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20122013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器设计完成期限：自2012年 12月 24 日至 2012年1 月4日共 2周一、设计的主要技术参数二、设计任务设

2、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、联内 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；容编写设计计算说明书。三、设计工作量及绘制减速器装配图1 张（ A1 或 A0）；绘制零件图2 张；设计计算说明书一份，约 10000任字左右。务起止日期工作内容进2012 年 12 月 24 日传动方案的设计，画出草图度2012 年 12 月 26 日传动方案的计算安2012 年

3、12 月 30 日装配图，零件图的绘制排2012年1月课程设计答辩主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。要机械设计课程设计 （北京交通大学）银金光刘扬编。参机械课程设计 （重庆大学出版社）周元康等主编。考机械设计基础 （清华大学，北京交通大学）课本刘扬王洪 主编资料指导教师（签字）：年月日系（教研室）主任（签字）：年月日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 拟定传动方案设计题目名称6运动简图6工作条件6原始数据

4、6第 2 章 电动机的选择选择电动机的类型6计算电机的容量7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 带传动设计确定计算功率8选择 V 带带型8确定带轮的基准直径并验算带速8确定 V 带的中心距和基准长度8验算小带轮上的包角9计算带的根数9计算单根 V 带的初拉力最小值9计算压轴力9第 5章 齿轮设计选选齿轮的材料和热处理方法，并确定材料的许用应力确定材料的许用接触应力9确定小齿轮的分度 圆直径9几何尺寸计算10校核齿根弯曲疲劳强度10齿轮其他尺寸计算11选择齿轮精度等级11第 6 章 轴的设计计算主动轴的设计12确定轴的零件的布局方案和固定方法确定轴的各段直径12确定轴

5、的各段长度确定轴的各段长度主动轴的受力分析12按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算13校核轴的强度。13从动轴的设计14确定轴的零件的布局方案和固定方法14确定轴的各段直径15确定轴的各段长度确定轴的各段长度15从动轴的受力分析15按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 15校核轴的强度。15第 7 章 滚动轴承的选择及校核计算低速轴轴承的校核17高速轴轴承的校核17第 8 章 键联接的选择及计算 18联轴器的选择及校核19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

6、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，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=s3 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 Pd ：工作机所需的有效功率为：Pw=FV/1000W=1500×1000=设：联轴器的效率为闭式齿轮的效率为一对滚动轴承的效率为输送机滚筒则传动系数的总效率为=×××&#

7、215;××× =所以：电动机所需功率为=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 型同步转速满载转速总传动比DE号IIY132S-61000r/min960r/min38803. 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 = nd97033.8nw28.72.分配到各级传动比因为 I a =i 带 i齿 已知带传动比的合理范围为24。故取 V 带的传动比

8、i12 =3 则齿轮的传动比i23 =。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： n0 =960r / min输入功率： P0 =Pd =输出转矩： T0 = 106Pdn0= N· m2 轴（高速轴）转速： n1 = n0960/3.0320r ·mi带输入功率： P1 =×× =输入转矩T1 =9.55 106P1·mn13 轴（低速轴）1101.9r / min转速： n 2 = ni 23输入功率： P2 = P1 · 12=输入转矩

9、：T2 =9.55 106P2n· m24轴（卷筒轴）输入功率： P3P2 23 P2 2 2.5509 0.99 2.5254 KW输入转矩：T3 9.55 106p3236.66 N mmn3第 4 章 带传动设计1. 确定计算功率 Pca据查表得工作情况系数K A =。故有：Pca =KAP 1.23.03.6KW2. 选择 V 带带型据 Pca 和 n 选用 A 带。3. 确定带轮的基准直径 d d 1 并验算带速（1）初选小带轮的基准直径d d 1 有 2 表 8-6 和 8-8 ，取小带轮直径d d 1 =125mm。（2）验算带速 v，有：vd d1 n03.14125

