单级直齿圆柱齿轮减速器课程设计报告说明书

.. . …机械设计根底课程设计 题 目 单级直齿圆柱齿轮减速器 学生 小樊指导教师 **专业班级 完成时间 设计题目： 用于胶带运输的单级圆柱齿轮减速器，传送带允许的速度误差为±。双班制工作，有轻微振动，批量生产。运动简图： 工运输带曳引力运输带速度卷筒直径使用年限程F(kN)V(m/s)D(mm)Y数2.72.24505据—电动机 2—联轴器 工运输带曳引力运输带速度卷筒直径使用年限程F(kN)V(m/s)D(mm)Y数2.72.24505据目录： 一、 传动方案的拟定及说明 1二、 电动机的选择和计算 4. word. …..11三、 传动装置的运动和动力参数计算 5四、 传动件的设计计算 6五、 初选滚动轴承 9六、 选择联轴器 9七、 轴的设计计算 9八、 键联接的选择及校核计算 17九、 滚动轴承校核 18十、 设计小结 20十一、 设计任务书 20一、 传动方案的拟定及说明传动方案〔已给定〕：十二、 一、 传动方案的拟定及说明传动方案〔已给定〕：减速器为单级齿轮减速器外传动为链传动方案简图如下：DvF 654321传动方案的分析说明：方案中采用链传动。防止了带传动中出现的弹性滑动和打滑；而且作用在轴上的压力小，可减少轴承的摩擦损失；制造和安装的精度低，有效降低生产本钱。由于链传动的润滑至关重要，应选择合宜的润滑方式。方案中采用单级圆柱齿轮减速器。此类减速器工艺简单，精度易于保证，适宜批量生产。由题目数据可知，载荷较小，传动速度也较低。总体来说，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外构造简单、尺寸紧凑、本钱低传动效率高。.二、 电动机的选择和计算电动机类型的选择：分析工作机工作条件及电源，选用Y系列三相交流异步电动机。电动机功率的选择：工作机所需功率电动机输出功率WPPWd 传动装置的总效率

P 594wWP 7.5wed31 2 3 4式中，0.991为联轴器、滚动轴承、齿轮和链轮的效率故

0982

0963

090分别4

电动机型号：Y2-132M-4总传动比：i1542PP W

594

738wd 099

0983096

090

据手册：所以电动机的额定功率为 75w电动机转速确实定可查得，齿轮的传动比的围为3 5，链轮的传动比围为

取i 3轮i 514齿轮1..112 5。则电动机转速可选的围为n nw

i'i1 2

560.4

rmin其中，nw

60vD103

min电动机型号确实定由以上可以确定电动机的型号为：Y2-132M-4其额定功率为：P其额定转速为：nm

1440

rminm故总传动比为：inmnw

1440 15.4293.4各级传动比的分配如下：

i3，则可知齿轮的传动比为1i 3

5.14。可知两者的传动比都在常用围之。三、 传动装置的运动和动力参数计算各轴的转速nnⅠ n n

r280.16rⅡ Ⅰi1n nⅢ Ⅱi2

minmin各轴的输入功率PPⅠ

7.425kw1P P 7.06kwⅡ Ⅰ 2 3P P 6.225kwⅢ Ⅱ 2 4各轴的转矩

z251T9550Ⅰ

Ⅰ4924NnPⅠP

z752ⅡT 9550PⅡⅡ nⅡ

240.69NmⅢT 9550PⅢⅢ nⅢ

636.63Nm四、 传动件的设计计算链传动链轮齿数查表得，z25，则

iz75。1 2 1链轮节数 初定中心距为a0

40p。可得a zz p zzL 2p

0 1 2 p 2 a0

221)

132取链节数为132。计算功率查表得，工况系数为KA

1.0，故P K

P1

706706C A链条节距P7060 1345

5249

估计此链传开工作于功率曲线图中曲线定点的左侧〔即可能出现链板疲劳破坏〕，可得K (

z108

25( 108

13451Z 19 191采用单排链，K ＝１.０，故m7060P1345 52490

F 2301N查表得，需采用１６Ａ链条，节距ｐ＝２５.４０ｍｍ实际中心距将中心距设置成可调的，故不必计算实际中心距。可取

Ql 4h ＝6944a＝a＝４０ｐ＝4025400

1016计算链速zpn

符合原来的假定。v 1 1601000

2965 s且v2965m

0

ms，故不必校核静力强度平安系数。作用在轴上的压力取F 13FQPF1000 PvF 2301NQ

1770N链轮的主要尺寸采用腹板式单排铸造链轮，查表可得，轮毂长度为

h9

356 001d可得l4h＝6944齿轮传动齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr，调质，齿面硬度为８６HBS；大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度１９７～２８６HBS。根据表选８级精度。齿面精糙度Ra≤1.6～3.2μm.

