机械课程设计单级圆柱齿轮减速器设计说明书

1、目录一、传动方案拟定/.2,二、电动机的选择:八:2三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比,.,.4,四、传动装置的运动和动力设计 ,:,:,:,:4五、V 带选择 , :,:,: , :,5六、齿轮传动的设计:,:7七、传动轴的设计: , :11八、箱体的设计,:, :16九、键连接的设计 , :,:,1,9十、滚动轴承的设计 ,:,19,一、润滑和密封的设计2,0十二、联轴器的设计,:,21十三、设计小结:, :, 21十四、参考文献:, :, 22设计课题:原始数据:运输带拉力F1500 N运输带速度V1.8 m/s滚筒直径D300 mm设计任务要求：4.设计输出（要求）1）产品装配

2、图（如减速器装配图）一1张（用A1或A0图纸绘制）;2）零件工作图2-3张（传动零件、轴等）；3）设计说明书一份（约6000 8000字）。i计算过程及计算说明一、传动方案拟定工作条件：输送机连续单向运转，载荷平稳，两班制工作, 5年大修，使用期限8年，小批量生产，输送带速度容许误差 5% （卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作 拉力F中已考虑）。方案拟定：采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求， 同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工 况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。1.电动机 2.V 带 3.圆柱齿轮减速器4联轴器5滚筒6运输带二、电动机选择1

3、 、电动机类型和结构的选择：选择一般用途丫系列三相异步电动机，其结构简单，工作 可靠，价格低廉，维护方便，适用于无特殊要求的机械。2 、电动机容量选择：电动机所需工作功率为： 式 P d=PW/n a(kw)由式 Pw=F V/1000 (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：3n总=n iXn 2 Xn 3Xn 4Xn 5式中：n i、n 2、n 3、n 4、n 5分别为带传动、轴承、齿轮传动、 联轴器和卷筒的传动效率。取 n 1=0.97 , n 2= 0.98 , n 3=0.96, n 4=0.99, n 5=0.96贝U:n 总=0.97 X 0.98 3X 0.96 X 0.99

4、X 0.96=0.833所以：电机所需的工作功率：Pd = Pw/ n =2.70/0.833=3.24kw由于需传动平稳，Ped Pd3 、确定电动机转速 卷筒工作转速为：n w= 60 X 1000 v/ (n D)=(60X 1000X 1.8)/(300 X 3.14)=114.65 r/min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范 围I =36。取V带传动比I 1=24 。则总传动比理论范围为：I a=6 2 4。故电动机转速的可暂选为Nd=nw*i 1*i 2=(2 X 34X 5) X 114.65 =687.9 2293 r/min 则符合这一范围的同步转速有：

5、750、1000和1500r/mi n根据机械设计课程设计用书表，通常来说，多选用100C和 1500r/min。45根据容量和转速，查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案机型号额E助里机 动 电同-4 2I- - u *4005 - 4411x-n27loCM400Ko6 g22-nu22 zn54o75o72zz22综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、 减速器传动比，可见第2方案比较适合。因此选定电动机型号为 丫132M1-6,轴伸尺寸 D*E=38*80,电流 9.4A。电动机型为Y132M1-6I 总=8.373i 1=3i 2=2.791三、确定传动装置的总传动比和

6、分配级传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n 可得传动装置总传动比为：I总=nm/n w=960/114.65=8.373总传动比等于各传动比的乘积，选V带轮传动比i 1=3则一级圆柱齿轮减速器i2= I总/ i 1=8.373/3=2.791四、传动装置的运动和动力设计运动参数及动力参数的计算To=32.23N.m n0=960r/mi n计算各轴的转数：0轴（电动机轴）：P=Fd=3.24 kw n 0=n尸960 r/minT0=（9550* P 0）/ n 0=32.23 N.mn1=320r/mi nT1=92.81 N.mI轴（高速轴）：r=P* n 1=3.24*

7、0.96=3.11kwn 1= nM i 1=320 r/minT 1=（9550* P 1）/ n 1=92.81 N.mII轴(低速轴)：P2=r* n 12=3.11*0.99*0.97=2.99 kwn2= ni/i 2=114.65 r/minT2=(9550* P 2)/ n 2=249.06N.mIII轴(滚筒轴)：轴号功率P/kw转矩T/N.m转速r/min传动比i0轴（电动机轴）3.2432.239603I轴（高速轴）3.1192.81320II轴（低速 轴）2.99249.06114.652.791III轴（卷筒 轴）2.84236.56114.65P3=r* n 23=2

