单级圆柱齿轮减速器.docx

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单级圆柱齿轮减速器

机电类课程

课程设计报告

（20~20学年第一学期）

设计题目单级圆柱齿轮减速器

专业班级

姓名

学号

指导教师

设计日期

设计地点

教务处

一、课程设计目的：

（1）通过课程设计使学生综合运用机械设计基础课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。

（2）通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。

（3）提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计（CAD）能力等，使学生熟悉设计资料（手册、图册等）的使用，掌握经验估算等机械设计的基础技能。

二、课程设计任务：

（附具体设计任务书一份）

1．拟定、分析传动装置的设计方案；

2．选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；

3．进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；

4．绘制减速器装配图；

5．绘制零件工作图；

6．编写设计计算说明书。

课程设计要求在2周时间内完成以下任务：

（1）绘制减速器装配图1张（用A1或A0图纸绘制）；

（2）零件工作图1至2张（齿轮、轴、箱体等）；

（3）设计计算说明书一份，约8000字左右；

（4）答辩。

三、课程设计时间安排：

1、传动装置总体设计、传动件计算：

3天

2、装配草图设计：

2天

3、正式装配图设计：

2天

4、绘制零件图：

1天

5、完成说明书：

2天

机械设计基础课程设计任务书

设计题目:

单级圆柱齿轮减速器

一设计题目：

设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器

给定数据及要求

1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带

已知条件：

运输带拉力F=2500N;运输工作速度V=1.0m/s（允许运输带速度误差为±5%）;滚筒直径D=300mm;两班制，连续单向运动，载荷轻微冲击；工作年限5年；环境最高温度35℃；小批量生产。

二应完成的工作

1.减速器装配图1张；

2.零件工作图1-2张（从动轴.齿轮）；

3.设计说明书1份。

一.选择电动机型号及计算传动比、各轴转速、输入功率和输入转距5

1．确定电动机的功率5

2.确定电动机转速5

3.计算传动装置的总传动比并分配各级传动比6

4．计算各轴转速：

5.计算各轴的输出功率6

6.各轴输入转距7

二.确定V带的型号及根数7

1.确定计算功率7

2.选择A型带的型号及带轮的基准直径7

3.验算带的速度8

4.确定带的基准长度Ld和实际中心距ao8

5.验算主动轮上的包角α8

6.确定带的根数Z8

7．设计结果9

三.斜齿圆柱齿轮转动的设计计算9

1.确定齿轮传动方案、材料、热处理方案及精度等级9

2确定计算准则9

3按齿面接触疲劳强度设计9

4.主要参数和尺寸10

5.校核齿根弯曲疲劳强度11

四.轴的结构设计及计算11

一）主动轴的设计11

（1）选择轴的材料,确定许用应力.11

（2）按扭转强度估算轴径11

（3）设计轴的结构并绘制结构草图.11

二）.从动轴设计12

（1）选择轴的材料，确定许用应力12

（2）按钮矩强度估算轴径12

（3）.设计轴的结构并绘制结构草图12

（4）按弯矩合成强度校核轴径13

五、选择联轴器类型和型号16

六．轴承和键连接的选折16

七.机体的结构设计17

课程设计总结18

参考文献19

设计具体说明如下

一.选择电动机型号及计算传动比、各轴转速、输入功率和输入转距

减速器在常温下工作，载荷轻微冲击，对起动无特殊要求，故选用Y型三相笼型感应电动机，封闭式结构。

电动机电压380V

1．确定电动机的功率

工作机所需的电动机输出功率

Pw=FV/1000ηwPO=Pw/ηa

所以PO=FV/1000ηwηa

电动机到卷筒轴的总效率ηa=η1η22η3η4η5η6

式中由表得η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动，联轴器，卷筒轴的轴承及卷筒的效率。

查表试取η1=0.96（V带传动）,η2=0.99（球轴承）,η3=0.97（齿轮精度为8级）,η4=0.98（十字滑块联轴器），η5=0.98（向心滚子轴承），η6=0.96，则ηwηa=0.96×0.992×0.97×0.98×0.98×0.96=0.84

