单级直齿圆柱齿轮减速器设计

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学期课稈名称机械设计基础课稈设计指导教师胡东职称学生_专业班级学号题目成绩起止日期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13456

工业大学课程设计任务书2012—2013学年第1学期冶金工稈学院（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周容及任务―、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，设计的主要容般包括以下几方面：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（A1或A0）；绘制零件图2；设计计算说明书一份，约10000字^左^^。进起止日期工作容度2012年12月24日传动方案的设计，画出草图安2012年12月26日传动方案的计算排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，科技大学罗圣国主编。《机械设计课程设计》（交通大学）银金光扬编。《机械课程设计》（大学）周元康等主编。《机械设计基础》（清华大学，交通大学）课本扬王洪主编指导教师（签字）:系（教研室）主任（签字）：机械设计基础机械设计基础设计说明书（题引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日学生班级学号成绩指导教U帀（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…………………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7.1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………………188.1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………………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，灰尘极少，有轻微冲击，单件生产，工作年限15年4•原始数据•滚筒圆周力F=1500N•滚筒带速V=1.6m/s•滚筒直径D=300mm第2章电动机的选择选择电动机的类型：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。计算电机的容量d：工作机所需的有效功率为：Pw二FV/1000W=1500x1.6/1000=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n=0-95x0.99x0.99x0.99x0.99x0.97x0.99x0.96=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/min1200r/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/min53.363880计算总传动比：传动装置总传动比和分配各级传动比n9701•传动装置总传动比I工二訣=不石=33.8乙n28.7w2.分配到各级传动比因为Ia=i带」齿已知带传动比的合理围为2〜4。故取V带的传动比i=3则齿轮的传动比12i=3.14。23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=2.853KWP输出转矩：T0=9.55xI06x0n0=28.38N•m2轴（高速轴）n转速：n1=^-0=960/3.0=320r•m带输入功率：P1=2.853X0.95X0.99=2.6832输入转矩PTi=9.55x106x」=80.07N・mn13轴（低速轴）n转速：n2=1=101.9r/min2i23输入功率：P输入转矩：2=p]・n12=2.5509KWT2=9.55x1064轴(卷筒轴输入功率：P输入转矩：Px」=239.05N•mn23=P2xn23=P2xn2=2.5509x0.99=2.5254KWT=9.55x106£3=236.66N-mm3n3第4章带传动设计确定计算功率Pca据查表得工作情况系数KA=1.2。故有：Pca=KAxP=1.2x3.0=3.6KW2•选择V带带型据Pca和n选用A带。3•确定带轮的基准直径dd1并验算带速初选小带轮的基准直径dd1有［2］表8-6和8-&取小带轮直径dd1=125mm验算带速v，有：兀xdxn3.14x125x960V=d10=60x100060x1000=6.28m因为6.35m/s在5m/s〜30m/s之间，故带速合适。计算大带轮基准直径dd2d=ixd=3x125=375mmd2带d14•确定V带的中心距a和基准长度Ld⑴据公式得350Wa0W1000初定中心距a0=700mm(2)计算带所需的基准长度兀(dd)2Ld0u2a0+(d+d)+—di—d2=2011.04mmd002d1d24a0由［2］表8-2选带的基准长度Ld=2000mm3)计算实际中心距u605mmL_L2000u605mmaua十—o=700+o22中心局变动围：a=a_0.015d=575mmmina=a+0.03d=623mmmax验算小带轮上的包角573。