单级直齿圆柱减速器设计.docx
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单级直齿圆柱减速器设计
湖南工学院
题目单级直齿圆柱减速器设计
机械工程系机制专业0503班
设计人唐聪学号5
指导教师任芝兰
2006年1月07日
课程设计评语：
课程设计答辩负责人签字
年月日
一、设计课题
设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器，运输机连续工作、单向运转、载荷变化不大、空载启动，减速器小批量生产，使用期限5年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为97%，运输带允许速度误差为5%。
原始数据：
运输带拉力F=
运输带速度V=1.6m/s
卷筒直径D=430mm
二、设计任务要求
1．减速器装配图一张（1号图纸）
2．轴、齿轮零件图各一张（2号图纸或3号图纸）
3．设计说明书一份
三、拟订传动方案
减速器采用单级直齿圆柱齿轮传动，工作机与减速器输出轴采用弹性联轴器连接，因为弹性联轴器有一定的缓冲和吸震能力而且成本低，原动机与减速器输入轴采用一级带传动，其作用是带传动能缓冲减震，且传动平稳宜布置在高速级。
传动方案示意图如图
（一）所示
图
（一）
四、选择电动机
1．选择电动机类型
按工作要求和条件选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。
2．选择电动机容量
由Pd=Pw/ηakw
Pw=FV/1000kw
得Pd=FV/1000ηakw
由电动机至运输带的传动总功率为
ηa=η1·η2·η3·η4·η5
式中：
η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取：
η1=η2=η3=
η4=η5=
ηa=××××=
Pd=FV/1000ηa=×103×1000×=
3．确定电动机转速
卷筒轴工作转速为n=60×1000V/πD=60×1000×π×430=min
查传动比合理范围表，取普通V带传动的传动比i1’=2～4一级圆柱齿轮减速器传动比i2’=3～6
则总传动比合理范围为ia’=6～24,故电动机转速的可选范围为
nd’=ia’·n=（6～24）×=～r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min。
根据容量和转速，由机械设计手册查出有三种适用的电动机型号因此有三种传动比方案。
具体参数情况如下表
（一）
方案
型号
额定功率
Pdkw
转速r/min
重量
kg
传动装置传动比
同步
异步
总传动比
V带传动
减速器
1
Y132S-4
1500
1440
68
3
5
2
Y132M2-6
1000
960
85
3
Y160M2-8
750
720
125
4
表
（一）
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、带传动和减速器的传动比，可见第2种方案比较适合，因此选定电动机型号为Y132M2-6。
其主要性能如下表
（二）
型号
额定功率
kw
满载转
起动电流
额定电流
起动转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
噪音
dB（A）
转动惯量
Kg．m2
转速
r/min
电流
A
效率
%
功率因数
Y132M2-6
960
2
2
71
表
（二）
电动机主要外形和安装尺寸列于下表（三）
中心高
H
外形尺寸
L×（AC/2+AD）×HD
地脚安装尺寸
A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸
尺寸
装键部位尺寸
F×GD
132
515×345×315
216×178
12
38×80
10×41
表（三）
图
（一）
五、确定传动装置的总传动比
并分配各级传动比
1．总传动比确定
电动机型号为Y132M2-6，满载转速nm=960r/min
ia=nm/n=960/=
2．分配传动装置的传动比
ia=io·i
