/s 带速在525m/s范围内,合适。 5、求v带的基准长度和中心距a 初步选取中心距=1.5（+）=1.5（100+280）=570mm 取=570mm，得带长 =2×570+1751.11mm根据机械设计基础表5-2对A型选=1800mm，再由式计算实际中心距a，=mm594mm 6、验算小带轮包角=> 合适 7、求V带根数由n=960，=100mm，通过查机械设计基础表5-5，得=0.95kw,Z=5得实际传动比,查表5-7得

10、=0.95 ;由查表5-9得=0.96查表5-2得=1.01,由此得Z=4.09,取5根 8、求作用在带轮上的压力查表13-1得q=0.1kg/m，得单根V带的初拉力=1354.79NN=137.05N作用在轴上的压力=1354.79N 六,齿轮传动的设计 1.参数设计 （1）选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级8级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为260HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS u=2.721Z1=27 Z2=73d=1a=0.537 （2)、初选主要参数 Z1=27 ，u=2.721 Z2=Z1·u=27

11、×2.721=73.46取整为73 取，d=1，a=（2*d）/（2.721+1）=0.537 a=(2d)/(+1) =0.537 （3）计算传动比误差 i=（2.703-2.791）/2.791=-3.1% 合格 2、确定载荷系数及小齿轮转矩： T1=92.81 N.m 因K在1.22.4之间，载荷平稳取K=1.5 3、计算许用应力： (1) 应力循环次数NH1=60jHn1t=60*1*320*12000=2.304*108 (2)接触疲劳极限Hlim1=600 Mpa Hlim2=540 Mpa 取安全系数SHlim1= SHlim2=1 ZN1=0.97 ZN2=1.0 (

12、3)许用接触应力 H1 =(Hlim1* ZN1)/ SHlim1 =(600*0.97)/1=582 Mpa H2 =(Hlim2* ZN2)/ SHlim1 =(540*1.0)/1 =540 Mpa H1 > H2 取 H1 = H2 =540 Mpa （4）许用弯曲应力 F1 =（Flim1*YN1*YST）/ SHlim1 =(300*0.86*2)/1 =516Mpa (5)弹性系数 ZE =189.8Mpa 4、节点区域系数 初设螺旋角=15o ZH =2.42 5、重合度系数Z，由于Z=（b/sin）/pn =(d*d1*sin)/(mn*3.14) =(d*Z1*tan

13、)/3.14 =(1*27*tan15o)/3.14 =2.303 6、螺旋角系数Z=cos=0.989 7、设计中心距 a >= (+1)*(500kT1/a)*(ZEZHZZ)/ H)21/3 带入数据：a>=92.098a=130d1=70.199d2=189.799b=70mmb1=75mm mn>=(2acos)/(Z1+Z2)=(2*cos15°)/100 =1.779 取mn=2.5 重求中心距：a = mn(Z1+Z2)/2cos =129.409 所以，a取圆整，a=130 需调整=arccosmn(Z1+Z2)/2a =15.942°

14、8、确定分度圆直径： d1= (mn*Z1)cos=(2.5*27)*cos15.942°=70.199 d2= (mn*Z2)cos=(2.5*73)*cos15.942°=189.799 9、确定齿宽： b=b1=b2=a*a=130*0.537=69.81 取b=70mm b1=b2+5=75mm 10、验算轮齿弯曲强度： (1) 当量齿数：ZV1=Z1/cos15.942°=32.37ZV2=Z2/cos15.942°=82.114 (2)齿形系数：YFa和修正系数Ysa 查表：YFa1=2.45 YFa2=2.20 Ysa1=1.65 Ysa2

15、=1.78 （3）重合度系数：a=1.88-3.2(1/ Z1+1/ Z2)cos=1.6516 Y=0.25+0.75/a=0.704 （4）螺旋角系数Y，由>=1查图得Y=0.87 （5）校核弯曲强度 :F1=（2000KT1）*YFa1Ysa1YFa2Ysa2/bd1mn=2000*1.5*92.81*2.52*0.704*0.87*1.625/70*70.199*2.5=43.87 <F1 F1=（2000KT1）*YFa1Ysa1YFa2Ysa2/bd1mn=2000*1.5*92.81*2.22*1.78*0.704*0.87/70*70.199*2.5=43.87&l

16、t;F2 11、计算大小齿轮的并进行比较 < 取较大值代入公式进行计算 则有=71.86<F故满足齿根弯曲疲劳强度要求 12、验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v=·d1·n1/（60×1000） =3.14×70.19×320/（60×1000） =1.0048 m/s 13、齿轮参考几何尺寸： 模数mn=2.5 齿数Z1=27 Z2=73 齿宽b1=75mm b2=70 分度圆直径 d1=70.19 d2=189.799 中心距：a=130mm齿轮精度 8级 齿轮材料小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为260HB