8、.99*0.99*0.96=2.84 kwn 3= nw=114.65 r/minT 3=(9550* P 3)/ n 3=236.56N.mn 2=114.65 r/mi n T2=249.06 N.mn 3=114.65r/mi nT3=236.56N.m五、V带选择1、计算功率Pc由已知条件（工作两班制，载荷较平稳），根据机械设计P74表5-10取Ka=1.3,又电动机所需功率 R=3.24kw,所以Pc =KA F0=4.21kw2 、选定V带型号根据FC =4.21kw,n=960 r/min，由机械设计P75图5-9查出此坐标点位于 A型范围,所以选用A型V带,并由图可知d1 =8

9、0100mm3、计算大小带轮基准直径d2、d1KA=1.3FC =4.21kwd1 =100mmd2 =167.58mm取标准值：d2取a=100mm,V带传动的滑差率 =0.010.02,取 =0.02，得d2 = d1 (1 - ) =960 1001 0.02 mm=294mm机械设计n-i320P69表5-4,取标准值d2 =280mm实际从动轮转速：n = Hi d-i / d2 =321 x 100/280=114.28 r min8#转速误差=n n114.28 114.65 =0.00312000 d2 d1001=18021 57.3 =180a合适7、求V带根数P。K Kl

10、由n=960r.min , d1 =100mm通过查机械设计基础表 5-5，得F0 =0.95kw.#得实际传动比id2 d1 1E瓦286，查表5-7得PZ=510=0.95 ;由查表5-9得K =0.96查表5-2得Kl=1.01,由此得Z=4.21=4.09,取 5 根0.11 0.950.96 1.018、求作用在带轮上的压力Fq查表13-1得q=0.1 kg/m,得单根V带的初拉力匚500PC 2.512qv500 4.212.5 10.1 5.02、初选主要参数Z1=27 ，u=2.721Z2=Z1 - u=27X 2.721=73.46取整为 73取，书 d=1,书 a= （2*

11、 书 d） / （2.721+1） =0.537 a=（2 书 d）/（卩 +1） =0.537 N0.96Fozv K5 5.02fq=137.05NQ作用在轴上的压力Fq=2zF）sin12 5 137.05 si门16计算传动比误差 i= （2.703-2.791 ） /2.791=-3.1% 合格2、确定载荷系数及小齿轮转矩：=92.81 N.m= 1354.79N2 2=1354.79N六，齿轮传动的设计1. 参数设计（1）选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、u=2.721Z1=27Z2=73书d=1 a=0.537精度等级8级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材 料为45号

12、钢调质，齿面硬度为260HBS大齿轮选用45号钢正火, 齿面硬度为200HBS因K在1.2 2.4之间，载荷平稳取 K=1.53、计算许用应力：(1) 应力循环次数NHi=60jHnit=60*1*320*12000=2.304*10 8(2) 接触疲劳极限(T Hiimi=600 Mpa er Hiim2=540 Mpa取安全系数SHliml = SHlim2=1Zni=0.97Zn2=1.0(3) 许用接触应力e hi =( e Hiimi* Zni)/ SHiimi =(600*0.97)/1=582 Mpae h2| =( e Hlim2* Zn2)/ SHlim1 =(540*1.0

13、)/1 =540 Mpae H1】 e h2| 取e H1 = e H2 =540 Mpa(4) 许用弯曲应力e F1 = ( e Fiim1*YN1*YsT)/ SHiim1 =(300*0.86*2)/1 =516Mpa(5) 弹性系数 Ze=189.8Mpa4、节点区域系数初设螺旋角B =15Zh =2.425、重合度系数乙,由于 Zb = (b/sin B) /p n=( d*d 1*sin B )/(m n*3.14)=( d*Z1*tan B )/3.14=(1*27*ta n15)/3.14=2.3036、螺旋角系数 Zb =Vcos B =0.9897、设计中心距a =(卩 +

14、1)*(500kT 1/ ay )*(Z eZhZ Zb)/ e h)21/3带入数据：a=92.098mn=(2acosB )/(Z 计Z)=(2*cos15 )/100 =1.779取 mn=2.5重求中心距：a = mn(Zi+Z)/2cos B =129.409所以，a取圆整，a=130需调整 B =arccos mn(Z1+Z)/2a =15.9428、确定分度圆直径：d1= (mn*Z1)cosB =(2.5*27)*cos15.942 =70.199d2= (mn*Z2)cosB =(2.5*73)*cos15.942 =189.7999、确定齿宽：b=b1=b2=a* a=13

15、0*0.537=69.81取 b=70mmb1=b2+5=75mm10、验算轮齿弯曲强度：(1) 当量齿数：Zv1=Z/cos15.942 =32.37Zv2=Z7cos15.942 =82.114(2) 齿形系数：YFa和修正系数Ysa查表：YFa1=2.45 YFa2=2.20Ysa1=1.65Ysa2=1.78(3) 重合度系数： a=1.88-3.2(1/Z+1/ Z2)cos B =1.6516Y =0.25+0.75/ a=0.704(4) 螺旋角系数Yb,由 b=1查图得Yb =0.87(5) 校核弯曲强度：(T F1= (2000KT) *YFa1Y；a1YFa2Y5a2/bd