a=180°_(d_d)x—=156.3°>120。d2d1a6•计算带的根数Z计算单根V带的额定功率Pr由d=125mm和n=970r/min查表10-4得d10P0=1.38KW据n0=960rmin,i=3和A型带，查10-5得AP0=O.1O9KW查表10-6得Ka=0.939,Kl=1.03,于是：Pr=(P0+AP0)xKLxKa=(1.39+0.11)x0.96x1.03=1.48KW计算V带根数zZ=Pca=2.5Pr故取3根。7•计算单根V带的初拉力最小值(Fo)mn由［2］表8-3得A型带的单位长质量q=0.1kgm。所以(2.5_K)P(F).—500xa—ca+qv20minKxzxva=162.8N应使实际拉力F0大于(F0)min8•计算压轴力Fp压轴力的最小值为：a(Fp)min=2xzx(F0)minxsin2=2x3x162.8x0.99=955.98N第5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HBS］二230大齿轮45钢正火处理齿面硬度取HBS2二190两齿轮齿面硬度差为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12—6得，两试验齿轮材料接触疲劳极限应力分别为Hlim1b=480+0.93（HBS-135）=480+0.93x（230-135）=586.4Hlim1=480+0.93(HBS-135)=480+0.93x(190-135)=531.2MPaTOC\o"1-5"\h\zHlim22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S=1两齿轮材料的需用接Hlim触应力分别为：[b[[b[b]=hiim1==586.4MPaH1S1Hlimb531.2]=Hlim2==531.2MPaH2S13•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T1=80.07Nm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，Z=189.^；MP带入故直齿轮减速器属闭式软齿面传动，且布置对称，故取©d=1.0L］取其中较小值为531.2MP"Ha月、KTu土1d>3月、KTu土1d>31>13pud4•几何尺寸计算3.54xZbTH1.3x0.8007x1053.14+1xxI13.143.54x189.8531.2=58.74mm齿数：由于采取闭式软齿面传动，小齿轮的推荐值是20~40取Z=30,贝yZ=Zxu=30x3.14=9521m=2==1.96,m转为标准模数，取表5-2取整m=2mmZ30a=m(z+z)=2x(30+95L2=125mm中心距amz1z2230952125mm=59mm齿宽b=p*d=1x58.74=58.74,取整=59mmd125•校核齿根弯曲疲劳强度b=b+E〜10取b=5•校核齿根弯曲疲劳强度由校核公式：

b二2KT1YY由表12-5FbdmFS1Z=30时Y=2.52,Y=1.625F1S1Z=时Y=2.20-2.20—2.18X（95-90）=2.192F1100-90Y=1.78+1.79-Y=1.78+1.79-1.78x（95-90）=1.785S2100-90查表12-6，两试验的齿轮弯曲疲劳强度极限应力分别为b=190+0.2（HBS-135）=190+0.2x（230-135）=209MPFlim11ab=190+0.2（HBS-135）=190+0.2x（190-135）=201MPFlim22a查表12-7弯曲强度最小安全系数S=1.0Flim2两齿轮材料的许用弯曲应力分别为ria209lb_l=Hlim1=F1S1Flimriblb=―Flim2=-F2SFlim疲劳应力分别为2KTb=1YYF1bdmF1S112KTb=1YYf2bdf2s259x58.74x31所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够¥二201x2.52x1.625二113^扬]F12X1.2X°.8007X105x2.19x1.82二108.38MPa<b]F2）xm+c*=（1）xm+c*=（1+0.25）x3=3.75d=mZ=2x30=60mm分度圆直径：d=mZ=2x95=190mm齿顶圆直径：22d=d+2h=60+4=64mma11ad=d+2h=190+4=194mma22ad=d-2h=60-5=55mm齿根圆直径：f11fd=d-2h=190-5=185mmf22fh=h*xm=1x2.5=2.5a7•选择齿轮精度等级齿轮的圆周速度：兀dn3.14x87.87x323.33/v=1_0==1.49m/s60x100060000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a125mm传动比i3.14模数m2mm齿数z3095分度圆直径d160mm190mm材料及齿面硬度45钢190〜230HBS45钢190〜230HRC第6章轴的设计计算主动轴的设计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）固定圈套；左端轴承用轴套和过渡配合（H7/k6）固定圈套。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。