单级圆柱齿轮减速器设计

1、课程设计说明书课 程 名 称：机械设计课程设计题 目 名 称：单级圆柱齿轮减速器设计年级专业及班级：姓 名：学 号：指 导 教 师：评 定 成 绩：教 师 评 语： 指导老师签名： 20 年 月 日目录一、 设计题目、原始数据-3二、 电动机的选择-3三、 确定传动装置的总传动比和分配传动比- 5四、 计算传动装置的运动和动力参数- 6五、 传动零件的设计计算-71. 皮带轮的设计计算-72. 齿轮的设计计算- -10六、 轴的设计- -131. 输出轴的设计计算- -132. 输入轴的设计计算- -18七、 滚动轴承的设计计算-23八、 键的选择及设计计算-26九、 箱体的结构设计-27十、

2、 润滑与密封-28 设计结果十一、设计总结-30十二、参考资料目录-30设计计算一、设计题目、原始数据1、工作条件：a、传动不逆转 b、工作连续、平稳 c、启动载荷为公称载荷的1.25倍 D、每天工作16个小时，寿命6年 e、批量生产2、原始数据：输送带拉力F=900N;速度V=2.3m/s；鼓轮直径D=400m/s。3、设计方案:单级圆柱齿轮减速器和一级带传动    本设计原动机为电动机。工作机为皮带输送机。传动方案采用了单级传动，为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟订传动方案，可以由已知道条件计算驱动卷筒的转速：  &

3、#160;  n筒 =60×1000V/D         =60×1000×2.3/×400         =109.8 r/min二.电动机选择1、电动机类型的选择：卧式封闭型Y系列（ZP44）三相异步电动机2、电动机功率选择：传动装置的总功率：查表2-4取弹性连轴器、圆柱齿轮、滚动轴承、V带的效率分别为联轴器=0.99；齿轮=0.97;轴承=0.98;带=0.96; =

4、0.95;总=带×轴承3齿轮×联轴器 ×=0.824电机所需的工作功率：P工作=FV/1000带=900×2.3/1000×0.824=2.51 kw按手册表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I1=36。取V带传动比I2=24，则总传动比范围为I总=624。故电动机转速范围为 n电动机=I总×n筒=(624)×109.8=658.8-2635.2 r/min符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。  根据容量和转速，查有关手册有三种适用的电动机型号：现比较 两种如下型号额

5、定功率同步转速满载转速电动机质量总传动比Y132m-63kW1000 r/min960 r/min63 kg7.9Y100L2-43kW1500 r/min1430 r/min38 kg11.68根据传动方案：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，可见第2方案比较适合，则选Y100L2-4确定电动机型号  根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电  动机型号为Y100L2-4。  其主要性能：额定功率：3kW，满载转速1430 r/min。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1430/1

6、09.8=13.022、分配各级传动比:1).取V带i带=2.8(单级减速器i=24合理）2).i总=i齿轮×i带   i齿轮=i总/ i带=13.02/2.8=4.65  所得传动比符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮传动的常用范围四、传动装置的运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速电动机轴为轴,减速器高速轴为轴,低速轴为轴nI=n电动机 =1430 r/minnII=nI/i带=1430/2.8=510.71 r/minnIII=nII/i齿轮=510.71/4.65=109.83 r/min2、计算各轴的功率PI= 3kw PII=PI&#

7、215;带=2.51×0.96=2.41kwPIII=PII×轴承×齿轮=2.41×0.98×0.97=2.29kw3、计算各轴扭矩T1 = 9550×Po/nI=9550×2.51/1430=16.76 N·mTII=9550×PII/nII=9550×2.41/510.71=45.07 N·mTIII=9550×PIII/nIII=9550×2.29/109.83=199.12 N·m运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名功率P KW转矩T Nm转速r

8、/min输入输出输入输出电动机轴2.5116.761430I轴2.412.361845.0743.72510.71II轴2.292.2443199.12193.15109.83五、传动零件的设计计算.皮带轮传动的设计计算1).确定计算功率Pc由于每天工作时间T=16h，运输装置工作时有轻度冲击，由机械设计基础表13-8查得工作情况系数KA=1.2，故Pc=KA×P=1.2×3kW =3.6kW2).选择V带的带型根据Pc,n1由机械设计基础图13-5选择A型V带。3).确定带轮的基准直径并验算带由机械设计基础表13-9取小带轮的基准直径d1=95mm>dmin=75。