m=2其中数据为，Hm1

700，Hlim2

590FE1

600

a135mmFE2

450，SH

1.1，SF

1.25 HH SH

，F

FE 1 2SFSHF

636 536480 3601) 齿面接触强度设计齿轮8

K1.1，d0.9。

Z 188.9Ed 2KTu1 Z

，代 入 数 据得 ，Ⅰ1 3 Ⅰ

u (H E)2Hd 。H1齿数取

Z 221

Z 5.1422113故实际传动 2 F1为i

5.136

127.2MPa1模数 md1z1

1.95

=2054F2齿宽 bdd1

38

，取 b521

b 472查表，取模数为 2，实际的 d1

44

d 2262

v3.3ms1中心距为 add12

135d d d d ba f b小齿轮 44 48 39 1大齿轮 226 230 221 2 7

轴 I上的轴承 选 用 型 号 为6306验算轮齿弯曲强度 由图表可得，齿形系数 Y 280a1

Y 221Fa2

轴 II上的轴承 Y 1.55Sa1

Y 1.81Sa2

选 用 型 号 为

KTY

127.2M

1 Fa1 Sa1

6210F1

bZm21FaSaFaSa

a F120.54 F2 F1Y Y F2平安。

Fa1

Sa1齿轮的圆周速度 dn1000 601000 60100060

314441440 33ms故可知选用8级精度是合宜的。 五、 初选滚动轴承 因该减速器采用单级圆柱齿轮传动，主要承受径向载荷，以选用深沟球轴承。 查表GB27—89轴I上的轴承选用型号为630

d

B，C 20.8KNr

d22mm轴II上的轴承选用型号为621

d

B，C 27.0KNr其寿命校核见第九章。 六、 选择联轴器 由于本机构载荷较为平稳、启动频繁、整体轴系为要求不高 的中、低速轴系传动，而且对弹性和缓冲性要求不高，即选 择弹性柱销联轴器，又因为轴Ⅰ的转矩TⅠ

49.24Nm，转速 Ⅰ为 nrⅠ

，轴颈为 ，查表

，选用 型号 2的弹性柱销联轴器。 七、 轴的设计计算 高速轴〔即前述Ⅰ轴〕 根据扭矩初算轴颈 材料选用45*钢，调质处理，硬度 ~取轴的C值为110。dC3

Pn110

74251440

19004为补偿键槽对轴强度的削弱，应将直径扩大 即，d1995故，选d22轴的机构设计轴的装配、定位和固定单级圆柱齿轮减速器中可以将齿轮安装在箱体的中央，相对两轴承堆成分布。在考虑到齿轮和轴的尺寸，将齿轮和轴制造成齿轮轴，以保证安装要求。轴的各段直径和长度前面已选联轴器和滚动轴承，故轴上装有联轴器、轴承和密封元件处的直径即可取定。另外注意用于定位的轴肩和仅是为了轴上零件装拆方便或者区分加工外表的轴肩，两直径略有差异即可。各轴段的长度取决于轴上零件〔传动件、轴承〕的宽度以及相关零件〔箱体轴承座=轴承端盖〕的轴向位置和构造尺寸。另外要注意轴承润滑方式的选取对其位置的影响。

Ft2238182NF81463Nr.根据以上分析，可得轴的各段直径和长度如图：按弯矩复合强度校核①.小齿轮分度圆直径d1

44mm，轴的转矩 T49240Nmm。Ⅰ则圆周力Ft d

N径向力FFn

Nr t②.轴受力分析简图〔a〕FF F rNAY 2FF F t1119.091NAZ 2由于轴承两轴承关于齿轮对称，故l lA B

43mm③.垂直面弯矩图〔b〕截面a-a在垂直面的弯矩为M F l 17.5Nma1 AY A④.水平面弯矩图〔c〕1.截面a-a在水平面的弯矩为 M F l 481Nma2 AZ A⑤.合弯矩图〔d〕M M a 1