式中io、i分别为带传动和减速器的传动比
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取io=（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算）则减速器传动比为：
i=ia/io==
图
（二）
图（三）
其V带轮的轮槽尺寸由普通V带轮的轮槽尺寸表查得：
小带轮尺寸如表（五）所示，大带轮尺寸如表（六）所示。
轮槽示意图如图（四）
槽型
bd
Hamin
e
Fmin
Hfmin
δmin
φ（。
）
B
14
19±
34
表（五）
槽型
bd
Hamin
e
Fmin
Hfmin
δmin
φ（。
）
C
19
±
16
10
38
表（六）
图（四）
⑤许用应力由弯曲疲劳极限图查得σFlim1=320MPaσFlim2=313MPa
由最小安全系数表查得SF=
则［σF］1=σFlim1/SF=320/=［σF］1=σFlim2/SF=
⑥计算大、小齿轮的YFS/［σF］并进行比较
YFS1/［σF］1==
YFS2/［σF］2==
将各参数代入公式
（二）计算得σF1=MPa≤［σF］1
故满足齿根弯曲疲劳强度要求。
5．几何尺寸计算
d1=mz1=4×22=88mm
d2=mz2=4×106=424mm
a=m/2（z1+z2）=4/2×（22+106）=256mm
b=64.02mm取b2=65mmb1=b2+（5～10）mm取b1=70mm
7．验算初选精度等级是否合格
齿轮圆周速度U=πd1n1/60×1000=π×88×60×1000=1.58m/s<6m/s
对照常用圆柱齿轮传动的精度等级及其应用范围表可知选择8级精度合适。
8．根据计算所得的齿轮参数绘制齿轮零件图
九、传动轴设计
1．拟订轴上零件的装配方案——确定其定位和固定方式
Ⅰ轴：
该轴采用齿轮轴，挡油环、左端轴承、轴承端盖依次从轴左端向右安装，而右端只安装轴承及端概。
其示意图如图（五）所示
Ⅱ轴：
齿轮、套筒、右端轴承、轴承端盖、半联轴器依次从轴的右端向左安装，而左端只安装轴承及端盖。
其示意图如图（六）所示
图（五）
图（六）
2．按扭转强度估算轴的直径
材料选45号钢Ⅰ轴：
输入功率P1=转速n1=min
Ⅱ轴:
输入功率P2=转速n2=min
可得d1min=C（P/n）1/3=120×1/3=28.33mm
d2min=C（P/n）1/3=120×1/3=47.05mm
3．根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径
Ⅰ轴：
参见图（五）
1从左端起第一段，该段安装V带轮，因有一键槽轴径应增加5%，取φ30mm，长度l1=60mm
2左起第二段，考虑V带轮轴向定位要求，该段直径取φ38mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与V带轮右端面间的距离为45mm，故取该段长l2=70mm
3左起第三段，该段装滚动轴承，直径取φ40mm，长度l3=20mm
4左起第四段，考虑滚动轴承的轴向定位要求，该段应为定位轴肩，直径取φ48mm，长度l4=10mm
5左起第五段，该段为齿轮轴的轮齿部分，其d1=88mm，b1=70mm
6左起第六段，该段为定位轴肩，直径取φ48mm，长度l6=10mm
7左起第七段，该段安装滚动轴承，直径取φ40mm，长度l7=20mm
Ⅱ轴：
参见图（六）
1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器处有一键槽，轴径应增加5%取φ50mm，轴段长l1=80mm
2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该但直径取φ55mm,根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面与半联轴器左端面间的距离为45mm，故取该段长l2=70mm
3右起第三段，该段装滚动轴承，直径取φ=60mm，长度l3=40mm
4右起第四段，该段装有齿轮，直径取φ65mm，齿轮宽为b2=65mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度l4=63mm