9、d2=i×d1(1-0.02)=260.68mm由机械设计基础表13-9得，取d2=265mmV带的速度V=×d1 ×n/60×1000=×95×1430/60×1000=7.11 m/s其中速度在5-25 m/s的范围内，带速合格。5).确定V带的中心距a和基准长度Ld根据式0.7(dd1+dd2)<a<2(dd1+dd2) 算得336<a<960 mm则取ao=540mm由式（8-22）计算基准长度 L2a0+0.5(d1+d2)+0.25(d2-d1)2/a0 =2×540+0.5&#

10、215;(95+265)+0.25×(265-95)2/540 =1658.87mm由机械设计基础P212页，取Ld=1600mm确定中心距a=ao+(Ld-L)/2=510mm6).验算小带轮的包角由包角公式1800-(d2-d1)57.50=1800-(265-95)×57.50=160.90 >1200   7).计算带的根数z  由d1=95mm和nI=1430r/min，查机械设计基础图13-3得Po=1.41kW.根据nI =960r/min，i=208和A型V带，查机械设计基础表13-5得Po=0.17kW查表13

11、-7得K =0.96， Kl=0.99,V带根数z=Pc/（Po+Po）KKl =3.6/（1.41+0.17）×0.96×0.99=2.39（根），取整z=3根9).计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min由机械设计基础表13-1得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m,所以 (Fo)min=500(2.5-K)Pc/zK+q2=500×(2.5-0.96)×3.6/(0.96×3×7.11)+0.1×7.112=140.4 N      实际处拉力Fo>

12、;(Fo)min10).计算压轴力Fp最小值压轴力为(Fp)min=2z(Fo)min Sin(0.51)=2×3×140.4×Sin(160.9/2)=830.7N   .齿轮设计计算1).选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。由传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。输送机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB1009588）。材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45号钢(调质)，硬度为260HBS, Hlim 1=610 MPa，FE1=460 MPa。大齿轮材料为45钢(正火处理)，硬度为215 HBS，Hlim 2=400MPa，FE2

13、=320 MPa两者材料硬度差为45HBS由机械设计基础表11-5，取SH=1.0, SF=1H1=Hlim 1/SH=610/1.0 MPa=610 MPaH2=Hlim 2/SH=400×1.05/1.0 MPa=420 MPaF1=FE1/SF=460/1.0 MPa=460MPaF2=FE2/SF =320/1.0 MPa=320 MPa2).按齿面接触强度设计由机械设计基础表11-3试选载荷系数Kt=1.2. 由机械设计基础表11-6取齿宽系数d=0.9计算小齿轮传递的转矩。由公式T1=95.5×105P1/n1 =95.5×105×2.41/

14、510.71=45066 N·m 由表11-4查得材料的弹性影响系数ZE=188 MPa1/2。由公式10-13计算应力循环次数(一年按300计算) N1=60 n1jLh=60×510.71×(6×300×16)=8.83×108N2=8.83×108/4.65 = 1.90×108由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d 2(u+1)ZH2KtT1ZE2/u H2d1/3则小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值得： d1t (2×1.2×45066×5.65×2.52

15、×1882/1.1×4.65×420)1/3 =53.9mm取小齿轮的齿数为Z1 =24，则大齿轮的齿数为Z2 =i×Z1=4.65×24=111.6 取Z2=112故实际传动比i=112/24=4.67计算齿宽 b=d·d1t=0.9×53.09mm = 47.781mm 由此取 b1=55mm b2=50mm计算齿宽与齿高之比b/h。 模数 mt= d1t/z1=53.09/24mm =2.21mm 由机械设计基础表4-1，取m=2.5 齿高 h=2.25mt=2.25×2.5 mm =5.625 mm 则 b

16、/h=58.4/5.625=10.38计数中心距由课表取，d1=z×m=24×2.5=60mm. d2=112×2.5=280mm中心距 a=d1+d2/2=60+280/=170mm 3).按齿根弯曲强度设计 由机械设计基础图11-8和图11-9，取 YFa1=2.76 YFa2 =2.2 YSa1=1.58 YSa2=1.83 F1=2k×T1×YFa1×YFa2 /bz1m2=52.33MPa<F F2=F1×YFa1. YFa2 / YSa1. YSa2=48.31Mpa 4).齿轮的速度

