课程设计单级圆柱直齿齿轮减速器

1、 课程设计课程设计题目: 单级直齿圆柱齿轮减速器 姓 名: 何成海 所学专业名称: 机械设计与制造 指 导 老 师: 张孝琼 学 号: 日 期: 机械设计课程设计 设计题目：单级圆柱式齿轮减速器设计 内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张 3. 轴零件图一张 4. 齿轮零件图一张 学院： 滁州学院 班级： 设计者： 指导老师： 完成日期： 成 绩： _ 滁州学院目 录课程设计任务书11 、传动装置的总体设计31.1、 传动方案的确定31.2、 电动机选择31.3、传动比的计算及分配41.4、传动装置运动及动力参数计算42、 传动件的设计计算52.1、皮带轮传动的设计计算52.2、

2、直齿圆柱齿轮传动的设计计算73、齿轮上作用力的计算104、轴的设计计算104.1、高速轴的设计与计算104.2、低速轴的设计计算155、减速器箱体的结构尺寸206、图形227、总结25课程设计（论文）任务书年级专业 学生姓名 学 号 题目名称单级直齿圆柱齿轮减速器设计设计时间 课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点一、 课程设计（论文）目的1.1 综合运用所学知识，进行设计实践®巩固、加深和扩展。1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力®为以后的学习打基础。1.3 进行工程师的基本技能训练®计算、绘图、运用资料。二、 已知技术参数和条件2.1 技术参数：滚筒圆周

3、力F=2.2KN输送带速度V=1.7m/s 卷筒直径D=420mm工作年限：10年2.2 工作条件：每日二班制工作，传动不逆转，有轻微冲击，输送带速度允许误差为±5%。三、 任务和要求3.1 绘制单级直齿圆柱齿轮减速器装配图1张；标题栏符合机械制图国家标准；3.2 编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符学院规范格式且用A4纸打印；3.3 图纸装订、说明书装订并装袋；四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1 机械设计教材 4.2 机械设计课程设计手册4.3 减速器实物；4.4 其他相关书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任

4、务书，阅读、浏览指导书） 2传动装置的总体设计 3各级传动的主体设计计算 4减速器装配图的设计和绘制 5零件工作图的绘制 6编写设计说明书 7总计 任务下达日期： 任务完成日期： 指导教师（签名）： 学生（签名）： 1 、传动装置的总体设计1.1传动方案的确定1.2 电动机选择（1） 选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过35，因此可选用Y系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、价格低廉。（2）确定电动机功率传动系得总的效率：= 3× ×&#

5、215;=0.85 电动机所需的功率为： P= FV/(1000x) = 2200×1.7/(1000x0.85) (kw)=4.4 kw（3）确定电动机转速及型号 滚筒轴的工作转速： Nw=601000V/D=601000/420=77.34r/min 根据机械设计课程设计手册P188表13-2知单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3-5，V带传动比I=2-4，则i=6-20，故电动机转速的可选范围为nd=iNw=（6-20）77.34=464.04-1546.80r/min。符合这一范围的同步转速有1500r/min和1000r/min。由机械设计课程设计手册P167表12-1查得有2种

6、适用的电动机型号（如下表），并列出2种方案。方案 电动机型号 额定功率 满载转速（r/min）1 Y132M2-6 5.5kw 9602 Y132S2-4 5.5kw 1440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，比较两种方案知:方案2因传动装置尺寸有较大的缩小，重量及价格都较小，故选择电动机型号 Y132S2-4，其主要性能：额定功率5.5kw、满载转速1440r/min、额定转矩2.2.1.3 传动比的计算及分配1、 总传动比的计算 i总=n电动/n筒=1440/77.34=18.62 2、分配各级传动比 （1）由机械设计课程设计手册P5表1-8取i带=4，则i1

7、=4. (2) 1.4 传动装置运动及动力参数计算 1、计算各轴转速 高速轴 n0=nm=1440r/min 中速轴 n1=nm/i1=1440/4=360r/min低速轴 n2=n1/i2=360/4.65=77.42r/min滚动轴 nw=n2=77.42r/min 2、计算各轴的功率（kw）P1=P=4.40.96=4.22kwP2=P1=4.220.990.98=4.10kwPw=P2=4.100.990.98=3.98kw 3、计算各轴转矩2、 传动件的设计计算 2、1皮带轮传动的设计计算 （1）确定功率由机械设计P138表7-7得KA=1.2，则 （2）选择带型根据n0=1440r

