单级圆柱齿轮减速器设计说明

1、 . . . 机械设计课程设计 2010-2011第2学期姓 名：学 号：班 级：指导教师： 成 绩： 日期：2011 年 06 月 目录1、 设计目的2二、设计方案2三、电机的选择3四、传动比的计算与分配4五、传动装置的动力参数5六、传动件的设计和校核7七、轴的设计和校核15八、键的选择和校核23九、箱体设计23十、滚动轴承的选择25十一、联轴器的选择26十二、润滑与密封27十三、设计小结27一、设计目的设计容计算与说明结 果1、综合运用机械设计与其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；2、学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动与一般机械的基本设计方法和步骤，培养

2、学生工程设计能力、分析问题与解决问题的能力；3、提高学生在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算与考虑技术决策等机械设计方面的基本技能和机械CAD技术。二、设计方案设计容计算与说明结 果设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。输送机工作轴功率P=4 KW,输送机工作轴转速n=55r/min。使用期限5年，两班制工作，工作中有轻微震动，单向运转。螺旋输送机同转速容许误差为5%，减速器由一般规模厂中小批量生产。装置如下图所示：3、 电机的选择设计容计算与说明结 果1电动机类型的选择选择Y系列三相笼形异步电动机。它属于全封闭自扇冷式电动机，结构简单，价格低廉，维护方便，适用于不易燃

3、、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上。2电动机容量的选择电动机所需工作功率： （kw）由电动机到输送机的传动总效率为：根据1机械设计课程设计表15.1中：、分别为联轴器1滚动轴承（一对）圆柱直齿轮传动联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。据表9.2取=0.99、=0.99、=0.97、=0.99、=0.93。则：=0.990.990.970.990.93=0.85所以，电动机所需的工作功率为：=4/0.85=4.7（kw）=0.85P=4.7 Kw3确定电动机转速输送机工作轴转速为：n=(1-5%)(1+5%)55 r/min=52.357.8 r/min根据1中表9.2推荐的传动比合理围，

4、取圆柱齿轮传动单级减速器传动比围I=36；开式圆锥齿轮传动的传动比I=24。总传动比围为I=I I=624。电动机转速的可选围：N= In=(624)55=3301320 r/min符合这一围的同步转速有：750、1000 r/min。根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：方案电动机型号额定功率/kw满载转速/（rmin）1Y160M2-85.57202.02.02Y132M2-65.59602.02.0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，比较两种方案可知:方案1比较合适。选择750r/min的电动机四、传动比的计算与分配设计容计算与说明结 果1 确

5、定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为： I=n/n=720/55=13.09 I=13.092 确定各级传动装置传动比分配传动装置传动比：= I I (式中I、I分别为减速器和开式圆锥齿轮传动的传动比)根据1中，取I=3，故I= I/ I=4.36I=3I=4.36五、传动装置的动力参数设计容计算与说明结 果将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴 . n,n,.为各轴转速 （r/min）i,i，.为相邻两轴间的传动比，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （N·m）可按电动机轴至工作

6、运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1 运动参数与动力参数计算（1）计算各轴的转速：轴：n=720 r/min轴: n= n/ I=165.14 r/min III轴：n= n 输送机：n= n/ I=55.05 r/min（2）计算各轴的输入功率：轴： P= × =× =4.7×0.99=4.65 (kw)轴： P= P×= P×× =4.653×0.99×0.97=4.47 (kw) III轴： P= P×= P×× =4.468×0.99×0.99=4.

7、38 (kw) 螺旋输送机轴：P= P××=4.03 (kw)（3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： T=9550×/ n=62.34 N·m轴： T= T×= T× =61.72 N·m轴： T= T×I×= T×I×× =258.42 N·mIII轴：T= T××=253.27 N·m螺旋输送机轴：T=T×I××=699.56 N·m（4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入

8、功率乘以轴承效率：= P×=4.61=P×=4.42= P×=4.34（5）计算各轴的输出转矩：由于轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率，则： = T×=61.10N.m = T×=255.84 N.m = T×=250.74 N.m综合以上数据，得表如下：轴名功率P （KW）转矩T （N·m）转速nr/min传动比 i效率电机轴4.762.3472010.99轴4.6561.727204.360.96轴4.47258.42165.140.98轴4.38253.27165.1430.92输送机轴4.03699.5655.0

9、5n=720 r/minn= n= 165.14 r/minn=55.05 r/minP=4.65 (kw)P=4.47 (kw)P=4.38 (kw)P=4.03 (kw)T=62.34 N·mT=61.72 N·mT=258.42 N·mT=253.27 N·mT=699.56 N·mT=61.10N.mT=255.84 N.mT=250.74 N.m六、传动件的设计计算（一）减速器传动零件设计设计容计算与说明结 果1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）