所以　PO=FV/1000ηwηa=2500×1.0/1000×0.84=2.98kw

2.确定电动机转速　

nw=60×1000×1.0/πD=60×1000×1.0/3.14×300=63.7r/min

按表推荐的传动比的合理范围，取V带传动的传动比i1=2-4,一级圆柱齿轮减速器传动i2=3-5，则总传动比合理范围为i=6-20

电动机的可取范围为

n’d=inww=（6-20）×63.7=382—1274r/min

方案

电动机型号

额定功率（Kw）

电动机转速（r/min）

固定转速

满载转速

Y132S-6

1000

960

Y132M-8

750

710

综合考虑减轻电动机传动装置的重量和节约资金，选用第一方案。

因此电动机型号为Y132M1-6，其性能如下表

电动机型号

额定功率

同步转速

r/min

满载转速

r/min

堵转转矩

额定转矩

最大转矩

额定转矩

Y132S-6

1000

960

2.0

3.计算传动装置的总传动比并分配各级传动比

由上面选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw，可得传动装置的总传动比为

i=nm/nw=960/64=15.1

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i1=3.2，则减速器的传动比

i2=i/i1=15.1/3.2=4.7

4．计算各轴转速：

Ⅰ轴nⅠ=nm/i1=960/3.2=300r/min

Ⅱ轴nⅡ=nⅠ/i2=300/4.7=64r/min

卷筒轴nw=nⅡ=64r/min

5.计算各轴的输出功率

Ⅰ轴PⅠ=Pd*η1*η2=2.98×0.96×0.99=2.83kw

Ⅱ轴PⅡ=PⅠ*η2*η3=2.83×0.99×0.97=2.72kw

卷筒轴PⅢ=PⅡ*η4*η5*η6=2.72×0.98×0.98×0.96=2.51kw

6.各轴输入转距

电动机轴的输出转距Td=9550PO/nm=9550×2.98/960=29.64N.m

Ⅰ轴TⅠ=Td*i1*η1*η2=29.64×3.2×0.96×0.99=90.14N.m

Ⅱ轴TⅡ=TⅠ*i2*η2*η3=90.14×4.7×0.99×0.97=406.84N.m

卷筒轴TⅢ=TⅡ*η4*η5*η6=406.84×0.98×0.98×0.96=375.10N.m

运动和动力参数的计算结果列表：

轴名

参数

电动机轴

Ⅰ轴

Ⅱ轴

卷筒轴

转速n/（r/min）

960

300

输入功率P/kw

2.98

2.83

2.72

2.51

输入转距T/（N.m）

29.64

90.14

406.84

375.10

传动比i

3.2

4.7

功率η

0.96

二.确定V带的型号及根数

1.确定计算功率Pca

计算功率Pca是根据传递功率P，并考虑载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的

Pca=KAP=1.2×3=3.6Kw

KA——工作情况系数P——传递的额定功率

2.选择A型带的型号及带轮的基准直径D1和D2

根据计算功率Pca和小带轮速度n选定V带的型号为A型带。

且主带轮的直径D1=100，且D1=100100>ddmin=100mm

大带轮基准直径为D2=i*D1=3.2×100=320mm

按表8.3选取标准值D2=315mm,则实际传动比i,从动轮的实际转速分别为：

i=D2/D1=315/100=3.15n2=n1/i=960/3.15=305r/min

从动轮的转速误差率为305-300/300×100%=1.7%在±5%以内，为允许值。

3.验算带的速度V.根据Vmax=πD1n1/60×1000（m/s）来计算带的速度，并应使V≤Vmax对于A型V带.V≤25m/s

V=πD1n1/60×1000=3.14×100×960/60×1000=5.024m/s

带速在5-25m/s范围内。

4.确定带的基准长度Ld和实际中心距ao

0.7（D1+D2）≤ao<2（D1+D2）即294mm≤ao≤840mm

根据a0和带传动的几何关系，按下式来初步计算V带的基准长度Ld初定中心距ao=550mm

Lo=2a0+π/2（D2+D1）+（D2-D1）2/4ao=1772.55mm

根据表8.4选取基准长度Ld=1800mm由于V带传动的中心距一般是可以调动，故可采用下式作近似计算Ld`

a=a0+Ld-Lo/2=550+1800-1772.55/2=577mm

考虑到安装调整以及带工作一段时间后松驰，应对其进行张紧情况，中心距应该留出一个调整余量，其变动范围为

amin=a-0.015Ld=577-0.015x1800=550mm

