一级圆柱齿轮减速器设计说明(参考标准版)

1、目录一、课程设计任务书3二、传动方案拟定4三、电动机选择4四、计算总传动比及分配各级的伟动比5五、运动参数及动力参数计算5六、传动零件的设计计算5七、轴的设计计算9八、滚动轴承的选择及校核计算13九、键联接的选择及校核计算14一、课程设计任务书1、 已知条件1）工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，工作为二班工作制。2）使用折旧期：8年。3）检修间隔期：四年大修一次，两年一次中修，半年一次小修。4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V。5）运输带速度允许误差：±5。6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2、 设计任务量1）完成手工绘制减速

2、器装配图1张（A2）。2）完成CAD绘制零件工图2张（轴、齿轮各一张），同一组两人绘制不同的齿轮和轴。3）编写设计计算说明书1份。3、 设计主要内容1）基本参数计算：传动比、功率、扭矩、效率、电机类型等。2）基本机构设计：确定零件的装配形式及方案（轴承固定方式、润滑和密封方式等）。3）零件设计及校核（零件受力分析、选材、基本尺寸的确定）。4）画装配图（总体结构、装配关系、明细表）。5）画零件图（型位公差、尺寸标注、技术要求等）。6）写设计说明书。7）设计数据及传动方案。二、传动方案拟定第××组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动。图2.1 带式输送机的传动装置简图1电动机；

3、2三角带传动；3减速器；4联轴器；5传动滚筒；6皮带运输机（1）工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5。（2）原始数据：工作拉力；带速；滚筒直径；滚筒长度。三、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：(1)传动装置的总功率：按表2-5确定各部分的效率为：V带传动效率h=0.96，滚动轴承效率（一对）h=0.98，闭式齿轮传动效率h=0.96，联轴器传动效率h=0.98，传动滚筒效率h=0.95，代入得(2)电机所需的工作功率：因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。3、确定电动机转速：计算滚

4、筒工作转速：按机械设计课程设计指导书P7表2-3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。取V带传动比，则总传动比理时范围为。故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有。方案电动机型号额定功率（kw）同步转速(r/min满载转速(r/min)堵转转距1Y132M-837507102.02Y132S-6310009602.03Y100L2-43150014302.2根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如电动机Y系列型号大全。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，可见第2方案比较适合，则选。4、确定电动机型号

5、根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为。其主要性能：额定功率：，满载转速，额定转矩。质量。四、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比2、分配各级伟动比（1）单级减速器i=36合理，取齿轮（2）五、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（）2、计算各轴的功率（）3、计算各轴扭矩（）轴名功率转矩转速传动比效率输入输出输入输出i电动机轴2.625.864960轴2.4962.4634.74734.46861.40.96轴2.3482.31819.6719.3711460.96滚筒轴2.292.2719.118.911410.95六、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的

6、设计计算（1）选择普通V带截型由课本P222表13-9取由课本P223图13-15选用A型V带。（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本P223图13-15得，推荐的小带轮基准直径为75100mm，取由课本P224表13-10，取。实际从动带轮转速：转速误差为：带速V：在525m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩根据课本P224一般推荐按下式初步确定中心距，得所以有：预选由课本P209式（13-2）可得初定的V带基准长度：根据由课本P217表13-3选取接近的基准长度取根据课本P224式（13-15）得：考虑到传动的安装、调整和V带张紧的需要，中心距变动范围为：(4)验算小带轮包角一

7、般使（特殊情况下允许，若不满足此条件，可适当增大中心距或减小两带轮的直径差或增设张紧轮。根据课本P209式（13-1）得（5）确定带的根数根据，再根据课本P219表（13-4）用内插法得：由课本P221表13-6得根据课本P216表（13-2）可得带长度修正系数由课本P222表13-8得包角系数由课本P223式（13-14）得(6)计算轴上压力由课本P216表13-1查得A型普通V带的单位长度质量q=0.11kg/m，由课本P225式（13-16）单根A型普通V带合宜的初拉力：则作用在轴承的压力FQ，由课本P221式（13-17）(7)设计结果：选用4根A型带，GB11544-1997 A型普

8、通V带，中心距a=400mm，带轮直径，轴上压力。2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面（课本P170表11-1）。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为217286HBS，相应的疲劳强度取均值，。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度197286HBS，相应的疲劳强度去均值，；根据课本P172表11-2选7级精度，齿面精糙度Ra1.63.2m。(2)按齿面接触疲劳强度设计根据教材P176式11-3，即或由上述公式确定有关参数如下：传动比取小齿轮齿数，则大齿轮齿数：由课本P179表11-6取(3)转矩T1(4)载荷系数K，由课本P174表11-3取.1