10、，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿轮精度初选8级2初选主要参数Z=21 ，u=4.36，Z= Z×u=21×4.36=91.56 ，取Z=92Z=21 Z=923按齿面接触疲劳强度计算1、计算小齿轮分度圆直径 d确定公式的各计算数值：1)试选载荷系数=1.32)计算小齿轮传递的转矩T=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.65/720=6.17×104 N·mm3）由2机械设计中表10-7选取齿宽系数=14）由2中表10-6查的材料的弹性影响系数Z=189.85）区域系数 Z=2.56

11、）由2中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。7）由2中式1013计算应力循环次数N60njL60×720×1×（2×8×300×5）1.037×109NN/4.362.38×1088）由2中图10-19取接触疲劳寿命系数K0.93；K0.979）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由2中式（1012）得0.93×600MPa558 MPa0.97×550MPa533.5MPaT=6.17×104 N·mmN1.037&

12、#215;109N2.38×108=558 MPa=533.5MPa4 计算1、计算各主要数据：1）试算小齿轮分度圆直径d，代入中较小值d=53.83 mm2）计算圆周速度v=2.03m/s3）计算齿宽b与模数mb=*d=1×53.83mm=53.83 mmm=2.56 mmh=2.25 m=2.25×2.56mm=5.76 mmb/h=53.83/5.76=9.354) 计算载荷系数k已知工作有轻振，所以取K=1.25，根据v=2.03m/s,8级精度由2中图108查得动载系数K=1.1；由2中表104用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， K=1.3

13、46由2中图1013查得K =1.27直齿轮K =K =1。故载荷系数K= K*K* K* K=1.25×1.1×1×1.346 =1.855）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由2中式（1010a）得=mm=60.55mm6）计算模数m m =mm=2.88 d53.83 mmv=2.03m/sb=53.83 mmm=2.56 mmh=5.76 mmb/h=9.35K=1.85 =60.55mm m =2.885 按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m1、确定计算参数1）由2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=620Mpa；大齿

14、轮的弯曲疲劳强度极限=520Mpa；2）由2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.856，K=0.892 3）计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由2中式（10-12）= =379.09Mpa =331.31 MPa4）计算载荷系数 K= K*K*K*K =1.25×1.1×1×1.27=1.755）查取齿型系数由2中表105查得Y=2.76；Y=2.1966）查取应力校正系数由2中表105查得Y=1.56；Y=1.7827）计算大、小齿轮的并加以比较=0.0114=0.0118 大齿轮的数值大。2、设计计算 m=1.79mm对比计算结果，可取由弯曲

15、强度算得的模数1.79并就近圆整为标准值m=2 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=53.83mm，算出小齿轮齿数 Z= d/m=53.83/2=26.91取Z=27大齿轮齿数 Z=4.36x27=117.72 取Z=118=379.09Mpa=331.31MpaK=1.75=0.0114=0.0118m1.79mmm=2mmZ=27Z=1186 几何尺寸计算1）计算分度圆直径d=m·Z=2×27=54 mm d2=m·Z=2×118=236mm2）计算中心距a=m ·（Z+ Z）/2=2×（27+118）/2= 145mm3）计算齿轮

16、宽度b= d·=54 mm 取B=55mm B=60mmd=54 mmd2=236mma=145mmB=55mmB=60mm（二） 减速器外传动件设计设计容计算与说明结 果1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45钢。调质处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮：45钢。正火处理，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级。2 初选参数Z=24， u=3 ， Z= Z×u=24×3=72取=0, =0.3Z=24Z=72=0.33 确定许用应力与计算齿轮的1、确定极限应力和齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿

17、轮按190HBS 查2中图10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查2中图10-20得=450Mpa, =380Mpa2、计算应力循环次数计算应力循环次数N，确定接触疲劳寿命系数N1=60njL=60×165.14×1×（2×8×300×5）=2.3780×10N2=N1/u=2.3780×10/3=0.793×10查2中图1019得：kHN1=0.98,kHN2=0.963、计算接触许用应力取 由许用应力接触疲劳应力公式568.4 MPa528 MPa查2中图10-18得kFE1=0.91 kF

18、E2=0.89=292.5 MPa=241.57 MPa4、初步计算齿轮的主要尺寸因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按2中式（1026）试算，即 确定各参数值 1）试选载荷系数K=1.3 2）计算小齿轮传递的转矩=9.55×106×P/n=9.55×106×4.38/165.14=2.53×10 N·mm3）材料弹性影响系数由2中表10-6取Z=189.8 MPa4)计算小齿轮分度圆直径d =2.92* =117.61mm5)计算圆周速度=1.02m/s 因为有轻微振动，查2中表10-2得=1.25。根据v