M a2

51

Nm⑥.扭矩图〔e〕T49240NmmⅠ⑦.当量弯矩图〔f〕危险截面a-a当量载荷为 M M2e a

T)2,如果认为轴的扭切应力是脉动循环变应力， 取折合系数0

，代入上式得 M 512e

0

4924)

7104Nm⑧.危险截面的强度校核 e 10e 1005 60

7104

e 01d3

0144

1b符合强度要求。 1.d35mm低速轴〔即前述Ⅱ轴〕根据扭矩初算轴颈材料选用45*钢，调质处理，硬度~取轴的C值为110。dC3

Pn

32.25mm为补偿键槽对轴强度的削弱，应将直径扩大 1.即，d3386mm

d35mmd 45mm1故，选d35mm

d 50mm2d 54mm轴的机构设计轴的装配、定位和固定制造安装要求根本同高速轴Ⅰ。只有，此轴上大齿轮用键周向定位，而不再制成齿轮轴。故应注意套筒和齿轮的定位。轴的各段直径和长度前面已计算链轮的有关参数，故轴上装链轮、轴承和密封元件处的直径即可取定。另外注意用于定位的轴肩和仅是为了轴上零件装拆方便或者区分加工外表的轴肩，两直径略有差异即可。各轴段的长度取决于轴上零件〔传动件、轴承〕的宽度以及相关零件〔箱体轴承座=轴承端盖〕的轴向位置和构造尺寸。另外要注意轴承润滑方式的选取对其位置的影响。根据以上分析，可得轴的各段直径和长度，以及大致外形图如下：

3d 62mm4d 50mm5l70mml50mm1l 50mm2l 45mm3l 84mm4l 29mm51.d35mmd 1d

l70mml1l 50mm2d 54mm3d 4d 50mm5

2l 45mm3l 8.4mm4l 29mm5按弯矩复合强度校核①.大齿轮分度圆直径d2

，轴的转矩T24069Nmm。Ⅰ则圆周力Ft d

213N径向力F

Fn

Nr t链轮局部，链轮对轴的作用力F NQ②.轴受力分析简图〔 a〕FF F rNAY 2FF F tNAZ 2轴承两轴承关于齿轮对称，1..11L2l

2lA

1034mmk95mm③.F在支点产生的反力QFkF Q

2114NBF LF F

4415NAF Q BF外力F作用方向与链传动的布置有关，按Q照最不利的情况考虑。见步骤⑦中计算。④.垂直面弯矩图〔b〕截面a-a在垂直面的弯矩为M F La1 Y 2

2004Nm⑤.水平面弯矩图〔c〕截面a-a在水平面的弯矩为M F La2 AZ 2

5506Nm⑥.F力产生的弯矩图Qa-a截面处：

F 2aF 2Q

10929Nm⑦.合弯矩图〔d〕考虑到最不利的情况，把M M 2M 2

11515Nma 1 a2 Q⑧.扭矩图〔e〕T 24096NmmⅡ⑨.当量弯矩图〔f〕危 险 截 面 a-a 当 量 载 荷 为M M2e a

T)2,如果认为轴的扭切应力是脉动循环变应力， 取折合系数 0

，代入上式得

键 M 11515e

0

24096)

184

N

GB/T1096-2003 p3119键 p.7437键 p6488C20134C111①.危险截面的强度校核 M

184

e 016 60e 01d3

01226

1b符合强度要求。八、 键联接的选择及校核计算与联轴器联结的键1..11，d22，l50。故，选用单源头普通平键，即C型键。查表得，选用型号:键C845 GB/T1096-2003lLb2

