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机械课程设计说明书设计说明书
单级直齿圆柱齿轮减速器
默认分类2009-12-3118:
49:
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焦作大学机电工程学院
机械设计基础课程设计说明书
设计题目：
单级直齿圆柱齿轮减速器
专 业：
机械制造与自动化
目 录
1设计任务书……………………………………………………………4~5
2设计说明书……………………………………………………………5~6
2.1齿轮的设计与校核…………………………………………………6~8
2.2轴的设计与校核……………………………………………………8~14
2.3键的选择与校核……………………………………………………14~16
2.4轴承的选择…………………………………………………………16~18
2.5减速器箱体的设计…………………………………………………18~19
3设计小结………………………………………………………………20~22
参考书目…………………………………………………………………22
1设计任务书
一、工作简图
二、原始数据
滚筒直径D=500mm；
减速器传递功率（P/kW）：
7.5
主动轴转速n1（r/min）：
600
箱体材料：
三、工作条件：
每日工作时速24h，连续单向运转，载荷平稳，室内工作；工作年限5年；最高工作温度60℃。
四、设计工作量：
⑴减速器总装图1张（A2）；
⑵从动轴、从动齿轮、主动齿轮（含轴）零件图3张（A3）；
⑶设计说明书1份。
2设计说明书
设计项
目
计算及说明
结果
计算传动装置的远动和动力参数
1）计算各轴的转速：
主动轴：
n=600r/min
从动轴：
n==150r/min
2）计算各轴的功率：
主动轴：
P=7.5kw
从动轴：
P=7.35kw
3）计算各轴的转矩：
主动轴：
T=9500=119.375n/m
从动轴：
T=9500=424.975n/m
传动参数表
轴号
功率P（kw）
转矩T（N*m）
转速n（r/min）
传动比i
效率
主动轴
7.5
119.375
600
4
0.98
从动轮
7.35
424.975
150
一、齿轮的设计
1.直齿圆齿轮的传动设计
2.按齿面接触面疲劳强度设计
l 选载荷系数
l 选齿厚系数
l 计算转矩
l 确定许用应力
l 按齿面接触强度设计中心距a
3.校核轮齿变曲疲劳强度
l 选择齿形系数Y Y，和齿根应力集中系数Y
l 计算齿宽b
l 确定许用弯曲应力【】
4.校核轮齿弯曲疲劳强度
4.计算齿轮圆周速度
5.计算齿轮的主要尺寸
l 分度圆直径d
l 齿顶圆直径d
l 齿根圆直径d
齿宽b
二、轴的结构设计
1）低速轴的设计
1. 选择轴的材料
2. 轴的结构设计
由于没用特殊要求的传动，选择一般的材料，查教材表17.8.2选取，小齿轮45号钢调质，齿面强度HBS=220，大齿轮45号钢正火，齿面强度HBS<=350又是闭合传动应按齿面接触强度设计尺寸，按齿根弯曲强度校核。
a>=48.5（i+1）因为载荷度不大，且齿轮不对称布置，查教材17.9.1选k=1.2
查标准圆柱齿轮减速器，
T=9.55×10=71.54N/m
由图17.10.4查取=570Mpa
=380Mpa有教材17.10.2取s=H
[]==518Map[]==345Map选择两者之间较
小值带入解除疲劳强度公式计算设计
即:
[]=345Mpa
a>=48.5（i+1）=171.46mm拟中心距a=180mm
= Y Y
由查教材17.10.1，查得：
Y=2.38；Y=1.67；
Y=1.34；Y=1.83;
b=a=0.4*180=72mm
由教材表17.10.2查得:
[]==157Mpa
[]==114Mpa
=57Mpa<[]