19、=1.02m/s，8级精度，由2中图10-8查的动载系数=1.13；取=1.2，=1,故载荷系数=1.6956）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得=117.61*=128.48mm=(1-0.5*0.3)*128.48=109.21mm 计算大端模数m=5.355、按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-23）得 确定计算系数。1） 计算载荷系数由2中表10-9查得=1.25，则=1.875=2.6482） 齿形系数和应力修正系数因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数=计算。其中=0.95= 0.32 = =25.26=225查2中表10-5得 齿形系数=2.62 ，=2.0

20、6 应力修正系数= 1.59 ，=1.97 3) 计算大、小齿轮的并加以比较=0.01456=0.01643大齿轮的数值大。4）设计计算 = =4.81 对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数4.81并就近圆整为标准值m=5，按接触疲劳强度算得的分度圆直径=128.48mm算出小齿轮齿数=25.7，取=26 大齿轮齿数 =3*26=78N1=2.378×10N2=0.793×10=568.4MPa=528MPa=292.5MPa=241.57MPa=2.5×10N.mmd117.61mmv=1.02m/sK=1.695m=5.35K=2.648m=54 几何尺寸的

21、计算1、 计算分度圆直径 =5*26=130 mm=5*78=390 2、 计算锥距 R=205.55 3、 计算齿轮宽度=205.55*0.3=61.7 取 =65 mm=70 mmR=205.55mm七 轴的设计(一)减速器输入轴设计容计算与说明结 果1 初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS ，轴的输入功率=4.65Kw,转矩=720 r/min根据2中15-2式，并查表15-3，取=115=115*=21.42 mm2 求作用在齿轮上的受力因已知道小齿轮的分度圆直径为=54 mm ，而=2262.96 N=2262.96*tan= 823.65 N3 轴的结构设计

22、1、拟定轴上零件的装配方案1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 6密封盖7轴承端盖 8轴端挡圈 9半联轴器2、确定轴的各段直径和长度1）从联轴器开始右起第一段，由于联轴器和轴通过键连接，则轴应该增加5%，取=22 mm，根据计算转矩T=K*T=1.3*61.72=80.24 N.m，查标准GB/T 54831986，选用YL6型凸缘联轴器，半联轴器长度为=52mm,轴段长 =50mm2）右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取30 mm，根据轴承端盖装拆与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30 mm，故取该段长为=74 mm。3）右起第三段，该段装有

23、滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸=35*72*17，那么该段的直径为35mm，长度为=20mm。4）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圈外径，取直径为44mm，长度取= 22.5mm。5）右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为56mm，分度圆直径为54 mm，齿轮的宽度为60mm，则，此段的直径为56mm，长度取=60 mm。6）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圈外径，取44 mm，长度为=22.5mm。7）右起第七段，该段为滚动轴承的安装出处，取轴径为35 mm，长度为=20 mm。4

24、 求轴上载荷1根据轴承支反点的作用点与轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平的支反点：=1131.48N垂直的支反点：由于选用深沟球轴承则=0,那么=411.83N垂直面的弯矩：=* L/2=415.76*145/2=29.8 N·m=* L/2=415.76*145/2=29.8 N·m水平面的弯矩：=* L/2=1131.48*145/2=82.03 N·m求合成弯矩：=87.28 N·m= Ma=87.28 N·m轴传递的转矩：T=61.10 N·m2、做轴上各段受力情况与弯矩图3、判断危险截面并验算强度 由图可见，a-

25、a截面最危险，其当量弯矩：=认为轴的扭切应力是脉动循环变力，取折合系数a=0.6,带入 =94.67 N·m轴的材料选用45号钢，调质处理，查表得：= 650MPa，-1b=60Mpa有：d除了右起第一段外，其他设计轴的最小直径30mm,所以安全。现在校核第一段：=36.66 N·m轴的材料选用45号钢，调质处理，查表得：= 650MPa，-1b=60Mpa有：d第一段直径为22mm，所以安全。NNN.m=94.67N.m（二） 减速器输出轴设计容计算与说明结 果1 初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS ，轴的输入功率 =4.47kw，转矩=165.

26、14 r/min根据2中15-2式，并查表15-3，取=115=115* =34.52 mm2 求作用在齿轮上的力因已知道大齿轮的分度圆直径为=236 mm ，而=2168.14 N=2168.14*=789.14 N3 轴的结构设计1、 拟定轴上零件的装配方案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半联轴器2、 确定轴的各段直径和长度 1)从联轴器开始右起第一段，由于联轴器和轴通过键连接， 则轴应该增加5%，取=32 mm，根据计算转矩=1.3*258.42=335.95 N.m，查表知，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为=52 mm，轴段长为

27、= 50mm 2）右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取40 mm，根据轴承端盖装拆与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30 mm，故去该段长为=74 mm。 3）右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸=45*85*19，那么该段的直径为45mm，长度为=45mm。 4）右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键连接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为236mm,则该段的直径取50mm，齿轮宽为b=55mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=55mm 5）右起第五段，考虑齿轮的轴