8、/min Pd=5.28kw，由机械设计P139图7-12知选择A型V带。 （3）确定带轮基准直径由机械设计P130表7-4与表7-5知：可选小带轮直径dd1=100mm，则大带轮直径。 （4）验算带的速度带速符合要求。 （5）确定中心距和V带长度为使结构紧凑，取偏低值，a0=500mm.V带计算基准长度为由机械设计P128表7-1选V带长度Ld=2000mm，则实际中心距为 （6）计算小轮包角式中为将弧度转换为角度的常数。 （7）确定V带根数V带根数可用下式计算 由机械设计P137表7-6查得取单根V带所能传递的功率P0=1.30kw。由机械设计P141表7-8查取功率增量，由机械设计 P1

9、41表7-9查得,由机械设计 P128表7-2查得Kl=1.03,则带的根数为 （8）计算初拉力由机械设计P128表7-1查得V带质量m=0.1kg/m那么初拉力为 （9）计算作用在轴上的压力（10）带轮结构设计1 小带轮结构：采用实心式由机械设计课程设计手册P168表12-3查得Y132S电动机轴径D0=38mm，。轮毂宽；轮缘宽。2 大带轮结构：采用孔板式结构；轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。 2.2直齿圆柱齿轮传动的设计计算 （1）选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢。为制造方便采用软齿面，小齿轮调质处理、大齿轮正火处理

10、，选用8级精度。由机械设计P152表8-1得小齿轮齿面硬度为217255HBW,取硬度值240HBW；大齿轮齿面硬度为162217HBW，取硬度值为200HBW进行计算。 （2）初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有。1 小齿轮传递转矩为2 试选载荷系数Kt=1.4。3 由机械设计P166表8-8查得。4 由机械设计P162表8-6查得弹性系数。5 对于标准直齿轮节点区域系数ZH=2.5。6 齿数比。7 确定齿轮齿数初选小齿轮齿数Z1=29，则8 重合度端面重合度 9 许用接触应力由机械设计P168图8-20与图8-21查得接触疲劳极限应力为。小齿轮与大

11、齿轮的应力循环次数分别为由机械设计P169图8-24查得寿命系数。由机械设计P170表8-11查得安全系数SH=1.0.初算小齿轮的分度圆直径d1t，有 （3）确定传动尺寸1 计算载荷系数由机械设计P157表8-4查得使用系数KA=1.0，因由机械设计P158图8-11查得动载荷系数Kv=1.1由机械设计P159图8-14查得齿向载荷分配系数由机械设计P159表8-5查得齿间载荷分配系数，则载荷系数。2 对d1t进行修正。因K与Kt有较大差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正，即。3 确定模数m按机械设计P165表8-7，取m=3.4 计算传动尺寸 （4）校核齿根弯曲疲劳强度1 K,T1，m，

12、d1同前。2 齿宽b=b2=90mm。3 齿宽系数YF和应力修正系数YS：由机械设计P164图8-18查得YF1=2.53，YF2=2.12.由机械设计P165图8-19查得YS1=1.62，YS2=1.84.4 重合度系数5 许用弯矩应力。由机械设计P171图8-25与图8-26查得弯矩疲劳极限应力为，由机械设计P172图8-29查得寿命系数,由机械设计P170表8-11查得安全系数,故 (5)计算齿轮传动其他尺寸 3、齿轮上作用力的计算（1）已知条件：高速轴传递的转矩为，转速为n1=360r/min,小齿轮分度圆直径d1=87mm。（2）小齿轮1的作用力：1 圆周力为其方向与力作用的圆周速

13、度方向相反。2 径向力为其方向由力的作用点指向轮1的转动中心。 （3）大齿轮2的作用力：从动齿轮2各个力与主动轮齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反。4、轴的设计计算 4、1高速轴的设计与计算 （1）已知条件：高速轴传递的功率P1=4.22kw，转速n1=360r/min，小齿轮分度圆直径d1=87mm，齿轮宽度b1=95mm，转矩。 （2）选择材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由机械设计P240表11-1选用常用的材料45钢，调质处理。 （3）计算轴径因为高速轴外伸段上安装带轮，所以轴径可按下式求得，通常取，由机械设计P250表11-3取C=120，则，考虑到轴上有键槽

14、，轴径应增大，则，则取dmin=28.5mm。 （4）结构设计1 轴承部件的结构设计轴的初步结构设计及构想如图1所示。为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。2 轴段1的设计：轴段1上安装带轮，此段设计应与带轮设计同步进行。由最小直径可初定轴段1的直径d1=30mm，带轮轮毂的宽度为，取为60mm，则轴段1的长度略小于毂孔宽度，取。3 轴段2的设计考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度为。轴段2的轴径，该处轴的圆周速度。由机械设计课程设计手册P90表7-12可选用毡