=11Mpa<[]
V==1.49m/s
查教材表17.6.3，可选用9级精度
d=mz=2*36=72mm
d=mz=2*144=288mm
d=m（z+2）=76mm
d=m（z+2）=192mm
d=m（z-2.5）=67mm
d=m（z-2.5）=192mm
b=a=72mm
b=b+（5~10）
取b=80mm
设计之初，一般仅考虑轴的扭转强度计算，确定出一个轴的最小直径，而后进行轴的结构设计，轴设计的最小直径往往是轴外伸端直径，轴的结构既要满足强度的要求，有必须满足轴上零件的定位要求，，还要能够方便安装和拆卸轴上的零件，即具有良好的工艺性，一般设计为阶梯轴，阶梯轴的结构包括轴向和径向两方面的尺寸。
因轴的材料为无特殊的要求，故选用45钢，正火处理。
1） 轴上零件的布置
对于单级减速器，低速轴上安装一个齿轮、一个联轴器，齿轮安装在箱体的中间位置；两个轴承安装在箱体的轴承座孔内，相对于齿轮对称布置；联轴器安装在箱体的外面一侧。
为保证齿轮的轴向位置，还应在齿轮和轴承之间加一个套筒。
2）零件的拆装顺序
轴上的主要零件是齿轮，齿轮的安装可以从左侧装拆，也可以从右侧装拆。
从方便加工的角度选轴上的零件从轴上的右侧装拆，齿轮、套筒、轴承、轴承盖、联轴器依次从轴的右侧装入，左端的轴承从左端装入。
3）轴的结构设计
为了便于轴上零件的安装，把轴设计为阶梯轴，后段的轴的直径大于前段轴的直径，轴的设计如下：
轴段1安装联轴器，用键轴向固定；
轴段2高于轴段1形成轴肩，用来定位联轴器；
轴段3高于轴段2，方便安装齿轮；齿轮在轴段4上用键轴向固定。
轴段5高于轴段4形成轴环，用来定位齿轮。
2.初选轴外伸段直径d.
由公式 d 查有关表可得45#钢，A=126~103；d=（126~103）×mm
=45.77~37.41mm
考虑该轴段上有一个键槽，故应将直径增大5%，即d=（37.41~45.77）mm×（1+0.05）=39~48mm.查附表3.4，按联轴器标准直径系列，取d1=42mm
3.确定轴的各段尺寸。
附图。
1>,
（1）轴段的直径已有前面的计算确定d1=42mm.
（2）轴段的直径d2应在d1的基础上加上两倍的轴肩高度，这里的轴的定位轴肩【（定位轴肩的高度应应大于被定位零件的倒角，一般可取为0.07~0.1d）】。
这里h12=40mm，取h12=4mm，即d2=d1+2h12=40+2×4=48mm，，考虑该轴段安装密圈，故直径d2不应符合密封圈标准，取d2=50mm。
（3）轴段的直径d3应在d2的基础上增加两倍的轴肩高度，此处为非定位轴肩，一般，非定位轴肩可取h=1.5~2mm。
因该轴移要安装滚动轴承，故其直径要与流动轴承处的内径相符合。
滚动轴承内径在20~495mm范围内均为5的倍数，这里取d3=55mm轴段4安装齿轮，取d4=58mm。
轴段4大于轴段3只是为了安装齿轮方便，不是定位轴肩，应按非定位轴肩计算，取h45=1.5mm。
轴段5的直径d5=d4+2h45，h45是定位轴环的高度，取h45=（0.07~0.1）d4=5mm，即d5=58+10=68mm，轴段6的直径d6应根据所用的轴承类型及型号查轴承标准取得，预选该轴段用6311轴承（深沟球轴承）查得d6=65mm。
2>,各轴段的长度。
为下箱壁厚，应查表知这里取=8mm；为轴承轴段4因安装有齿轮，故该轴段长度L4与齿轮宽有关，为了方便套筒能顶紧齿轮，应使L4略小于齿轮轮毂的长度，一般情况下，b齿轮—L4=2~3mm，b齿轮=94.4mm，取L4=92mm，轴段3的长度包括三部分，再加上L4小于齿轮轮毂宽的数值（b齿-L4）=94.4-92mm=2.4mm即L3=B+2+3+2.4.B为滚动轴承的宽度，查表可知6311轴承的B=29mm。
2为齿轮端面至箱体内壁的距离，查表4.2.1知，通常取2=10~15mm；3为滚动轴承内端面至减速器内壁的距离。
这里选取润滑方式为油润滑。
