单级圆柱齿轮减速器(附装配图)

1、铁路职业技术学院机械与电子学院 机械设计基础课程设计说明书题目：带传动及单级圆柱齿轮减速器的设计学院： 机械与电子学院 专业： 机械制造与自动化 班级： 机制19-1班 学号：姓名： 李俊 指导教师： 周 海 机械与电子学院2019年11月-12月目录一、课程设计任务要求·························&

2、#183;··3二、电动机的选择································· 4三、传动比的计算设计··········

3、3;······················ 5四、各轴总传动比各级传动比·························&

4、#183;···6五、V带传动设计······································· 8六、齿轮传动设计····

5、····························· 11七、轴的设计···················

6、83;··················· 19八、轴和键的校核····························

7、3;· 30九、键的设计····································· 32十、减速器附件的设计········

8、·······················34十一、润滑与密封·························&#

9、183;··········· 36十二、设计小结····································

10、3;·····37十三、参考资料······································· 37一、课程设计任务要求1. 用CAD设计一张减

11、速器装配图（A0或A1）并打印出来。2. 轴、齿轮零件图各一张，共两张零件图。3.一份课程设计说明书（电子版）并印出来传动系统图如下：传动简图输送机传动装置中的一级直齿减速器。运动简图工作条件冲击载荷，单向传动，室内工作。三班制，使用5年，工作机速度误差±5%。原始数据如下：原始数值数据来源 S3-10输出轴功率P/kw4.5输出轴转速n/min55二、电动机的选择计算步骤设计计算与内容设计结果 1、选择电动机的类型。 2、电动机输出功率Pd3、 电动机的转速4、 选定电动机的型号按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式冷鼠笼型三相异步电动机。 电动机输出功率总=

12、12234 =0.96*0.99*0.99*0.96*0.96=0.86故电动机输出功率PdPd=P/总=4.5/0.86=5.23kw电动机额定功率Ped查表20-1，得Ped=5.5kw由表2-1，得V带传动常用传动比范围i1 =24 单级圆柱齿轮i2=36，nw=55r/min      nd =nw·i1·i2=3301320r/min   在该范围内电动机的转速有：750r/min、1000r/min，取电动机同步转速为1000r/min。根据电动机所需的功率，并考

13、虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸相应越大，所以选用Y132M2-6.额定功率5.5kw，满载转速960r/min，额定转矩2.0N/m，最大转矩2.2N/m。  电动机 Y132M2-6  输出功率Pd=5.23kw   额定功率 Ped=5.5kw 总=0.86三、传动比的计算设计计算步骤设计计算与内容 1、计算总传动比2、各级传动比分配      i总=n/nw=960/55=17.45n为电动机满载转速，nw为输出轴转

14、速取V带传动的传动比i1=2，开式齿轮传动的传动比i3=3则减速器的传动比i2=i/（i1*i2） =2.90四、各轴总传动比各级传动比计算步骤设计计算与内容设计结果1、各轴转速2、各轴输入功率3、各轴的转矩电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，输出轴为3轴。n0=960r/minn1=n0/i1=480r/minn2=n1/i2=166r/minn3=55r/minP0=5.23KWP1=P0*n1=5.23*0.96=5.02KWP2=P1*n2*n3=5.02*0.99*0.96=4.77KWP3=4.5KWT0=9550*P0/n0=52.02N·mT1

15、=99.88N·mT2=274.42N·mT3=781.36N·mn0=960r/minn1=480r/minn2=166r/minn3=55r/minP0=5.23KWP1=5.02KWP2=4.77KWP3=4.5KWT0=52.02N·mT1=99.88N·mT2=274.42N·mT3=781.36N·m计算结果汇总如下表，以供参考相关参数轴           电动轴01轴2轴w卷筒轴功P(KW)5.235.024.