41,h7,

4924Nm.故，

4T

44924

3119

110p

22

41 p故强度符合。与低速轴上齿轮联结的键，d54，l45。故，选用圆头普通平键，即A型键。查表得，选用型号：键16lLb24

h10

T24069Nm。

4T

424096

7437

110p

541024 p故强度符合。低速轴上与链轮联结的键，d35，l70。故，选用圆头普通平键，即A型键，查表得，选用型号：键10lLb53

h8

T24069Nm。故，

4T

424096

6488

110p

35

53 p故强度符合。九、 滚动轴承校核有 工 作 条 件 可 知 ， 要 求 轴 承 的 寿 命 至 少 为L5365h。为了保证整个机构的寿命，取轴承寿命Lh

L90%

32445h。高速轴上的滚动轴承校核根据工作条件，取载荷系数fpn1440rmin。

，温度系数

f 1.0。t前已分析轴承的受力，即无轴向载荷，故，当量动载荷为一恒定的径向载荷。即，P

F 2F 2

407.41521119.0912

N33fC pft

L)1h

(

20.134kN其中，对于球轴承，寿命指数

3。所选轴承6306

C 20.8kN。rCCr故轴承符合要求。低速轴上的滚动轴承校核根据工作条件，取载荷系数fp

，温度系数

f 1.0。t.n280.16rmin。前已分析轴承的受力，即无轴向载荷，故，当量动载荷为一恒定的径向载荷。即，P

F 2F 2

106.52

NfP60n

1 1C pft

(

L)h

(

32445)31.11kN其中，对于球轴承，寿命指数

3。所选轴承6210

C 27.0kN。rCCr故轴承符合要求。十、 设计心得。 * 机械设计要设计每个零部件，设计其传动装置，进展参数设计。传动零件，轴，健和轴承等的设计计算。在设计中很多要先进展初步计算，利用初步计算的结果在进展下一步的计算。如果下面的结果不理想，则重复修改初步结果，直到满意为止。这其中有很多反复工作，必须要有足够的耐心，保证结果的合理正确性。设计时，全面考虑机械零部件的强度，刚度，工艺性，经济性和维护等要求。如轴承的选择应大局部考虑经济及实用性，在满足各种使用条件下，应优先考虑价格低廉深沟球轴承。1..11再画出装配图前，要先画草图。因为有些零件需要先经初算和绘草图，得出初步符合设计条件的根本构造尺寸，然后再进展必要的计算，根据计算的结果再对构造和尺寸进展修改。在设计中尽量采用使用标准和规，有利于零件的互换性与工艺性。课程设计一定要按顺序步骤进展。如果不按顺序，则有可能数据缺少依据，是错误的。所以一定要先把设计容步骤顺序理清。十一、 设计任务书一、课程设计的目的机械设计根底课程设计是机械设计根底课程的最后一个教学环节，是对学生进展的第一次较为全面的设计训练，其目的是：1、培养学生综合运用学过的理论知识，结合生产实际分析解决机械工程问题的能力；2习掌握机械设计的一般方法了解简单机械传动置的设计步骤和设计方法；3、熟悉和使用设计资料、手册、标准和规；4、为未来的专业设计和毕业设计打下根底。二、课程设计的容机械设计根底课程设计题目为通用机构的传动装置设计，机械设计根底课程设计题目及设计参数见设计题目清单。课程设计容：1、 电动机的选择；2、 传动装置运动和动力参数确实定和计算；3、 主要零件的设计计算；4、 减速器装配图和零件工作图的绘制；5、 设计说明书的编写。设计工作量：1、减速器装配图 1〔0号；2、主要零件工作图 2〔从减速器中选择 1个齿轮和1根轴〕；3、设计说明书 1份。设计说明书编排格式参照中南大学本科生毕业论文格式要求。三、设计的方法与步骤机械设计根底课程设计与机械设计的一般过程相似，也是从方案分析开场，进展必要的计算和构造设计，最后以图纸表达设计结果，以计算说明书表示设计的依据。课程设计步骤：1、设计准备认真阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、设计容；通过阅读有关资料、图书，参观实物或模型，了解设计对象；复习有关课程相关容，熟悉有关零件的设计方法和步骤，准备好设计需要的图书、资料和用具，拟定设计方案。2、传动装置的总体设计确定传动装置的传动方案；①、选择电动机根据工作机的特性、工作环境、工作载荷的大小和性质等条件，选择电动机的种类、类型和构造型式、功率和转速，确定电动机型号。②、传动比的分配传动装置总的传动比可根据电动机的满载转速n0和工作机轴的转速nW，计算出，然后根据总传动比合理分配给各级传动。总传动比等于各级分传动比的连乘积。③、传动装置的运动和动力参数的计算在