查表4.2.1可取3=3~5mm，本例取2=15mm，3=5mm，L3=B+2+3+2.4=29+15+5+2.4=51.4=52mm；轴段2的长度应包括三部分；L2=L1+e+m，其中L1部分为联轴器的内壁面至轴承端盖的距离，查表4.2.1（6311轴承D=120mm，d3=10mm）,e=1.2d3=12mm；要知道m的尺寸，必须要先知道轴承座孔的宽度，L座孔=~10mm，座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸，这里假设轴承座旁连接螺栓d1=16mm，查表得c1=24mm，c2=20mm；为加工轴承孔座端面方便，轴承座孔的端面应高于箱体的外表面。
一般可取两者的差值为5~10mm；故最终得L座孔=8mm+24mm+20mm+6mm=58mm。
反算m=L座孔-3-B=58mm-5mm-29mm=24mm。
所以 L2=L1+e+m=15mm+12mm+24mm=51mm。
轴段1安装联轴器，其长度L1与联轴器有关，因此先选定联轴器的类型及型号，才能确定L1长度。
假设选用TL7弹性套柱销联轴器，查得L联轴器=84mm，考虑到联轴器的连接和固定的需要，使得L1略小于L联轴器，取L1=82mm。
轴段5的长度L5即轴环的宽度b（一般b=1.4h45），取L5=7mm。
轴段6的长度L6由2，3的尺寸减去L5来确定，L6=2+3-L5=15mm+5mm-7mm=13mm。
轮段7的长度L7应等于或大于滚动轴承的宽度B，B=29mm，取L7=31mm。
轴的总长度等于各轴段的长度之和；L总长= L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=328mm。
段轴6，7之间的砂轮越程樔包含在段轴7的长度之内。
小齿轮选45号钢调质，齿面硬度HBS=220大齿轮选45号钢，正火，齿面硬度HBS=190
K=1.2
T=71.54N/m
a=180mm
b=72mm
S=1.4
[]=157Mpa
[]=114Mpa
强度足够
九级精度合适
d=72mm
d=88mm
d=76mm
d=192mm
d=67mm
d=192mm
b=72mm
b=80mm
d1=42mm
d2=50mm。
d3=55mm
d4=58mm
d5=68mm
d6=65mm
d7=55mm
选用弹性套柱销联轴器TL7
L1=82mm
L2=51mm
L3=52mm
L4=92mm
L5=7mm
L6=13mm
L7=31mm
L总长=
328mm
结果
2）
3）
4）
5）
6）
7）
8）
9）
10）
11）
12）
13）
2主动轴的设计
14）
三、选择轴承和计算轴承的寿命
四、键的选择
五、箱体的设计
按扭转和弯曲组合进行强度校核。
1）绘制轴的计算简图，为计算轴的强度，应将载荷简化处理直齿圆柱齿轮，其受力分解为圆周力Ft，径向力Fr。
两端轴承可简化为一端活动铰链，如下面附图所示。
为计算方便，选择两个危险截面I-I,II-II,I-I危险截面选择安装齿轮的轴段的中心位置，位于两个支点的中间，轴的支撑间距。
L=52+92+7+13=164mm距B之座的距离为16/2=8mm，II危险截面选择在段轴4和段轴3的截面处，距B支座的距离为29/2+20+2=36.5mm。
2）计算轴上的作用力。
从动轮的转矩T=458000N?
mm。
齿轮分度圆直径d2=376mm齿轮圆原力Ft==N?
mm=2436N?
mm齿轮的径向力Fv=Fttan2436tanN?
mm=887N?
mm
2）计算支力及弯矩。
（1）计算平面内的支反力及弯矩，
a.求支反力；对称布置，只受一个力，故FAv=FBv=Fr/2=87/2=43.5N.
b.求垂直平面弯矩。
I- I截面；MIv=443.5×82=36367N.mm
II- 截面；MIIv=443.5×36.5=16188N.mm.