17、S，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。 齿轮零件图见A3图纸 七、轴的设计 1、齿轮轴的设计 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键 (1)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=3.11KW 转速为n=320 r/min根据课本P264（12-2）式，并查表12-2，取c=115d (2确定轴各段直径和长度D1=30mmL1=60mm 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=30mm，又带轮的宽度 B=(Z-1

18、）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 则第一段长度L1=60mmD2=38mmL2=52mm7208C轴承D3=40mmL3=40mmD4=48mmL4= 10mmD5=75mmL5=73mmD6=48mmL6= 10mmD7=40mmL7=31mm右起第二段直径取D2=38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=52mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承，则轴承有径向力，选用7208C型轴承，其尺寸为d×D×B

19、=40×80×18，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=40mm 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D4=48mm，长度取L4= 10mm 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为75mm，分度圆直径为70mm，齿轮的宽度为75mm，则，此段的直径为D5=75mm，长度为L5=73mm 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D6=48mm 长度取L6= 10mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm，长度L7=31mm (3)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：

20、d1=70mm 作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18×105 N·mm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×1.18×105/60=1966.67N 求径向力FrFr=Ft·tan=1966.67×tan200=628.20N （4）轴承支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N 垂直面的支反力：RA=RB =Fr×62/124=314.1 N （5）弯矩 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=PA×62=60.9

21、7 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA×62=19.47 Nm 合成弯矩： （6）转矩： T= Ft×d1/2=59.0 Nm （7）当量弯矩 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （8）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=73.14Nm ,由课本表12-2有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=73.14×1000/(0.1×443)=8.59 Nm<-1右起第一段D处虽仅

22、受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×303)=13.11 Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。 齿轮轴零件图见A3图纸 2.输出轴的设计计算 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 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联轴器 （1）按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度217255HBSd31.79圆整取40轴的输入功率为P=2.99KW 转速为n=114.65 r/min根据课本P205（12-2）式，并查表12-2，取c=1

23、15d 所以圆整取40。 (2)确定轴各段直径和长度HL2型弹性柱销联轴器D1=45mmL1=82mm 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取45mm，根据计算转矩TC=KA×T=1.5×249.06=373.59Nm，查标准GB/T 50142003，选用HL2型弹性柱销联轴器，联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mmD2=46mmL2=53mm 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取46mm,根据轴承端盖的装拆及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30mm，故取该段长为L2=53mm721

24、1C型轴承D3=55mmL3=55D4=60mmL4=68mmD5=66mmL5=10mmD6=60mmL6=15mmD7=55mmL7=21mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用7211C型轴承，其尺寸为d×D×B=55×100×21，那么该段的直径为55mm，长度为L3=55 右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为189.799mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=70mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=68mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定

25、位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=66mm ,长度取L5=10mm 右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D6=60mm，长度L6=15mm 右起第七段：D7=55mm长度L7=21mm （3)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d1=189.8mm 作用在齿轮上的转矩为：T1 =186.79·mm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×5.08×105/300=3762.96N 求径向力FrFr=Ft·tan=3762.96×tan200=1369.61N （4）轴承支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置

26、，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 325185 N.mm 垂直面的支反力：RA=RB =Fr×62/124= 624218 N.mm （5）弯矩 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA×62= 173243N.mm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA×62=64218 N.mm 合成弯矩： （6）当量弯矩 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （7）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=307.56Nm ,

27、由课本表12-2有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=304.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。 八、箱体结构设计 （1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板

28、，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。 （2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。 （3）油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。 （4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。 （5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安

29、装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。 （6）定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。 (7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。 （8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。 （9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。 箱体结构尺寸选择如下表：

30、名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df， d2至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 16凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 60，44大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7

31、轴承端盖外径D290， 105轴承端盖凸缘厚度t 10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2 九、键联接设计 1输入轴与大带轮联接采用平键联接 此段轴径d1=30mm,L1=60mm 查手册得，选用A平键，得： A键 8×7 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm T=44.77N·m h=7mm 根据式得 p=4 ·T/(d·h·L) =4×44.77×1000/（30×7×42） =20.30Mpa < R (110Mpa) 2、输入轴与齿轮1联接

32、采用平键联接 轴径d2=40mm L2=82mm T=120.33N·m 查手册 选A型平键 GB1096-79 键10×8 GB1096-79 l=L2-b=62-12=50mm h=8mm p=4 ·T/（d·h·l） =4×120.33×1000/（44×8×50） = 27.34Mpa < p (110Mpa) 3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d3=60mm L3=68mm T=518.34Nm 查手册 选用A型平键 键18×11 GB1096-79 l=L3-b=60-18=42mm h=11mm p=4·T/（d·h·l） =4×518.34×1000/（60×11×42） =74.80Mpa < p (110Mpa) 十、滚动轴承设计 根据条件，轴承预计寿命 Lh5×365×16=29200小时 1.输入轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用， 所以 P=Fr=742.71N （2）求轴承应有的径向基本额定