15、圈油封30JB/ZQ4606-1997，则d2=30mm，由于轴段2轴段的长度L2涉及的因素较多，稍后再确定。4 轴段3和7的设计轴段3和7安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用球轴承即可，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为6212，由机械设计课程设计手册P64表6-1查得轴承内径d=60mm，外径D=110mm，宽度B=22mm，内圈定位轴肩直径da=69mm，外圈定位凸肩内径Da=101mm，故d3=60mm，该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要挡油环，取挡油环端面到内壁距离B1=2mm，为补偿箱体的制造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴

16、承端面至箱体内壁的距离取，则。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d7=40mm，L7=L3=33mm。5 轴段2的长度设计轴段2的长度L2除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端面零件有关。由机械设计课程设计手册P158表11-1知下箱座壁厚由公式。上箱座壁厚由公式；由于中心距a1=246mm<300mm，可确定轴承旁连接螺栓直径M12，相应的C1=18mm，C2=16mm，箱体凸缘连接螺栓直径M10，地脚螺栓直径M16，轴承端盖连接螺栓直径M8，由机械设计课程设计手册P39表3-9取螺栓GB/T5782-2000M825。计算轴承盖厚。轴承座宽度为取L=50mm。取端盖与轴承座间

17、的调整垫片厚度为；为了在不拆卸带轮的条件下，方便装拆轴承盖连接螺栓，取带轮凸缘端面至轴承盖表面的距离K=28mm，带轮采用腹板式，螺栓的拆装空间足够，则有。6 轴段4和6的设计该轴段间接为轴承定位，可取d4=d6=45mm ，齿轮两端面与箱体内壁距离取为，则轴段4和6的长度为。7 轴段5的设计轴段5上安装齿轮，为了便于安装，d5应略大于d3,可初定d5=52mm，则由机械设计课程设计手册P53表4-1查得该处键的截面尺寸为16mm10mm轮毂键槽深度t1=4.3mm，该处齿轮轮毂键槽到齿根的距离为 故该轴应设计成齿轮轴，L5=b1=95mm。8 箱体内壁之间的距离。9 力作用点间的距离轴承力作

18、用点距外围距离，则 （5）键连接联轴器与轴段间采用A型普通平键连接，由机械设计课程设计手册P53表4-1得键的型号为键845 GB/T1096-1990。 （6）轴的受力分析1 支承反力在水平面上为；;在垂直面上为,轴承A的总支承反力为,轴承B的总支承反力为。2 弯矩计算。 （7）校核轴的强度危险处的抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯矩应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6。则当量应力为。由机械设计P152表8-1查得钢调质处理抗拉强度极限，由机械设计P241表11-1查得轴的许用弯曲应力为，强度满足要求。 （8）校核键连接的强

19、度带轮处键连接的挤压应力为取键、轴及带轮的材料都为钢，由机械设计P101表5-2查得强度足够。 （9）校核轴承寿命1 当量动载荷：由机械设计课程设计手册P64表6-1查6212轴承得C=47800N，C0=32800N。因为轴承不受轴向力，轴承A、B当量动载荷为2 轴承寿命：因为PA>PB,故只需校核轴承A，P=PA。轴承在以下工作，fT=1。对于减速器，载荷系数fP=1.2，减速器寿命有故轴承寿命足够。 图1、高速轴 4、2低速轴的设计计算（1） 已知条件：低速轴传递的功率P2=4.10kw，转速n2=77.42r/min，齿轮2分度圆直径d2=405mm，齿轮宽度b2=90mm，转矩

20、。 （2）选择材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由机械设计P240表11-1选用常用的材料45钢，调质处理。 （3）计算轴径由机械设计P250表11-3取C=120，则低速轴外伸段的直径可按下式求得，考虑到轴上有键槽，轴径应增大，则，则取dmin=50mm。 （4）结构设计1 轴承部件的结构设计轴的初步结构设计及构想如图2所示。该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方。然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。2 轴段1的设计：轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由机械设计P32