17、=d1tn1/60×1000    =×60×510.71/60000 = 1.6m/s 六、轴的设计计算 、输入轴的设计计算1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。由机械设计基础表14-1和表14-3可知： b=650Mpa,s=360Mpa,其中 b+1 =210Mpa 0bb=100Mpa,-1bb=60Mpa按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输入端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查机械设计基础表14-2可得，45钢取C=118 则d1

18、18×(P/n)1/3mm=19.8mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，轴的直径要增大5%，故d=19.8×(1+5%)=20.69.取d=22mm2、轴的结构设计 1）.轴的零件定位，固定和装配    单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴或者弹性挡圈轴向定位，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，右轴承从右面装入，齿轮套筒，左轴承和联轴器依次从左面装入（见附图1）将估算轴d=22mm作为外伸端直径d1

19、与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=26mm，齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=30mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=35mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=30mm. 择轴承型号.由由手册初选深沟球轴承,代号为6206,查手册表6-1可得:轴承宽度B=16,安装尺寸D=30mm,故轴环直径d5=40mm.2）.确定轴的各段直径和长度  、段：

20、d1=22mm 考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离长度取L1=50mmII段:d2=26mm 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，并且考虑到轴承润滑时润滑油的走动，为此，取该段长为 L2=55mm 。 III段直径d3=30mm初步选择滚动轴承型号,因只受径向作用力,选择深沟球轴承,参照工作状况以及轴径要求选6206,查手册d×D×B=30×60×16（手册表6-1）。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取套筒长为20mm。故取长度为 L3=36mm段直径d4=35mm由于齿轮的宽度b2

21、=55mm，此段轴的是齿轮轴分度圆直径为D=60mm，可知此段的长度为 L=55mm段直径d5=40mm. 作为齿轮的轴向定位故此取长度为 L=20mm初步选择滚动轴承型号为6206,查手册d×D×B=30×60×16，故最后一段为L=17mm。如图：由上述轴的各段可得轴支承跨距为L=111mm3、按弯矩复合强度计算已知转矩T1=45.07 N·m根据（6-34）式得圆周力   Ft=2 TIII/d2=2×45.07/60=1502N求径向力Fr   根据（6-35）式得Fr=Ft·

22、tan=1502×tan200=546.7 N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55.5mm绘制轴受力简图（如上图a）绘制垂直面弯矩图（如上图b）    轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=546.7/2=273.35 N    FAZ=FBZ=Ft/2=1502/2=751N    由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为    MC1=FAyLA=273.35×55.5=15.17 N·m截面C在水平面上弯矩为：MC2=F

23、AZL/2=751×55.5=41.68 N·m绘制水平面弯矩图（如上图c）绘制合弯矩图（如上图d）   MC=(MC12+MC22)1/2=(15.172+41.682)1/2=44.35N·m绘制扭矩图（如上图e）  转矩：T=45.07 N·m绘制当量弯矩图（如上图f）转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，   查机械设计基础P235 取=0.6，截面C处的当量弯矩: Mec=MC2+(T)21/2=15.172+(0.6×45.07)21/2=31N.m校核危险截面C的强度 由式（6-3）

24、e=Mec/0.1d33=31/(0.1×0.033)=11.48MPa -1b=60MPa   该轴强度足够。、输出轴的设计计算 1、轴的材料设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。由机械设计基础表14-1和表14-3可知： b=650Mpa,s=360Mpa,其中 b+1 =210Mpa 0bb=100Mpa,-1bb=60Mpa按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查机械设计基础表14-2可得，45钢取C=118则

25、d118×(P/n)1/3mm=32.48mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，故d=32.48×(1+5%)=34.104.取d=35mm 2、轴的结构设计 1）.轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第

26、二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm. 选择轴承型号.由1P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=45mm,故轴环直径d5=60mm.2）、确定轴的各段直径及长度段：d1=35mm 考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离长度取L1=56mmII段:

27、d2=40mm 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，并且考虑到轴承润滑时润滑油的走动，为此，取该段长为 l2=57mm 。III段直径d3=45mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取套筒长为20mm。故取长度为 L3=41mm段直径d4=50mm由于齿轮的宽度b2=50mm，此段轴的长度要比齿轮宽小2，可知此段的长度为 L=48mm段直径d5=60mm. 作为齿轮的轴向定位故此取长度为 L=10mm最后一段为L=30mm，其中包括轴承定位轴肩d=50mm，L=10mm，由