16、773.8转速n(r/min)96048016655转矩T（N.m）52.0299.88274.42781.36传动比i22.903效率0.960.960.96五、传动设计计算步骤设计计算与内容设计结果1、确定设计功率PC2、选择普通V带型号3、确定带轮基准直径dd1、dd2。4 验证带速V5、  确定带的基准长度Ld和实际中心距a0。带长L06、      校核小带轮包角17、      确定V带根数Z8、求初拉力F0及带轮轴上的压力F0由<<机械设计基础>>

17、表10-7得KA=1.2PC=KAP=1.2×5.5=6.6KW根据PC=6.6KW,n0=960/min。由表10-8应选B型V带。由课本图10-88知，小带轮基准直径的推荐值为112140mm。由机械设计基础表10-8取dd1=125mm，dd2=dd1*n1/n2=125*960/480=250mm按表10-8取标准直径dd2=250mm，则实际传动比i、带速V分别为：i1=dd2/dd1=250/125=2V=dd1n1/60×1000=（125××960）/（60×1000）m/s=6.28m/sV值在525m/s范围内，带速合格。0

18、.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（125+250）a02(125+250)262.5mma0750mm初取中心距a0=500mmL0=2a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+（125+250）/2+（250-125）2/（4×500）=2028.31mm由表10-2选取基准长度Ld=2000mm实际中心距a为aa0+（La-L0）/2=500+（2028.31-2000）/2mm=514mm1=180o-（dd1-dd2）/×57.3o=180o-57.3o×（4250-125）/514=166o1

19、20o（符合要求）查表10-4，由线性插值法P0=1.64+(1.93-1.64)/(1200-950)*(960-950)=1.65kw查表10-5,10-6，有线性插值法P0=0.294kwKa=0.968查表10-2，得KL=0.98V带轮的根数ZZ=Pc/（P0+P0）*Ka*Ka=6.6/（1.65+0.294）*0.968*0.98=3.6（根）圆整得Z=4由表10-1查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，得单根V带的初拉力为F0= 500×（2.5/K -1）(Pc/zv)+qv2=5002.5/0.968-1）x6.6/（5x6.28）+0.17×

20、;6.282=214.6N可得作用在轴上的压力Q为Q=2×F0Zsin（a1/2）=2×214.6×4×sin（1660/2）=1700NKA=1.2Pc=6.6kwdd1=125mmdd2=250mmi=2V=6.28m/sa0=500Ld=2000mma514mm1=166oP0=1.65kwP0=0.294kwKa=0.968Z=4F0 =214.6N6YQ=1700N 六、齿轮传动设计根据数据：传递功率P1=5.02KW电动机驱动，小齿轮转速n1=480r/min，大齿轮转速n2=166r/min，传递比i=2.90，单向运转

21、，载荷变化不大，使用期限五年，三班制工作。 设计步骤计算方法和内容设计结果1、 选择齿轮材料 2、 确定材料许用接触应力 3、 按齿轮面接触疲劳强度设计4、 几何尺寸计算5、 校核齿根弯曲疲劳强度6、 齿轮其他尺寸计算7、 选择齿轮精度等级  开式齿轮 （1）选择齿轮材料和热处理 （2）确定材料许用接触应力   （3）按齿面接触疲劳强度进行设计       （4）几何尺寸计算     （5）校核齿根弯曲疲劳

22、强度        3、         主要尺寸计算     （6）齿轮其他尺寸计算      （7）齿轮精度等级 小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为250HBS；大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为220HBS。两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。查表12-6，两齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为H

23、lim1=480+0.93（HBS1-135） =480+0.93*(250-135)=586.95MPaHlim2=559.05MPa查表12-7，SHlim=1.0H1=Hlim1/SHlim=586.95/1=586.95MPaH2=559.05MPa因两齿轮均为钢质齿轮，可求出d1值。确定有关参数与系数：   转矩T1=99880N·mm查表12-3，,取K=1.4查表12-4，取弹性系数ZE=189.8 齿宽系数d=1H以较小值H2=559.05MPa代入d1= =60.66mm齿数Z1=30则Z2=Z1*u=30*3=90  