10、 960601000601000m= s因为 s 在 5m/s30m/s 之间，故带速合适。（ 3）计算大带轮基准直径d d 2d d 2i带dd13 125375mm4. 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 L d(1) 据公式得 350 a01000 初定中心距 a 0 =700mm(2) 计算带所需的基准长度L d 0 2a0( dd 1dd 2 )( d d1 d d 2 )2=24a0由2 表 8-2 选带的基准长度 L d =2000mm（3）计算实际中心距a a0LdLd 07002000 2011.04605mm22中心局变动范围： amin a0.015d 575mmama

11、xa 0.03d623mm5. 验算小带轮上的包角180 (dd 2 d d 1 )57.3156.3 120a6. 计算带的根数 z（1）计算单根 V 带的额定功率Pr由 d d1125mm 和 n0970 r/min 查表 10-4 得P0 =rmin ，i=3和 A 型带，查 10-5 得据 n 0 =960P0 =查表 10-6 得 K =，K L =，于是：Pr =(P 0 +P0 )KLK=（+）=（2）计算 V 带根数 zpcaZ2.5Pr故取 3根。7. 计算单根 V 带的初拉力最小值（ F0 ） min由 2 表 8-3kg得 A 型带的单位长质量 q= m 。所以(F 0

12、) min500 (2.5K) Pcaqv2Kzv=应使实际拉力 F 0 大于（ F 0 ） min8. 计算压轴力 F p压轴力的最小值为：（F p ） min =2z（F 0 ） minsin 2 =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 HBS1230大齿轮45钢正火处理齿面硬度取 HBS 2190两齿轮齿面硬度差为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H lim 14800.93 H

13、BS11354800.93230135586.4MPaH lim 24800.93 HBS21354800.93190135531.2MPa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SHlim 1两齿轮材料的需用接触应力分别为：H1 =H lim 1586.4SHlim1586.4MPaH2=H lim 2531.2531.2MPaSH lim13. 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T180 .07 Nm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=查表 12-4 ， Z E189.8

14、MPa 带入故直齿轮减速器属闭式软齿面传动，且布置对称，故取d1.0H 取其中较小值为 531.2MPa3 KT1u 123 1.3 0.8007 1053.14 13.54 189.823.54 Z E58.74mmd1u13.14531.2dH4. 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 Z130，则 Z2Z1u303.1495md158.741.96，m转为标准模数，取表 5 - 2取整 m 2mmZ130中心距 am z1z2230952 125mm齿宽 b2dd1 1 58 .7458.74,取整 b2 59mmb1b25 10 取 b165mm5. 校

15、核齿根弯曲疲劳强度由校核公式：F 2KT1 YF YS 由表 12-5 bd1mZ130时 YF12.52,YS11.625Z2时YF 12.202.1895902.192.2090100YS 21.78 1.791.7895901.78510090查表 12-6 ，两试验的齿轮弯曲疲劳强度极限应力分别为Flim 11900.2 HBS11351900.2230135209MPaFlim 21900.2 HBS21351900.2190135201MPa查表 12-7 弯曲强度最小安全系数SFlim 21.0两齿轮材料的许用弯曲应力分别为Hlim 1209F 1SFlim2091F 2Flim

16、 2201201SFlim1疲劳应力分别为F12KT1 YF 1YS121.22.521052.52 1.625113.53MPaF1bd1m59 58.742F 22KT1 YF 2YS221.20.8007 1052.19 1.82108.38MPaF 2bd15958.743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： d1mZ123060mmd2mZ2295190mmda1d12h a60 464mm齿顶圆直径：d22h a1904194mmda 2df1d1 - 2h f60- 555mm齿根圆直径： df 2d2 - 2hf190- 5185mmh ahm1

17、2.52.5ah fh*ac*m10.25 3 3.757. 选择齿轮精度等级齿轮的圆周速度：vd1 n03.14 87.87 323.331.49m / s60100060000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i模数m2 mm齿数z3095分度圆直径d160 mm190 mm材料及45 钢45 钢齿面硬度190 230HBS190 230HRC第 6 章 轴的设计计算1. 主动轴的设计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（