28、向定位，定位轴肩，取轴肩直径= 56mm，长度取=5 mm。 6）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圈外径，取=60 mm，长度为=20mm。7）右起第七段，该段为滚动轴承的安装出处，取轴径为=45 mm，长度为=20mm。4 求轴上的载荷1、根据轴承支反点的作用点与轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平的支反点：=1084.07 N垂直的支反点;由于选用深沟球轴承则=0,那么=394.57N垂直面的弯矩：=* =394.57*72.5=28.61 N·m=*=394.57*72.5=28.61 N·m水平面弯矩：=*=1084.07*72.

29、5=78.6 N·m求合成弯矩：= =83.49 N·m轴传递的转矩： T=255.84 N·m2、作出轴上各段受力情况与弯矩图2)判断危险截面并验算强度； 由图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩：=认为轴的扭切应力是脉动循环变力，取折合系数a=0.6,带入：=174.74 N·m 轴的材料选用45号钢，调质处理，查表得：= 650MPa -1b=60Mpa 有：d=30.77mm 轴的最小直径为32mm，所以安全。N28.61N83.49N.m八、键的选择与校核设计容计算与说明结 果1 输入轴上的键连接1、输入轴与联轴器1联接采用平键联接轴径d=22m

30、m，L=50mm，T=61.10 N·m查看相关手册，选择C型平键 由2中表6-1得，B键的b=8mm，h=7mm；L=L-b=50-8=42mm h=7mm=37.79MPa<=110MPa。b=8mmh=7mmMPa2 输出轴上的键连接1、 输出轴与齿轮用平键联接； 轴径d=50mm ,L=55mm ,T=258.42 N·m 查机械手册，该联接采用C型平键联接， B键的尺寸为b=16mm ,h=10mm ,L=L-b=55-16=39mm ， h=10 mm=53.01MPa<=110MPa2、 输出轴与联轴器2采用平键联接； 轴径d=32mm ，L=80

31、mm ，T=255.84 N·m 查机械设计手册，该联接选用C型平键联接， B键的尺寸为b=10mm , h=8mm , L=L-b=80-10=70mm , h=8mm ,=57.11MPa<=110MPab=16mmh=10mmMPab=10mmh=8mmMPa九、箱体设计设计容计算与说明结 果 1、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连接后，镗孔之前安装二个定位销，空位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。 2、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

32、体。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体和润滑油飞溅出来。 3通气器 减速器运转时，由于摩擦发热，使机体温度升高，气压增大，导致润滑油从细缝向外泄露，所以多在机盖顶部与窥视孔盖上安装通气器，使机体热涨气自由逸出，达到集体外气压相等，提高机体有缝隙处得密封性能。 4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。 5启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联接后结合较紧，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，可先拧动螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，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

33、于调整。 6调整垫片 调整垫片由多片很薄的软金属制成，用以调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。 7放油螺塞 减速器底部设有放油孔，由于排除污油，注油前用螺塞堵住。 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 在伸出轴和端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具情况选定。十、滚动轴承的选择与计算设计容计算与说明结 果1 输入轴的轴承设计计算1、由给定的工作条件易得，轴承预计寿命=2×8×300×5=24000h2、 初步计算当量动载荷；

34、由2中表13-6取f=1.3,该轴承只承受径向力 ， = 1.3*823.65=1070.75 N； 3、轴承应有的景象基本额定载荷为 C=，查2中相关表格易得，f=1,=3，则 C= =10837.22 N4选择6207轴承，C=25.5 KN L= =312664.54 h > 24000 h 轴承预期寿命足够，合格。C=10837.22Nh2 输出轴轴承设计计算1、该轴承在工作条件下只受到径向力作用, P=fF=789.14 N2、 轴承应有的径向基本额定载荷值； C=，查2中相关表格易得，f=1,=3，则 C= =10383.15 N3、 选择轴承； 选择6209型，C=31.5

35、 KN L= =670124.79 h > 24000 h所选轴承寿命足够，合格。C=10383.15Nh十一、联轴器的选择设计容计算与说明结 果1 联轴器的选择1、由于两轴工作平稳，冲击较小，结构简单，所以可选用凸缘联轴器；2、计算转矩; 取K=1.3， T=KT=1.3*61.10=79.43 N.m, T=KT=1.3*255.84=332.59 N.m3、 选择联轴器； 根据T和n=720r/min,查找机械设计手册，输入轴选用型联轴器，其额定转矩T=100N.m,许用转速n=5200r/min,可以满足要求。 根据T和n=165.14r/min,查找机械设计手册，输出轴选用型联轴器，其额定转矩T=400N.m