24、60;模数m=d1/Z1=60.66/30=2.02mm查表5-1，圆整m=2mm中心距a=m/2（Z1+Z2）=120mm  齿宽b2=d1*d=60.66mm取整b2=61mmb1=b2+（510）mm 取b1=70mm查表12-5，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为Z1=30时 YF1=2.52 YS1=1.625Z2=90时 YF2=2.20 YS2=1.78查表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为Flim1=190+0.2（HBS1-135） =190+0.2*（250-135）=213MPaFlim2=207MPa查表12-7， 

25、0;   SHlim=1.0F1=Flim1/SHlim=213/1=213MPaF2=207MPa两齿轮的齿根弯曲疲劳应力为F1=2kT1/(bd1m）*YF1*YS1 =2*1.4*99880/（61*60.66*2）*2.52*1.625 =154.75MPa F1F2=147.98MPaF2所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。分度圆直径 d1=mZ1=2*30=60mm d2=180mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=60+2*2=64mm da2=184mm齿根圆直径 df1=d1+2hf=60-2*2.5=55mm df2=175mm中心距 a=120mm齿宽

26、b2=61mm b1=70mmV1=1.51m/s查表12-2，选齿轮精度第II公差等级为9级小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为230HBS。两齿轮齿面硬度差相等，符合开式齿轮齿面传动的设计要求。     Hlim1=Hlim2=480+0.93（HBS-135） =480+0.93(230-135)=568.4MPa      查表12-7，取SHlim=1.0H1=H2=Hlim/SHlim=568.4MPa T2=274420N&#

27、183;mm查表12-3，K=1.4查表12-4，ZE=189.8 d=0.5 u=4 H=568.4MPad1=    =104.32mm 齿数Z1=20 Z2=Z1*u=80模数m=d1/Z1=5.22mm    查表5-1，取整m=6mm中心距a=m（Z2+Z1）/2=300mm齿宽b2=55mm b1=60mm    查表12-5，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为  Z1=20时 YF1=2.80 YS1=1.55Z2=80时 YF2=2.22

28、 YS2=1.77 查表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为Flim1=Flim2=190+0.2（HBS-135）=190+0.2*（230-135）=209MPa 两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为F1=F2=209MPa两齿轮的齿根弯曲疲劳应力为F1=2kT1/(bd1m）*YF1*YS1 =2*1.4*274420/（55*109.34*6）*2.8*1.55 =96.87MPa F1F2=87.70MPa F2所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。分度圆直径 d1=mZ1=6*20=120mm d2=480mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=132mm da2=492

29、mm齿根圆直径 df1=d1+2hf=105mm df2=465mm中心距a=300mm齿宽 b2=55mm b1=60mmV1=0.90m/s，查表12-2，选齿轮精度第II公差等级为10级。       Hlim1=586.95MPa Hlim2=559.05MPa  H1=586.95MPa H2=559.05MPa u=3 T1=99880N·mm K=1.4ZE=189.8 d=1d1=60.66mm Z1=30&#

30、160;Z2=90  m=2mm a=120mm   b2=61mmb1=70mm  YF1=2.52 YS1=1.625YF2=2.20 YS2=1.78  Flim1=213MPa Flim2=207MPa  F1=213MPa F2=207MPa  F1=154.75MPa  F2=147.98MPa         Hl

31、im1=Hlim2=568.4MPaH1=H2=568.4MPaT2=274420N·mmK=1.4ZE=189.8 d=0.5 u=4 H=568.4MPad1=104.32mm Z1=20Z2=80m=6mma=300mmb2=55mm b1=60mmFlim1=Flim2=209MPa 七、轴的设计主动抽1轴传动功率P2=4.77KW,转速n2=166r/min，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。设计步骤计算方法和内容设计结果1、         选择轴的材料，确定许用应力。 2、