9、(5)根据课本P176表11-5，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数，。许用接触应力由式故得：模数：根据课本P58表4-1取标准模数：m=2mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P177（11-5）式为主动轮的转矩为齿轮的接触宽度模数为主动轮的齿数齿轮的许用弯曲应力标准外齿轮的齿形系数标准外齿轮的应力修正系数确定有关参数和系数分度圆直径：齿宽：取(7)齿形系数和应力修正系数根据齿数由课本P177图11-8和P178图11-9取(8)许用弯曲应力根据课本P178式：计算两轮的许用弯曲应力将求得的各参数代入式故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。(9)计算齿轮传动的中心矩a(10)计算齿轮

10、的圆周速度V七、轴的设计计算（一）输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，根据课本P246表14-1，选用45#，并经调质处理，硬度217255HBS，抗拉强度，弯曲疲劳强度。根据课本P250（14-2）式c以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265，查表14-1，取c=102.72118P高速轴的输入功率n高速轴的转速考虑有键槽，将直径增大5%，则由设计手册取标准值2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完

11、全确定。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过盈配合固定。拟定轴上零件的装配方案如图7.1，从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。图7.1 轴上零件的装配方案图（2）确定轴各段直径和长度段：d1=d=22mm，长度取L1=50mmh=2c，查指导书取c=1.5mm段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mmd2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm，宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一

12、定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，故段长：L2=（2+20+16+55）=93mm段直径d3=d2+2h=28+2×2×1.5=34mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=d3+2h=34+2×2×1.5=40mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm考虑此段左面滚动轴承的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取，由手册得安装尺寸h=3，该段直径应取：（28+3×2）=34mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为34mm段直径d5=32mm，长度L5=19mm如图7.1可知，轴的支承跨距(是指轴系中

13、相邻两个轴承相应支承点的距离)详细计算过程可参考附件：04轴的计算设计由上述轴各段长度可算得轴的支承跨距L=100mm图7.1 轴的结构简图（可选一）图7.2 轴的结构简图（可选二）(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d2=mZ1=2×20=40mm求转矩：已知T2=34747.5Nmm求圆周力：Ft根据课本式得求径向力Fr根据课本式得Fr=Fttan=1737.375×tan20°=632N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a）(2)绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面

14、弯矩为(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：(4)绘制合弯矩图（如图d）(5)绘制扭矩图（如图e）(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪合力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：(7)校核危险截面C的强度由式该轴强度足够。（二）输出轴的设计计算由于设计的是单级减速器的输出轴，属于一般轴的设计问题，选用45#调质，并经调质处理，硬度217255HBS,抗拉强度，弯曲疲劳强度，。1、按扭矩初算轴径根据课本P265（14-2）式c以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265，查表14-1，取P高速轴的输入功率n高速轴的转速考虑有键槽，将直径增大5%，则d=()×

15、;(1+5%)mm=(29.233.6)mm由设计手册取标准值d=35mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，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。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。（2）确定轴的各段直径和长度（采用前面同样的方法）段：d1= d=35mm，长度取L1=50mmh=2c，查指导书取c=1.5mm段：d2=d1+2h=35+2

16、5;2×1.5=41mmd2=:41mm初选用7208c型角接触球轴承，其内径为40mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，则该段长55mm，安装齿轮段长度的轮毂宽度为2mm。故段长：L2=（2+20+17+55）=94mm段直径d3= d2+2h=41+2×2×1.5=47mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=d3+2h=47+2×2×1.5=53mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但

17、此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3。该段直径应取：（41+3×2）=47mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为47mm段直径d5=45mm。长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯扭复合强度计算（采用前面同样的方法）求分度圆直径：已知d2=300mm求转矩：已知T3=271Nm求圆周力Ft：根据课本式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N求径向力式得Fr=Fttan=1806.7×0.36379=657.2N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求

18、支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1Nm(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26Nm(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（16.12+44.262）1/2=47.1Nm(5)计算当量弯矩：根据课本得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1×271)21/2=275.06Nm(6)校核

19、危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36Mpa<-1b=60Mpa此轴强度足够八、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×10=58400小时1、计算输入轴承（1）已知n=686r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2)FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315

20、.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本得e=0.68FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本取fP=1.5根据课本式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N(5)轴承寿命计算P1=P2故取P=750.3N角接触球轴承=3根据手册得7206AC型的Cr=2300

21、0N由课本式得LH=16670/n(ftCr/P)=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1047500h>58400h预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知n=114r/minFa=0FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/

22、903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本得：e=0.68FA1/FR1<ex1=1，y1=0FA2/FR2<ex2=1，y2=0(4)计算当量动载荷P1、P2取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N(5)计算轴承寿命LHP1=P2故P=1355=3根据手册7207AC型轴承Cr=30500N根据课本得：ft=1根据课本式得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/76.4×(1×30500/1355)3=2488378.6h>58400h此轴承合格九、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=5