16、 1mn=2000*1.5*92.81*2.52*0.704*0.87*1.625/70*70.199*2.5=43.87 c F1(T F1= (2000KT) *YFa1Y；a1YFa2Y5a2/bd 1mn=2000*1.5*92.81*2.22*1.78*0.7a=130d1=70.199d2=189.799b=70mmb1=75mm04*0.87/70*70.199*2.5=43.87C F211、计算大小齿轮的Yfs并进行比较CFYfs14. 380. 02234Yfs23.95 02244J196c F 2176Yfs1 Yfs 2 cF 1F取较大值代入公式进行计算则有2KT、

17、，2 1.2 1.18 105CF21Yfs2丫3.95 0.6938bd1m60 60 3=71.86 c F故满足齿根弯曲疲劳强度要求12、验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v=nd1 n1/ (60X 1000)=3.14X 70.19X 320/ (60X 1000)=1.0048 m/s13、齿轮参考几何尺寸：模数mn=2.5齿数乙=27Z2=73齿宽 b1=75mmb2=70分度圆直径 d1=70.19d2=189.799中心距：a=130mm齿轮精度8级齿轮材料小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为260HBS大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为 200HBS 齿轮零件图见A3

18、图纸七、轴的设计1 、齿轮轴的设计15确定轴上零件的定位和固定方式(如图)1 16#1, 5滚动轴承2轴3齿轮轴的轮齿段4套筒6密封盖 7轴端挡圈 8 轴承端盖 9带轮 10 键(1) 按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS 轴的输入功率为 PI =3.11KW 转速为 n I =320 r/min根据课本P264 (12-2 )式，并查表12-2，取c=115#(2确定轴各段直径和长度从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接， 则轴应该增力卩5%，取D仁30mm,又带轮的宽度 B=(Z-1) e+2 f=(3-1 ) x 18+2X 8=52 mm则第一段长度L仁

19、60mmD1= 30mmL1=60mm右起第二段直径取 D2=O 38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30mm则取第D2= 38mmL2=52mm7208C轴承D3= 40mmL3=40mm17段的长度L2=52mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承， 则轴承有径向力，选用7208C型轴承，其尺寸为dx DX B=40X 80x 18,那么该段的直径为 D3=O 40mm长度为L3=40mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚 动轴承的内圈外径，取 D4= 48mm长度取L4= 10mm(右起第五段，

20、该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径 为75mm分度圆直径为70mm齿轮的宽度为75mm贝此段 的直径为D5P 75mm长度为L5=73mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚 动轴承的内圈外径，取 D6P 48mm长度取L6= 10mm右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7： 40mm 长度 L7=31mm(3)求齿轮上作用力的大小、方向小齿轮分度圆直径：d仁70mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18 x 105 N- mm求圆周力：FtFt=2TJd 2=2X 1.18 X 105/60=1966.67N求径向力FrFr=Ft - tan a =1966.67 x

21、 tan20=628.20N(4) 轴承支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型水平面的支反力： RA=RB=Ft/2 =983.33 N垂直面的支反力：RA =RB =Fr X 62/124=314.1 N(5) 弯矩右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：MC=PA 62=60.97 Nm垂直面的弯矩：MC1 = MC2 =RA X 62=19.47 Nm=合成弯矩:： 2 2 22M ci Me? *Mc Mci 寸60.9719.4764.0Nm(6) 转矩：T= Ft x d1/2=59.0Nm(7) 当量弯矩因为是单向回转，转矩为脉动循环，a =0.

22、6可得右起第四段剖面e处的当量弯矩：/ 2 2M eC2 y M C2 (a T )73.14Nm(8) 判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段 相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=73.14Nm由课本表12-2有:c -1 =60Mpa 贝U:(T e= MeC2/W= MeC2/(0.1 Dd)=73.14 x 1000/(0.1 x 443)=8.59 Nm c -1 右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为 危险截面：M D (a T)输出轴的设计计算确定轴上零件的定位和固定方式(如图)0.6 59 35.4Nmc e= MD/W=

23、MD/(0.1 D13)=35.4 x 1000/(0.1 x 30)=13.11 Nm C 115 V 2.9931.79mm 所以圆整取 40。rV 114.65(2) 确定轴各段直径和长度 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接， 则轴应该增加5% 取45mm根据计算转矩 TC=KA TH =1.5 X 249.06=373.59Nm,查标准 GB/T 50142003，选用 HL2型弹性柱 销联轴器，联轴器长度为I仁84mm轴段长L仁82mm 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取46mm根据轴承端盖的装拆及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