32、0;        按钮转强度估算轴径。   3、         设计轴的结构并绘制结构草图 （1）、确定轴上零件的位置和固定方式      （2）、确定各轴段的直径和直径              

33、0;              （3）齿轮上的作用力大小     （4）校核轴的强度                     4、从动轴设计  （1）选取轴的材料和热处理，确定许用

34、应力 （2）估算最小直径      （3）确定轴上零件的布置和固定      （4）确定各轴段的直径和直径           （5）齿轮上的作用力       （6）校核轴的强度         &

35、#160;（7）计算当量弯矩  由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料五特殊要求，故选用45钢并经正火处理。查表16-1得强度极限b=600MPa，在查表16-5得许用弯曲应力b-1=55MPa。根据表16-2得A=107118.得：dA× . =（107118）×  =23.54mm考虑到轴的最小直径出要安装V带轮，会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%，。查书表12-4得d1=25mm。   （1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，如16-1图所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。齿轮用轴肩与轴套作

36、轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。   （2）、确定轴的各段直径、由上述可知轴段1直径最小d1=25mm查表得L1=50mm 、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的V带轮，进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足：d2=d1+（1-5）mm=26-30mm取轴径d2=28mmL2=70mm、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足： 

37、60; d3d2取d3=30mmL3=33mm（套筒15mm）。、轴段4一般要比轴段3的直径大1-5mm，所以有d4=35.5mmL4=68mm、轴环直径d5=30mmL5=7mm、为了便于拆卸左轴承，d6=d4+2a，取d6=35.5mmL6=8mm（7）、轴段7与轴段3安装相同型号的轴承，所以该轴径为：  d7=30mmL7=16mm分度圆直径d=60mm转矩T=99880N·mm圆周力Ft=2T/d =99880*2/60=3329N径向力Fr= Fttan200=1211N轴向力Fa=0水平支座反力FRAX=FRBX=Ft/2=1665N水平面弯矩MCH=

38、70FRAX=116550N·mm垂直面支座反力FRAZ=FRBZ=Fr/2=605.5N垂直面弯矩MCV=70FRAZ=42385N·mm合成弯矩Mc= =124018N·mm最大当量弯矩查表 得a=0.6Medmax= =1941189N·mm进行ab面校核Mea=aT=59928N·mmda=22.17mm由于考虑键槽，da=22.17*1.05=23.28mmdad1（安全）db=70.67mm由于考虑键槽，db=27.65*1.05=74.20dbd4（安全） 选用45钢，正火处理查表16-1得强度极限b=600MPa，在查表16-5

39、得许用弯曲应力b-1=55MPa。根据表16-2得A=107118.得：dA× . =（107118）× =33.17mm由于考虑键槽，直径增大5%，d=35.07mm确定轴上零件的布置方案和定位方式，如16-1图所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。1 右起第一段，开式齿轮左边由轴肩，右边用轴端挡圈固定d7=40mm，L7=60mm2 右起第二段，d6=45mm L6=70mm

40、3 右起第三段，轴承安装段，d5=50mm，L5=37mm4 右起第四段，齿轮轴段，d4=56mm，L4=59mm5 右起第五段，d3=60mm，L3=7mm6 右起第六段，d2=50mm，L2=8mm7 右起第七段，L1=20mm，d1=50mm分度圆直径d=180mm转矩T=274420N·mm圆周力Ft=2T/d =274420*2/180=3049N径向力Fr= Fttan200=1110N轴向力Fa=0水平支座反力FRAX=FRBX=Ft/2=1525N水平面弯矩MCH=70FRAX=106750N·mm垂直面支座反力FRAZ=FRBZ=Fr/2=555N垂直面弯

41、矩MCV=70FRAZ=38850N·mm合成弯矩Mc= =113600N·mm查表 得a=0.6Meb= =2288977N·mm进行ab面校核Mea=aT=164652N·mmda=31.05mm由于考虑键槽，da=30.771.05=32.32mmdad1（安全）db=32.84mm由于考虑键槽，db=32.84*1.05=34.48mmdbd4（安全）      d=23.54mm      d1=25mm  