5右起第五段，考虑齿轮的轴向定位要求，需有定位轴肩，取轴肩直径φ75mm
长度l5=12mm
6右起第六段，该段为滚动轴承安装处，取轴径φ60mm，长度l6=23mm
4．求齿轮上作用力的大小方向
Ⅰ轴：
作用在齿轮上的转矩为T1=·m
圆周力Ft1=T1/（d1/2）=×103/（88/2）=
径向力Fr1=Ft1tanα=×tan20。
=
轴向力Fα1=0N
各力方向如图（七）a所示
Ⅱ轴：
作用在齿轮上的转矩为T2=N·m
圆周力Ft2=T2/（d2/2）=×103/（424/2）=
径向力Fr2=Ft2tanα=×tan20。
=
轴向力Fα2=0N
各力方向如图（八）a所示
5．轴承的支反力
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如图（七）Ⅰ轴、如图（八）Ⅱ轴的力学模型。
Ⅰ轴：
水平面的支反力RA=RB=Ft1/2=2=
垂直面的支反力RA’=RB’=Fr1/2=2=
Ⅱ轴:
水平面的支反力RA=RB=Ft2/2=2=
垂直面的支反力RA’=RB’=Fr2/2=2=
6．画弯矩图
Ⅰ轴：
剖面C处的弯矩
水平面的弯矩Mc=RA×50=×50=71410N·mm=N·m
水平弯矩图如图（七）c所示
垂直面的弯矩Mc’=RA’×50=×50=25991N·mm=·m
垂直面弯矩图如图（七）e所示
合成弯矩M=（Mc2+Mc’2）1/2=+1/2=·m
综合弯矩图如图（七）f所示
Ⅱ轴：
剖面C处的弯矩
水平面的弯矩Mc=RA×50=×50=67908N·mm=N·m
水平面弯矩图如图（八）c所示
垂直面的弯矩Mc’=RA’×50=×50=·mm=·m
垂直面弯矩图如图（八）e所示
合成弯矩M=（Mc2+Mc’2）1/2=+1/2=·m
综合弯矩图如图（八）f所示
7．画扭矩图
Ⅰ轴：
TⅠ=Ft1×d1/2=×88/2=·mm=·m
扭矩图如图（七）g所示
Ⅱ轴：
TⅡ=·m
扭矩图如图（八）g所示
8．画当量弯矩图
因轴是单向回转，转矩为脉动循环α=
Ⅰ轴剖面C处的当量弯矩
MecⅠ=[M2+（αT）2]1/2=[+×2]1/2=·m
其当量弯矩图如图（七）h所示
Ⅱ轴剖面C处的当量弯矩
MecⅡ=[M2+（αT）2]1/2=[+×2]1/2=·m
其当量弯矩图如图（八）h所示
9．判断危险截面并验算强度
Ⅰ轴：
①剖面C处当量弯矩最大，所以剖面C为危险截面MecⅠ=N·m
由轴的常用材料及其主要力学性能表查得[σ-1]=55MPa
σeⅠ=MecⅠ/d13=×103/×883=<[σ-1]
②剖面D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面
MD=·mσe=M/W=×103/×303=MPa<[σ-1]
故确定的尺寸是安全的。
Ⅱ轴：
①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MecⅡ=N·m
由轴的常用材料及其主要力学性能表查得[σ-1]=55MPa
σeⅡ=MecⅡ/d23=×103/×653=<[σ-1]
②剖面D处虽仅受转矩但其直径较小，故该截面也为危险截面
MD=N·mσe=M/W=×103/×503=MPa<[σ-1]
故确定的尺寸是安全的。
图（七）
图（八）
10．绘制齿轮零件图（Ⅰ轴、Ⅱ轴）
十、键联接设计
根据课题要求总共有3处需用键联接：
①V带轮与传动轴Ⅰ轴；②齿轮2与传动轴Ⅱ轴；③传动轴Ⅱ轴与联轴器。
1．选取键的类型及尺寸
经分析3处联接均选用A型普通平键
1处根据轴的直径d1=30mm，V带轮轮毂宽度B以及传递转矩T1=·m综合考虑。
由普通平键和键槽的尺寸表查得：
平键宽度b=8mm;高h=7mm;
长L=50mm
2处根据轴直径d2=65mm，齿轮宽度b2=65mm，传递转矩
T2=N·m查表得b=18mm；h=11mm；L=55mm
3处根据轴直径d3=50mm，半联轴器长82mm，传递转矩
T3=N·m查表的b=14mm;h=9mm;L=150mm
2．校核键的联接强度
由键联接的许用挤压应力和许用压强表查得