24、面的距离为30mm故取该段长为L2=53mmHL2型弹性柱 销联轴器D1= 45mmL1=82mmD2=O 46mmL2=53mm7211C型轴承D3= 55mmL3=55D4= 60mmL4=68mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承，则 轴承有径向力，而轴向力为零，选用 7211C型轴承，其尺寸为 dX DX B=55X 100X 21,那么该段的直径为55mm长度为L3=55(右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直 径要增加5%大齿轮的分度圆直径为189.799mm则第四段的直 径取60mm齿轮宽为b=70mm为了保证疋位的可靠性，取轴段 长度为L4=68mm右

25、起第五段，考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩的直径为D5= 66mm长度取L5=10mm(右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6= 60mm 长度 L6=15mm右起第七段：D7=O 55mn长度L7=21mm(3) 求齿轮上作用力的大小、方向大齿轮分度圆直径：d1=189.8mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =186.79 mm求圆周力：Ft5Ft=2TJd 2=2X 5.08 X 10/300=3762.96N求径向力FrFr=Ft tan a =3762.96 X tan200=1369.61N(4) 轴承支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位 置，建立力学模

26、型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 325185 N.mm垂直面的支反力：RA =RB =Fr X 62/124= 624218 N.mm(5)弯矩右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：MC=RA62= 173243N.mm垂直面的弯矩：MC1 = MC2 =RA X 62=64218 N.mm合成弯矩：MC1MC2 Jmc2 MC12斗3253421044.2 232534N.m仃122(6) 当量弯矩因为是单向回转，转矩为脉动循环，a =0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：2 2MeC2 JmC2 (a T)307.56Nm(7) 判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面C处

27、当量弯矩最大，而其直径与相邻段 相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=307.56Nm由课本表12-2有：c -1 =60Mpa 贝U:(T e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D#)=307.56 X 1000/(0.1 X 603)=14.24 Nm c -1 右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为 危险截面：M D (a T)20.6 508.0 304.8Nmc e= MD/W= MD/(0.1 Df)=304.8 X 1000/(0.1 X 45)=33.45 Nm c -1 所以确定的尺寸是安全的。八、箱体结构设计(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到

28、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体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进 入机体内和润滑油飞溅出来。(2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油 前用螺塞赌注。(3) 油标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。(4) 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升 高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部 或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体 内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5) 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，

29、联结后结合较紧，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，可先拧动此螺钉顶起机盖。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，将便于调整。（6）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联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。 如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。（7） 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整 轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。（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） 密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙

30、，必须安装密 封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密 封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm机座壁厚8机盖壁厚S 18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直 径di16机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距l16025轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df, d1, d2至外机壁距离Ci26, 22, 18df , d2至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 16凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳

31、手操作为准外机壁至轴承座端面距离1160, 44大齿轮顶圆与内机壁距离 112齿轮端面与内机壁距离 210机盖、机座肋厚m1,m27, 7轴承端盖外径D290, 105轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2九、键联接设计1 输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径 di=30mm,L=60mm查手册得，选用A平键，得：A 键 8 X 7 GB1096-79 L=L i-b=50-8=42mmT=44.77N m h=7mm根据式得(T p=4 T/(d h L)=4 X 44.77 X 1000/ (30X 7X 42)=20.30Mpa

32、(T r (110Mpa)2 、输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径 d2=40mm L 2=82mm TI =120.33N m查手册 选A型平键GB1096-79键 10X 8 GB1096-79l=L2-b=62-12=50mm h=8mm(Tp=4 TI / (d h l )=4 X 120.33 X 1000/ (44X 8X 50)=27.34Mpa c p (110Mpa)3 、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径 da=60mm La=68mm T H =518.34Nm查手册选用A型平键键 18X 11 GB1096-79l=L3-b=60-18=42mm h=11mmcp=4 T

33、H/ (d h l )=4 X 518.34 X 1000/ (60 X 11X 42)=74.80Mpa c p (110Mpa)十、滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh5 X 365X 16=29200小时1.输入轴的轴承设计计算(1) 初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以 p=Fr=742.71N(2) 求轴承应有的径向基本额定载何值fdP(60nL 1.2 628.20 (60 342.86fCft(106Lh)1(106146005048.38N1(3)选择轴承型号：角接触球轴承查表，选择7208C轴承 Cr=29.5KN，由式：6 6,10 / ftC10/ 1 29500、3 ccccc cccccLh()2913133 2920060n fdP60 342.861.2 62.820预期寿命足够此轴承合格2.输出轴的轴承设计计算(1) 初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件