42、;         d1=25mmL1=50mm       d2=28mmL2=70mm    d3=30mmL3=33mm   d4=35.5mmL4=68mmd5=30mmL5=7mm  d6=35.5mmL6=8mm  d7=30mmL7=16mm       

43、       Mc= 124018N·mm    Medmax=1941189N·mm Mea= 59928N·mm     db=74.20mm              d=35.07mm    

44、         d7=40mm，L7=60mm d6=45mm L6=70mm  d5=50mm，L5=37mmd4=56mm，L4=59mm   d3=60mm，L3=7mm d2=50mm，L2=8mm  L1=20mm，d1=50mm   Ft=3049N Fr=1110N  Fa=0 MCH= 106750N·mmMCV= =38850N

45、·mmMc= 113600N·mmMeb= 2288977N·mm  Mea=164652N·mm八、轴和键的校核设计步骤设计计算与内容设计结果一、输入轴轴承1、选用输入轴轴承型号 2、计算轴承寿命 3、由预期寿命求所需c并校核二、输出轴轴承1、选用输出轴的型号2、 轴承预期寿命3、由预期寿命求所需c并校核选用比较便宜的深沟球轴承60200型，已知轴承内径40mm，故选6206，因为无轴向力，故载荷P=Fr=1023N。因为该轴承要工作5年且8小时连续工作，所以有预期寿命L 10h=5*365*

46、8=14600h查表14-7知：载荷系数fp=1.2查表14-8知：温度系数fT=1根据选择6208型，并查书附表得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=1.95KNC=9196NCCr（这对轴承符合使用）选用比较便宜的深沟球轴承60200型，已知轴承内径50mm，故选6210，因为无轴向力，故载荷P=Fr=1080N。因为该轴承要工作5年且8小时连续工作，所以有预期寿命L 10h=5*365*8=14600h查表14-7知：载荷系数fp=1.2查表14-8知：温度系数fT=1根据选择6210型，并查书附表得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=3.5KNC=6500NCCr（这对轴承符合使用） 

47、;P=Fr=1023N L 10h=14600hfp=1.2fT=1  C= 9196N      P=Fr=1080N L 10h=14600hfp=1.2fT=1C=6500N九、键的设计设计步骤设计计算与内容设计结果1、V带轮的键   2、齿轮键3、开式齿轮的键此段轴径d1=25mm，B=50mm查机械设计课程设计表14-1，选取A键   8×44GB/T1096-2003L=44 b=8 h=7l1=L-20=24mm

48、键的挤压应力p=58.53MPa键的许用挤压应力p=110MPapp（键的强度足够）由轴径d1=35.5mm，B=70 mm。查表14-1，选取A型，得A键10×65GB/T 1096-2003.在同表查得健宽b=10mm，健高h=8mm，L=65mm。  l1=L-20=40-20=20mm键的挤压用力p=58.53MPa=41.66MPap=110MPa所以键的强度足够。此段轴径d1=40mm，B=60mm查表14-1，选取A型键，得A键 12×54GB/T 1096-2003L=54mm，b=12mm，h=8mml1=54-20=34mm键的挤压应力p=98.26MPap=110MPa所以键的强度足够。 选择A型键L=44mm b=10mm h=8mm十、减速器附件的设计设计步骤设计计算与内容设计结果轴中心距箱体壁厚箱盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机盖底凸缘厚度箱座，箱盖加强肋厚地脚螺栓直径地脚螺钉数目轴承旁联结螺栓直径盖与座连接螺栓直径轴承端盖的螺钉直径d3和数目n轴承盖外径窥视孔盖螺钉直径d4df、d1、d2至外壁距离df、d2至凸缘距离箱体外壁至轴承座端面距离a=120mm1=0.025a+1