21、4表14-2取KA=1.5则计算转矩。由机械设计课程设计手册P99表8-7查得GB/T5014-2003中型联轴器符合要求，公称转矩为1250Nmm，许用转速4700r/min,轴孔长度60mm，相应的轴段1的直径d1=30mm，其长度略小于毂孔宽度取L1=58mm。3 轴段2的设计在确定轴段2的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸两方面问题。联轴器用轴肩定位，轴肩高度为。轴段2的轴径，最终密封圈确定，用毡圈油封，查机械设计课程设计手册P90表7-12选用40JB/ZQ4606-1997，则d2=40mm。4 轴段3和6的设计轴段3和6上安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用深

22、沟球轴承即可，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为6009，由机械设计课程设计手册P64表6-1查得轴承内径d=45mm，外径D=75mm，宽度B=16mm，内圈定位轴肩直径da=51mm，外圈定位凸肩内径Da=69mm，故d3=45mm，通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d6=45mm。5 轴段4的设计轴段4上安装带轮，为便于齿轮的安装，d4必须略大于d3可初定d4=50mm。齿轮2轮毂的宽度为，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段4的长度应比轮毂略短，由于b2=90mm，故取。6 轴段2的长度设计轴段靠近箱

23、体内壁的端面距箱体内壁距离、端盖与轴承座间的调整垫片厚度均同高速轴，为避免联轴器轮毂外径与端盖螺栓的拆装发生干涉，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离取K=13mm，则有7 轴段5的设计该轴段为齿轮提供定位作用，定位肩的高度为。取h=5mm则d5=60mm。齿轮端面距箱体内壁距离为。取挡油环端面到内壁距离为，则轴段5的长度为。8 轴段3和6的长度设计轴段6的长度。轴段3的长度为9 轴上力作用点间的距离轴承反力作用点距距离轴承外圈大端面的距离，则轴的支点及受力点间的距离为 （5）键连接联轴器与轴段1及齿轮与轴段4间采用普通平键连接，由机械设计课程设计手册P53表4-1得键的型号为键1050 GB/T

24、1096-1990和键1450GB/T1096-1990。 （6）轴的受力分析1 支承反力在水平面上为；在垂直面上为,轴承A、B的总支承反力为,2 弯矩计算在水平面上在垂直面上 （7）校核轴的强度危险处的抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯矩应力为 （7）校核轴强度扭剪应力。对于单向转动的转轴转矩按脉动循环处理，故折合系数，则当量应力为。查机械设计P152表8-1得45钢调质处理抗拉强度极限，由机械设计P241表11-1查得轴的许用弯曲应力，强度符合要求。 （8）校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为钢，由机械设计P101表5-2查得强度足够。联轴器处的键的挤压应力为，故

25、其强度也足够。 （9）校核轴承寿命1 当量动载荷：由机械设计课程设计手册P64表6-1查6009轴承得C=21000N，C0=14800N。因为轴承不受轴向力，轴承A、B当量动载荷为2 轴承寿命：轴承在以下工作，fT=1。对于减速器，载荷系数fP=1.2，减速器寿命有故轴承寿命足够。 图2低速轴5、减速器箱体的结构尺寸名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b112地脚螺钉直径dfM16地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d1M12轴承旁连接螺栓通孔直径d1' 13.5轴承旁连接螺钉沉头座直径剖分面凸缘螺栓凸台尺寸（扳手空间）D0c1c2242016外机壁

26、至轴承座端面距离l1 60大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离2 10上下箱连接螺栓直径d2M10轴承端盖外径D2115,130上下箱连接螺栓通孔直径d2'11上下箱连接螺栓沉头座直径D024下箱座剖分面处凸缘厚度b12上箱座剖分面处凸缘厚度b112地脚螺栓底脚厚度p20箱座肋厚M8箱盖上肋厚m18地脚螺栓通孔直径20地脚螺栓沉头座直径D045地脚凸缘尺寸（扳手空间）L1L22725箱缘尺寸（扳手空间）c1c21814轴承盖螺栓直径d3M8检查孔盖连接螺栓直径d4M6圆锥定位销直径d56减速器中心高H170轴承旁凸台高h45轴承旁凸台半径16轴承旁连接螺栓距离S118,135箱体外壁至轴承座端面的距离K42轴承座空长度50P=4.4kw45钢dmin=28.5mm毡圈油封L=50mm强度满足要求强度足够 PA=2642.15NPB=2569.26N轴承寿命足够dmin=50mmTC=758625Nmmd1=30mmL1=58mmd2=40mmd3=45mm d6=45mmd4=50mmL4=88mm L2=45mmL5=10mm L6=32mm L3=79mml1=83mml3=l2=74mmRA=1369.36NRB=1369.36NM2=100082.23