（2）计算水平平面内的支反力及弯矩。
a．求支反力；对称布置，只受一个力，故FAH=FBH=Ft/2=2436/2=1218N.
b．求水平平面的弯矩。
I截面；MIH=1218×82=99876N.mm
II截面；MIIH=1218×36.5=4457N.mm
（3）求各截面的合成弯矩。
MI===106291N.mm
II截面；MII= ==47321N,mm
（4）计算转矩T=458000N.mm
（5）确定危险截面及校核强度，按弯扭组合计算时，矩按脉动变化考虑，取。
按两个危险截面校核。
I-I截面的应力；
==MPa=15.10MPa
II截面的应力；
===16.75MPa 查表得【G-1】=55MPa。
，均小于【G-1】，故轴的强度满足要求。
1.选择轴的材料 因轴的材料无特殊要求，故选用45钢，调质处理：
项目
PI/kw
N1（r/min）
参数
3.84kw
302
2.初选轴外伸段直径d
由公式d1≥A 查有关表得：
45钢：
A=126~103
d1≥A=（126~103）+29.40~24.04
考虑该轴段上有一个键槽，故应将直径增大5%即
d1=（24.04~29.40）mm×（1+0.05）=25.24~30.87，
取d1=28mm
高速轴的设计主要是设计各轴段的直径，为设计俯视图做准备。
有些轴段的长度可以根据轴上零件来确定。
① 经设计，高速轴可以做成单独的轴而不是齿轮轴。
为使零件定位和固定，高速轴也和低速轴一样设计为七段。
d1=28mm ;d2=35mm ;d3=40mm;
d4=43mm ;d5=51mm ;d6=49mm
d7=40mm（轴承型号6308）
②设计备轴段长 因为轴段上装带轮，所以轴段①的长度
L1=（1.5~2）d1=42~56，所以取L1=45mm，
第二段轴的长度取和低速轴的第二段轴长一样的对应关系，但考虑该轴上的轴承（6308的B=23mm），故
取该轴段的L2=57mm L3=40mm
L4=b齿轮－L4=2~3mm，因使L4略小于齿轮毂的宽度，
b齿轮=100mm 取L4=98.0mm
轴段⑤长度L5即轴环的宽度b（一般b=104h45）取
L5=1.4×4=5.6mm
L6=Δ2+Δ3-L5=15mm+5mm-5.6mm=14.4mm
轴段⑦的长度应等于或略大于滚动轴承的宽度B
B=23mm，取L7=25mm，
L总长=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=45+57+40+98+5.6+14.4+25
=280mm
高速轴的校核
①计算转矩 T=121000N?
mm
②确定危险截面及校核其强度
为
L=L3-6=158mm
将载荷简化处理，直齿圆柱齿轮，其受力可分解为圆周力Ft，径向力Fr，为计算方便，选择一个危险截面I-I。
选择为带齿轮的中心位置，距B支座的距离为158/2mm=79mm
⑵计算轴上的作用力 T=121000Nmm
齿轮分度圆直径 d1=96mm
齿轮的圆周力 Ft=2T/d=2×121000÷96N?
mm=2520Nmm
齿轮的径向力 Fr=Fttanα=2520tan20ºN?
?
mm=917N?
mm
⑶计算支反力及弯矩
①求支反力对称布置，只受一个力，故
=917/2N=458N
b:
I-I截面：
M=458×79=36182N?
mm
② 计算水平面内的支反力及弯矩
a） 求支反力，对称布置，只受一个力，故
=2520/2=1260N?
mm
b） 求水平面的弯矩
I-I截面：
M=1260×79=95274N?