确定轴的各段直径外伸端直径d二35.5mm，按工艺和强度要求把轴制成阶1梯型d=d+2h=d+2x0.07xd=28.5mm，由于该处安装垫圈，故取标准直径111d=30mm。2考虑到轴承的孔标准，去d3=d7=35mm（两轴承类型相同）初选深沟球轴承型号为7207c「1直径为d4的轴段为轴头，取二40mm参见表16-3」轴环直径d=d+2h=47.5x（1+2x0.07）=45mm54根据轴承安装直径，查手册得d6二47mm6确定轴的各段长度确定轴的各段长度l=46mm（轮毂宽度为B=48mm,L比B短1〜3mm4242L=28mmL=16mm为B=15mm，挡油环厚1mm）73L=4mm毎由环宽度为b>1.4h5根据减速器结构设计的要求，初步确定△2=10-15mm,1二5〜10mm2L二△》+L-L=7mmTOC\o"1-5"\h\z25L=B+△》+L+（1-3）mm=37mm32L二55mm（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为55-65mm）2两轴承之间的跨距L二B+2A2+2L+B=103mm（近似认为支点在两轴承宽度的中点）22主动轴的受力分析求分度圆直径：已知d=mZ=2x30=60P求转矩：已知T=9550=80.07N-mmn求圆周力：Ft2TF==2669Ntd求径向力FrF=Fxtana=5934xtan200=2160Ntt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的力（见下图）求水平面H和铅垂面V的支座反力•水平面H的支座反力：R=^xF=1334.5NH12rR=R=1334.5NH2H1绘制水平面弯矩图•水平面H的弯矩图（见图16-17）M'=65R=86.74N-mHbH1M''=Mi=86.74N・mHbHb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a=0.6，b截面当量弯矩为M'=、M2+CT》=99.5N-mebHbM‘=M=99.5N・mebeb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=aT=0.6x80.07=48.04NM=aT=0.6x80.07=48.04N-mea考虑键槽后。由于d二30.7x1.05二a②校核b截面32.31<d1故截面a安全M=99.5N-mebmaxr~Md>ebmaX=16.25N-mat0.1ty1b-1考虑键槽后。由于d<d,故截面b安全b4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16-1，二600MPa,L］二55MPab-1确定轴的各段直径查表16-2取A=110，根据公式16-1,'25509d>A石二110x\；〒0百二32.16mm，考虑有键槽，将直径增大5%，则d=32.16x（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，选用弹性柱销联轴器。T二KT二1.3x239.05二310.77N-mc查手册选用弹性柱销联轴器，其型号为HL3,・・・选d二35mm外伸端直径di二35mm，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=d+2h=d+2x0.07xd=39.9mm，由于该处安装垫圈，故取标准直径d=40mm。21112考虑到轴承的孔标准，取dg=d?=45mjm（两轴承类型相同）初选深沟球轴承型号为7209c直径为d4的轴段为轴头，取小厶=50mm参见表16-3」轴环直径d=d+2h=50x（1+2x0.07）=57mm54根据轴承安装直径，查手册得d=52mm6确定轴的各段长度l=38mm（（轮毂宽度为B=40mm,L比B短1~3mmL=42mm（HL3弹性柱销联轴由器J型轴孔长度为B=45,七比短1〜3mm）L=18mm（轴承宽度为B=17mm，挡油环厚1mm）L=6mmG由环宽度为b>1.4h）5根据减速器结构设计的要求，初步确定△2=10-15mm,1=5~10mm2L二△》+L-L=13mm25L=B+L+△》+（1-3）mm=37mm332L=55mm（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为55-65mm）2两轴承之间的跨距L二B+2A2+2L+B=100mm（近似认为支点在两轴承宽度的中点）322按主动齿轮的受力计算求分度圆直径：已知d=mZ=190mmP求转矩：已知T=9550=239.05N-mn求圆周力：F2TF==2516.3Ntd求径向力FrF=Fxtana=2516.3xtan20。=915.86Nrt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的力（见下图）求水平面H和铅垂面V的支座反力•水平面H的支座反力：R=1xF=1258.15NTOC\o"1-5"\h\zH12tR=R=1258.15NH2H1绘制水平面弯矩图•水平面H的弯矩图（见图16-17）M'=65R=94.36N-mHbH1M''=M‘=94.36N・mHbHb绘制扭矩图T=239.05r-min绘制当量弯矩图单项转动，故切应力为脉动循环，取a=0.6,b截面当量弯矩为M'=JM‘2+CTP=103.7N-mebbM‘=103.7N・meb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=aT=0.6x239.05=143.43N・meaiMd>reai=29.82mma3'0.1E」考虑键槽后。。