18、 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 d135.5mm，按工艺和强度要求把轴制成阶梯型d2d12hd120.07d128.5mm ，由于该处安装垫圈，故取标准 直径d 230mm 。考虑到轴承的内孔标准，去d 3d 735 mm （两轴承类型相同）初选深沟球轴承型号为 7207c

19、直径为 d 4 的轴段为轴头，取d440mm 参见表 16 - 3轴环直径 d5d42h47.5120.0745mm根据轴承安装直径，查手册得d647 mm3. 确定轴的各段长度确定轴的各段长度l 446mm （轮毂宽度为 B 248mm ， L 4比 B2 短1 3mmL128 mmL716 mm 轴承宽度为 B315mm ，挡油环厚 1mmL 54mm 轴环宽度为 b1.4h根据减速器结构设计的要求，初步确定2=10-15mm， l 25 10mmL 6 = 2+ L 2 - L 5 =7mmL 3B3 2+L 2 +（ 1-3 ）mm=37mmL 255mm （根据减速器箱体结构等尺寸初

20、步确定为55-65mm）两轴承之间的跨距L= B3 +22+2L 2 + B2 =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 d mZ 2 30 60P求转矩：已知 T955080 .07 N mm求圆周力： FtFt2T2669 Nd求径向力 FrF t0F t tan5934 tan20 2160N5. 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：1Fr 1334 .5NRH 12RH 2RH 11334 .5

21、N绘制水平面弯矩图水平面 H的弯矩图（见图16-17 ）M H'b65RH 186.74 N mM H'' bMH b86.74N m绘制扭矩图T 80.70N m绘制当量弯矩图单项转动，故切应力为脉动循环，取0.6 ，b 截面当量弯矩为2T299.5N mM ebM HbMebM eb99.5Nm6. 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。M eaT0.6 80.0748.04 N mdaM ea30.7 N m30.1b -1考虑键槽后。由于 da30.7 1.05 32.31 d1 ，

22、故截面 a 安全校核 b 截面M ebmax99.5N mda 3M ebmax16.25 N m0.1 b -1考虑键槽后。由于 dbd4 ，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

23、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 ，b -155MPa2. 确定轴的各段直径查表 16-2取 A=110，根据公式 16-1dA3 P1103 2.550932.16mm ，考虑有键槽，将直径增大5%，则n101 .9d=×(1+5%)mm=由图 16-15 可知，该轴外端安装联轴器，补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。TcKT1.3239.05310.77 N m查手册选用弹性柱销联轴器，其型号为HL3，选 d135mmb 600MP a ，外伸端直径

24、d135mm ，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d 2 d1 2h d1 2 0.07 d139.9mm ，由于该处安装垫圈，故取标准直径 d2 40 mm 。考虑到轴承的内孔标准， 取 d3d745mm（两轴承类型相同） 初选深沟球轴承型号为 7209c直径为 d 4 的轴段为轴头，取 d450mm 参见表 16 - 3轴环直径 d5 d4 2h 50120.07 57 mm根据轴承安装直径，查手册得d652mm3. 确定轴的各段长度l 438mm （轮毂宽度为 B 240mm ， L 4比 B2 短1 3mmL142 mm HL 3弹性柱销联轴器J型轴孔长度为 B1

25、45， L1比 B1短1 3mmL718mm 轴承宽度为 B317 mm ，挡油环厚 1mmL 56mm 轴环宽度为 b1.4h根据减速器结构设计的要求，初步确定2=10-15mm， l 25 10mmL 6 = 2+ L 2 - L 5 =13mmL 3B3L 2 +2+（ 1-3 ）mm=37mmL 2 55mm （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= B3 +22+2L 2 + B2 =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 d mZ 190mmP239.05 N m求转矩：已知 T 9550n求圆周力：