?
mm
M==101913N?
mm
按弯扭组合计算时，取z=0.6，危险截面的校核：
δ=/0.1d=19.55Mpa
查教材得[δ-1]=60Mpa，即δ小于[δ-1]，故该轴的强度满足要求。
1.高速轴选深沟球轴承，型号为6308.
低速轴选深沟球轴承，型号6311
⒉ 轴承寿命的计算
高速轴：
高速轴的外端安装有带轮，中间安装于齿轮，要计算轴承寿命，就要先求出轴承支座支反，进一步求出轴承的当量动载荷，然后计算轴承的寿命。
带轮安装在轴山的轮毂款L=（1.5~2）d，d为安装带轮处.的轴径L1=（1.5~2）×28=42~56 取L1=45mm，
第二段轴的长度取和低速轴的第二段轴长一样的对应关系，
但考虑该轴段上的轴承宽度（6308的B=23mm），故取该轴段长L2=57mm，带轮中心到轴承A点的距离
L3=45/2mm+57mm+23/2mm=91mm.
高速轴鲁两轴承之间的支点距离为原低速轴的两支点的距离减去两轴承宽度之差，应为 164－6=158mm
因对称布置，故L2=L1=158/2mm=79mm
高速轴上齿轮的受力和低速轴的力大小相等，方向相反，即Fr1=887N?
mm F61=2436N?
mm，注：
高速轴上安装有带轮，带对轴的压力F=1281N作用在高速轴上。
因齿轮相对于轴承对称布置，A，B支座的支反力数值一样，故知计算一边即可，求轴承A出支反力：
水平平面：
垂直平面：
求和力：
考虑带的压力对轴承支反力的影响，因方向不定，以最不利因素考虑:
；
轴承受到的最大力为=1296+2424=3720N
正常使用情况，查表得：
，ε=3，查表知轴承6308的基本额定动载荷 ，代人公式：
低速轴：
正常使用情况，查教材得：
，ε=3，查表轴承6311的基本额定动载荷Cr=55.2Kw
因齿轮相对于轴承为对称布置，轴承的受力一样，可只算一处，计算A处：
当量动载荷 P=
代入公式
从计算结果看，高速轴承使用时间较短。
按最短时间计算，如果按两班制工作，每年按300天计算，约使用四年，这只是理论计算，实际情况比较复杂，应根据使用情况，注意检查，发现损坏时及时更换。
低速轴承因转速太低，使用时间太长，实际应用中会有多种影响，要助于观察，发现损坏及时更换。
从动轴轴段④上选择A型普通平键中的GB/T.1096键16×10×84.从动轴段①上安装联轴器，选择A型普通平键中的GB/T1906键12×8×70。
，查表知键材料为45#钢时，[τ]=60Mpa,[δ]=100MPa
解：
（1）计算键受到的作用力F
F1===15793（N）
F2= ==21809（N）
（2）校核抗剪强度
①计算剪切力FQ：
FQ1=15793（N）； FQ2=21809（N）
②计算剪切面积：
Aj1=16×48=1344（mm）;Aj2=12×70=840（mm）；j1===11.75MPa<[τ]=60MPa,Tj2===25.96MPa<[τ]=60MPa强度符合要求。
（3）核挤压强度
①计算挤压作用力：
Fjy1=F=15793（N）; Fjy2=21809（N）
②计算挤压面积：
Ajy1=×84=420 ;
Ajy2=×70=280
③计算挤压工作主力:
Gjy1===37.60<[δ]=100MPa
Gjy2===78.10<[δ]=100MPa所以以上所选键强度足够。
主动轴上键的选择：
轴段①选择A型普通平键中的GB/T1096中的键8×7×25.轴段④上选择A型普通平键中的GB/T1096中的键12×8×90.
校核键:
（1）计算键受到的作用F:
F1===8642N
F2===5627N
（2）校核抗剪强度
①计算剪切力：
FQ1=F1=8642N；FQ2=F2=5627N
②计算剪切面
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