由于d=29.82x1.05=31.31<d,故截面a安全a1校核b截面M=103.7N・mebmaxd>ebmax=29.76mma3：0.1IT]“b-1考虑键槽后。由于d=29.76x1.05=31.45<d,故截面b安全b4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33——％"——第7章滚动轴承的选择及校核计算轴承的预期寿命为L'=320x8x3=7680h10h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III35滚动轴承6213GB/T276-1994II45滚动轴承6208GB/T276-19941.低速轴轴承的校核1•轴承载荷的计算F=F=-R2+R2=,1018.7952+2799.112=2979NR1R2HVI2•计算当量动载荷Pr轴承不受轴向力，查表14-5得X=1,Y=0P=X-F=1x2979=2979NrR3•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f=1t查表14-8得载荷系数f二1.2查手册8-32得轴承的基本额定负荷c=50.8KNr代入公式（14-6b）得10h16667~n~316667X10h16667~n~316667X71.69(1x50800丫、1.2x2979丿=667167h>L=7680h10h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F_F_R2+R2_v10802+29672_3157NR1R2'HVI2•计算当量动载荷Pr轴承不受轴向力，查表14-5得X=1，Y=0P_X-F_1x3157_3157NrR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f_1查表14-8得载荷系数f_1.2查手册8-32得轴承的基本额定负荷c_24.5KNr代入公式（14-6b）得C]■t_C]■t_r-p丿pr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L_1666710hn216667(1x24500)3X323.331.2x3157丿=13943h>L=7680h10h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II轴连接的联轴器选用Lx3联轴器GB/T5014-2003；与川轴连接的联轴器选用Lx5联轴器GB/T5014-20032.联轴器的校核•理论转矩P川轴_9550x~n_239.05N-m川轴由表17-1查得K=1.5

由公式（17-1）的计算转矩358.58N-mIll轴T二kt二1.5X239.05二N-m<358.58N-m•轴径III轴的最小轴径d]二35mmd<d<dmin1max符合Lx5的孔直径。③•转速川轴的转速n——101.9r/min<b!——3450r/min均符合要求。3max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r]L丄100~120MPap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d=35.5mm,长度L=58mm由表13-10查得11b=10mm,h=8mm,标记为：键C10x58GB/T1096-2003（2）强度计算。键的工作长度1=L2=58-号=53mm则4T4X键的工作长度1=L2=58-号=53mm则4T4X2670102——dhl35.5x8x53——70.97MPa<故此平键联接满足强度要求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d=45mm丄=90mm,查表13-10得44键14x90GB/T1096-20032）强度计算键的工作长度l——L-b——90-14——76mm4T2dhl4x26701047.5x9x76——32.87MPa<p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d=50mm,长度L=103mm由表13-10查得11b=18mm,h=11mm,标记为：键C18x105GB/T1096-2003（2）强度计算。b18键的工作长度l=L-2=105-—=96mm贝C4T4X1133640L]pdhl105X11X96p故此平键联接满足强度要求。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d=80mm,长度L=80mm,由表13-10查得44b=22mm,h=14mm,标记为：键22x80GB/T1096-2003（2）强度计算。键的工作长度l=L-b=80-22=58mm贝9r4t4x1133640L]Q=3==69.81MPa<L」pdhl80x11x58P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：HMd2/2+（30-50）mm+0+（3-5）mm=210.5