1处[σP1]=50～60MPa
2处[σP2]=100～120MPa
3处[σP3]=60～90MPa
由式σP=4T/dhl计算得
1处σP1=<[σP1]
2处σP2=MPa<[σP2]
3处σP3=MPa<[σP3]
经强度校核所选平键都符合强度要求。
十一、滚动轴承设计
1．根据设计参数选择轴承型号
总共有2处需用滚动轴承：
①处支承Ⅰ轴；②处支承Ⅱ轴
根据工作条件，决定选用深沟球轴承，轴承主要承受径向载荷，所承受的轴向载荷非常小可不予考虑。
Ⅰ轴径向载荷大小由FtⅠ=TⅠ/（d/2）=×103/（40/2）=
FrⅠ=Fttanα=×tan20。
=
Ⅱ轴径向载荷大小由FtⅡ=TⅡ/（d/2）=×103/（60/2）=
FrⅡ=Fttanα=×tan20。
=
轴承预期寿命为5年，一班制工作
根据以上条件初步选择轴承型号：
Ⅰ轴上轴承选用6308；Ⅱ轴上轴承选用6212
2．初步计算当量载荷P，求轴承应有的径向基本额定动载荷值
根据P=fp（XFr+YFα）
C’=fdP/ft（60nLh’/106）
由机械设计手册查得：
Y=0；X=1；ft=1；fd=；fp=
Ⅰ轴承：
P=
C’=
Ⅱ轴承：
P=
C’=
3．校核轴承寿命
由Lh=（ftC/P）ε106/60n（h）
Ⅰ轴：
其中n=minft=1由机械设计手册查得寿命系数ε=3
额定动载荷C=40800N
Lh=159682h>Lh’
Ⅱ轴:
其中n=minft=1查机械设计手册可得ε=3
额定动功率C=47800N
Lh=43427h>Lh’
经校核所选轴承符合设计要求。
十二、联轴器设计
1．数据分析、载荷计算
所需最大功率为；转速为min；外伸轴径d=50mm；T=·m
由Tca=KAT（其中KA为工况系数，由联轴器工况系数表查得KA=
Tca=×=N·m
2．类型、型号选择
由于传递转矩较大，运转平稳且结构简单，加上要有一定的缓冲和吸振能力，故选用弹性柱销联轴器。
根据Tca、d1、n等条件，由GB/T5843–2003选用HL4型弹性柱销联轴器，其额定转矩[T]=1250N·m；许用转矩[n]=400r/min；孔轴直径为50mm；
符合要求。
十三、润滑与密封设计
1．滚动轴承的润滑与密封
根据浸油圆周速度的大小选润滑方式n=minD=0.424m
U=πDn/60=××60=1.58m/s<2m/s
由计算可得应选用润滑脂润滑
采用润滑脂润滑轴承时，应在轴承旁加挡油板以防止润滑脂流失。
在输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂及灰尘、水汽和其他杂质进入机体内，在端盖轴孔内安装密封件。
这里我采用毛毡封油圈，虽其密封效果较差，但其结构简单，对润滑脂润滑能可靠工作。
2．机体内零件的润滑密封
由于该减速器传动件的圆周速度U≤12m/s故采用浸油润滑，因机体内需有足够的润滑油，用以润滑和散热，同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离H不应小于30～50mm传动件的浸油深度h为一个齿高，由此即可决定机座的高度为60mm，浸油深度决定后，即可定出所需油量，并按功率大小进行验算，以保证散热，每传递1kw需油量Uo=～其功率为P=即所需总油量Uo=dm3
为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精刨，其表面粗糙度应不大于微米。
为了提高密封性，在机座凸缘上铣出回油沟，以便渗入凸缘联接缝隙面上的油重新流回机体内部。
十四、箱体结构设计
减速器机体结构尺寸计算及结果如下表所示（a=750mm）
名称
符号
尺寸关系
尺寸结果数据
机座壁厚
δ
0.025a+1
20
机盖壁厚
δ1
0.02a+1
16
机座凸缘厚度
b
δ
30
机盖凸缘厚度
b1
δ1
24
机座底凸缘厚度
b2
δ
50
地脚螺钉直径
df
0.036a+12
40
地脚螺钉数目
n
a>500
8
轴承旁联接螺柱直径
d1
30
机盖与机座联接螺柱直径
d2
～df
20
联接螺栓d2的间距
l
150～200
180
轴承端盖螺钉直径
d3
～df
16
窥视孔盖螺钉直径
d4
～df
12
定位销直径
d