26、 F t2T2516.3NFtd求径向力 FrF rF t0tan2516.3 tan 20915.86 N5. 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：RH 11Ft 1258 .15 N2RH 2RH 11258 .15 N绘制水平面弯矩图水平面 H的弯矩图（见图 16-17 ）M H'b65RH 194.36 N mM H''bMH b94.36 N m绘制扭矩图T 239.05r min绘制当量弯矩图单项转动，故切应力

27、为脉动循环，取0.6 ，b 截面当量弯矩为2T2M ebM b103.7 N mM eb103.7 N m6. 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。M eaT0.6 239.05143.43NmdaM ea29.82 mm30.1b-1考虑键槽后。由于 da29.82 1.0531.31 d1 ，故截面 a 安全校核 b 截面M ebmax103.7 N mda 3M ebmax29.76 mm0.1 b -1考虑键槽后。由于 db 29.76 1.0531.45 d4 ，故截面 b 安全因为危险面均安全，所

28、以该轴的强度是足够的，无需修改原结构设计第 7 章 滚动轴承的选择及校核计算轴承的预期寿命为'L3208 37680h10h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 276-199445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2222799.112FR1 F R2 RH RV1018.7952979 N2. 计算当量动载荷 Pr轴承不受轴向力，查表14-5 得 X=1 ，Y=0PrXF R 1 2979 2979 N3. 验算轴承的寿命球轴承的寿命指数3查表

29、 14-7 得温度系数查表 14-8 得载荷系数ff1t1.2p查手册 8-32 得轴承的基本额定负荷 cr50.8KN代入公式（ 14-6b ）得16667f t cr166671350800'L10hf p pr667167hL10h7680hn371.691.22979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2222967 2F R1 FR2 RH RV10803157 N2. 计算当量动载荷 Pr轴承不受轴向力，查表14-5 得 X=1 ，Y=0PXF131573157 NrR3. 验算轴承的寿命球轴承的寿命指数3查表 14-7 得温度系数查

30、表 14-8 得载荷系数ff1t1.2p查手册 8-32 得轴承的基本额定负荷c24.5KNr代入公式（ 14-6b ）得16667f t cr166671245003'hhL10hf p pr13943L10 h7680n2323.331.23157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

31、轴连接的联轴器选用L×5联轴器 GB/T 5014-20032. 联轴器的校核 . 理论转矩轴9550P3N mT 3n3239.05由表 17-1 查得 K=由公式（ 17-1 ）的计算转矩轴TKT21.5239.05N mT358.58N mcn. 轴径轴的最小轴径 d135 mmd mind1 dmax符合 L× 5 的内孔直径。. 转速轴的转速n3101.9r / minnmax3450r / min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p100 120MPa1. 主动轴与联轴器相配

32、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=, 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l Lb5810253mm 则24T 24267010pdhl70.97MPa35.5 8 53故此平键联接满足强度要求。p2. 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,L=90mm,查表 13-10 得键 14×90

33、GB/T 1096-2003（2）强度计算键的工作长度 l L b901476mm4T 24267010pdhl47.5 932.87MPap76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l Lb10518296mm 则24T 341133640pdhl71.57MPa105 11 96故此平键联接满足强度要求。4. 从动轴上键的

34、选择及校核p（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lLb802258mm则4T 341133640pdhl8069.81MPap11 58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，减速器的主要尺寸如下：箱座高度： H d a2 /2 (30-50)mm+ +(3-5)mm=，取 H=220mm箱体壁厚： =10mm箱盖壁厚： 1 = 8mm箱座的凸缘厚度：b =15mm箱盖的凸缘厚度：b1 =15mm箱座底的凸缘厚度：b 2 = 25mm地脚螺栓直径：df =18mm地脚螺栓个数 n = 6轴承旁联接螺栓直径：d1 =14mm箱盖、箱座联接螺栓直径：d 2 = 1