28、于初选的轴承为6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm，故轴d=45mm，长度为L=20mm。如图由上述轴的各段可得轴支承跨距为L=110mm3）、按弯矩复合强度计算已知转矩TII=199.12 N·m根据（6-34）式得圆周力Ft=2TII/d2=2×199.12/280=1422.3N求径向力Fr根据（6-35）式得Fr=Ft·tan=1422.3×tan200=517.7 N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55mm绘制轴受力简图（如图a）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=517.7=258.9 NFA

29、Z=FBZ=Ft/2=1422.3/2=711.15 N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyLA=258.9×55=14.24 N·m     绘制水平面弯矩图（如图c)       截面C在水平面上弯矩为：       MC2=FAZL/2=711.15×55=39.11 N·m    绘制合弯矩图（如图d）  &

30、#160;   MC=(MC12+MC22)1/2=(14.242+39.112)1/2=41.62 N·m    绘制扭矩图（如图e）转矩：T=199.12 N·m    绘制当量弯矩图（如图f）      转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处      的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=41.622+(0.6×199.12)21/2=127N.m

31、0;   校核危险截面C的强度         由式（6-3）e=Mec/0.1d33                    =41.622+(0.6×199.12)21/2/(0.1×0.0453)       

32、60;            =13.9 MPa -1b=60MPa          该轴强度足够。 七、滚动轴承校核计算 1、输入轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=6×300×16=34560h 由初选的轴承的型号为: 6206, 查设计手册表6-1可知:d=30mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=23.0KN, 基本静载荷CO=15.0K

33、N, （1）已知n1=510.71(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=751N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63×751=473.13N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0由此可知Fa/Fr=0， 并且Fa/Fr<e.由此得其系数为 x=1， y=0。(3)计算当量载荷P根据课本P279表16-9 取fp =1.5根据课本P279（14-7）式得P=fp(xFr+yFa)=1.5×(1×751)=1126.5N(4)轴承寿命计算深沟球轴承=3根据手册得6206型的Cr=19

34、.5KN由课本表16-8得，ft=1故 LH=106(ftCr/fpP)/60n=106 (1×19500/1.5×1126.5)/60×510.71=50154.6h>34560h 预期寿命足够2.输出轴上的轴承:根据根据条件，轴承预计寿命L'h=6×300×16=34560h 由初选的轴承的型号为: 6209,查设计手册表6-1可知:d=45mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN, （1）已知n2=109.83(r/min)两轴承径向反力：FR=Faz=711.15N根据课本P2

35、65（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63×711.15=448N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0由此可知Fa/Fr=0， 并且Fa/Fr<e.由此得其系数为 x=1， y=0。(3)计算当量载荷P根据课本P279表16-9 取fp =1.5根据课本P279（14-7）式得P=fp(xFr+yFa)=1.5×(1×711.15)=1066.7N(4)轴承寿命计算深沟球轴承=3根据手册得6206型的Cr=19.5KN由课本表16-8得，ft=1故 LH=106(ftCr/fpP)/60n=106(1&

36、#215;31500/1.5×1066.7)/60×109.83=1157867h>34560h 预期寿命足够八、键的选择及校核计算1根据轴径的尺寸，由设计手册中表4-1 得：高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-792键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2T2/d=2×199

37、.12/50=7964.8N故有=4×T2/d×h×Ls =4×199.12/9×31×50 =57.1MPa因此剪切强度足够键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。 九、箱体结构设计 1减速器箱体结构设计表名称符号尺寸(mm)箱座壁厚8箱盖壁厚18箱座凸缘厚b12箱盖凸缘厚b112箱底凸缘厚b225加强肋厚m10.2地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓d115箱盖、箱座连接螺栓d210地脚螺钉到外壁C1/C226/24轴承旁连接螺栓C1/C222/20箱盖、箱座连接螺栓C1/C216/142.减速器零件的位置尺寸设计代号名称推荐值(mm)1齿顶圆至箱体内壁的距离102齿轮端面至箱体内壁的距离143轴承端面至箱体内壁的距离66大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离307箱底至箱底内壁的距离20H减速器中心高105注:具体尺寸见装配图十、润滑与密封 1