～d2
14
df、d1、d2至外机壁距离
C1
由上面数据查表得
50
df、d2至凸缘边缘距离
C2
由上面数据查表得
44
轴承旁凸台半径
R1
C2
44
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定以便于扳手操作为准
200
外机壁至轴承座端面距离
l1
C1+C2+（8～12）
102
机盖、机座肋厚
m1、m
m1≈δ1
m≈δ
m1=14
m=18
轴承端盖外径
d2
轴承孔直径+（5～）d3
Ⅰ轴：
118
Ⅱ轴:
138
轴承端盖凸缘厚度
t
（1～）d3
18
轴承旁联接螺栓距离
s
尽量靠近以Md1和Md3互不干涉为准，一般取s≈D2
Ⅰ轴：
118
Ⅱ轴:
138
十五、设计小结
通过一级圆柱齿轮减速器个部件的设计计算，主要围绕三个方面的问题来表明
我的几点看法。
1．传动比分配问题
由于输入轴、输出轴转速差异过大，以及带传动的传动比不能过大（其原因是不能使带轮过大）因此，齿轮传动部分的传动比会相对偏大，从而导致在进行齿轮传动部分设计时，大、小齿轮齿数个数差距较大，如果在此过程中不慎重考虑其取值问题，则会在以下的设计部分出现个别参数误差过大的问题。
解决此问题，我认为在电动机选择时，可选同功率而不同转速的几种不同型号电动机同时进行总传动比预算，取其最佳。
2．V带的根数问题
我这里所考虑的V带根数问题，不是在V带设计计算过程中，V带根数不能大于10的问题，而是通过几种不同型号V带的反复验算，得出的最佳V带根数还是较大。
而V带根数多一根，就会对V带的张紧、安装、定位等多方面带来多一些的不便。
缓解此问题，我认为可在计算结果基础上向根数偏少的方向取舍V带根数，例如：
计算结果为，我们不取4根，而取3根。
如取3根，其V带寿命会降低，但是可使其他很多方面简便，况且我们都是通过额定功率来计算，其留有一定的余量，这样可使我们更好的利用资源。
3．传动轴轴径、长度确定及其结构问题
在进行传动轴设计时，其先没有对其零部件进行设计考虑，尤其是像滚动轴承等一些标准零件。
而轴在设计过程中其轴径及其长度已确定，这样会在以后的标准件确定过程中带来很多问题，例如：
强度校核达不到要求、轴径找不到合适的系列等。
由此在整个设计过程中产生矛盾。
解决此问题可在确定轴段直径时，综合考虑标准件的常用系列数以减少设计过程中的重复次数。
传动轴结构其一就是小齿轮部分，这里宜采用齿轮轴，但是齿轮轴上的轮齿部分的分度圆直径与整个轴直径大小差距较大，甚至超出使用齿轮轴的尺寸范围，使整个轴陬径大小不合理。
针对这种情况，我认为可将整个轴的轴径增大5%，从而使整个轴轴径大小协调。
此次课程设计，使我更进一步认识到每一个零件在设计中都是极其重要的，那
怕是一个小小的螺丝钉在设计中也不能马虎，否则就会造成安全隐患。
因此，在
每一个细小部分的设计中，都应一丝不苟认真对待。
要养成严谨的工作作风。
十六、设计心得与体会
减速器设计的设计是我们对《机械设计教程》课程学习成果的检验。
设计过程中，碰到了很多的问题：
如数据的选用，以及数据的计算与检验等。
前者需要对所学知识掌握熟练，而后者则需要冷静的计算以及细心的审核。
选用数据的过程中，我们对于课本知识的不熟练以及实际经验的贫乏使得我们的设计出现了较多的困难，但是通过向同学请教，以及对课本所学知识的复习和任老师的耐心指导下，我们的理论知识水平有所提高。
在任老师的精心指导下，我们不断的改正错误，填补知识空缺，增长自行设计水平和实践检验能力。
在不断的摸索爬行中，解决一个个疑团，尝试不同的方案，在老师指导和组员的共同协作下，让设计较圆满的完成。
由于时间仓促，加之本人水平有限，错误在所难免，望任老师能够提出宝贵意见，并予以指正！
再次感谢任老师的精心指导和热情帮助！
附、参考文献
机械设计教程（1994年修订本）西北工业大学出版社濮良贵
机械设计手册（第2版）机械工业出版社
机械零件设计手册（第3版）冶金工业出版社
机械设计课程设计指导书（第2版）高等教育出版社龚桂义
机械工程师手册（第2版）机械工业出版社
几何公差与检测（第七版）上海科学技术出版社甘永立
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