amax=a+0.03Ld=577+0.03x1800=631mm

5.验算主动轮上的包角α

可以推出带在带轮上的包角为

α≈180゜-D2-D1/a×57.3゜

=180゜-315-100/577×57.3゜=159.65゜>120゜

6.确定带的根数Z

Z≥PC/（P0+ΔP0）KαKL

根据D1=100mm,n1=960r/min,查表8.9，用内差法得

P0=0.83+0.97-0.83/980-800（960-800）=0.954kw,取P0=0.95kw

功率增量ΔP0=Kbn1（1-1/Ki）由表8.18查得Kb=1.0275×10-3，根据传动比i=3.15,查表8.19得Ki=1.1373，则

ΔP0=[1.0275×10-3×960（1-1/1.1373）]kw=0.12kw

查表8.4查得带长度修正系数KL=1.1373，则

Z=3.6/（0.954+0.12）×0.96×1.01=3.45根圆整得Z=4根

7．设计结果

选用4根A-1800GB11544-89V带，中心距a=550mm,带轮直径D1=100mm,D2=315mm。

三.斜齿圆柱齿轮转动的设计计算

1.确定齿轮传动方案、材料、热处理方案及精度等级

选用斜齿圆柱齿轮传动，且无特殊的要求故采用软齿轮转动，由表知选大，小齿轮材料为45号钢小齿轮调制处理，硬度为220~250HBS，大齿轮选用45钢正火处理170~210HBS取齿轮转动精度，因为是普通减速器，由表10.21选等级为8级精度。

2确定计算准则

该齿轮转动为软齿面的闭式转动，先按齿面接触疲劳强度设计，然后按齿根弯曲疲劳强度校核。

3按齿面接触疲劳强度设计

（1）确定各参数值

1选齿数：

选小齿轮齿数Z1=25，Z2=i*Z1=4.8×25=120

2选取螺旋角β：

初选螺旋角β=14°

3确定极限应力σHlim:

由图10-12查得小齿轮σHlim1=580MPa，大齿轮σHlim1=550MPa。

4计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN

N1=60njLh=60×305×1×（5×80×52）=3.81×108

N2=N1/i=3.81×108/4.8=7.93×107

查图10.13得ZNT1=1.12，ZNT2=1.3

5计算许应力：

由表10-6查得，SH=1

[σH]1=ZNT1σHlim1/SH=1.12×580/1=650MPa

[σH]2=ZNT2σHlim2/SH=1.3×550/1=115MPa

6确定节点区域系数ZH：

由表10-11查得ZH=2.433

7确定材料系数ZE：

由表10-5查得ZE=189.8√MPa

8确定螺旋角系数Zβ,Zβ=COSβ开根号=0.985

9确定载荷系数K,由表10-4取K=1.1

10计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106P1/N1=9.55×106×2.83/305=88611N·mm

齿宽系数,由表10-7,取Ψd=1

（2）计算d1和V

计算小齿轮分度圆的直径d1

d1≥

=48.68mm

计算圆周速度V

V=3.14d1×n1/60×100=0.78m/s<5m/s

故8级精度合适

模数m,mn=1.89mm

按表4-2,取表准模数mn=2mm

4.主要参数和尺寸

（1）中心距a,a=mn（Z1+Z2）/2COSβ=2×（25+120）/2COS14°=149.4mm,取整a=150mm

（2）修改螺旋角β=arccosmn（Z1+Z2）/2a=arccos2×（25+120）/2×150=14゜50’24”

（3）齿轮分度圆直径d,d1=mnZ1/COSβ=2×25/COS14゜50’24”=51.76mm,圆整后d1=52mm

d2=id1=4.8×52=259.6mm

（4）轮齿宽b=Ψdd1=1×52=52mm,取b2=52mm,b1=b2+5=57mm

5.校核齿根弯曲疲劳强度

（1）计算许用应力[σF]

a.确定极限应力σFlim,由图10-11查得σRlim1=220MPa,,σRlim2=210MPa

b.确定寿命系数YNT1和YNT2,查图10-15得,YNT1=YNT2=1

c.确定最小安全系数SF,查得10.10得SF=1.4

d.确定许用应力[σF]

[σF]1=бFlim1YNT1/SF=220×1/1.4=157MPa

[σF]2=бFlim2YNT2/SF=210×1/1.4=150MPa

（2）计算轮齿弯曲应力

a.当量齿数ZV1=26.8,ZV2=128.5

b.确定齿形系数YF,查表10.13得YF1=2.62,YF2=2.17

c.确定应力修正系数YS,查表10.14得YS1=1.6,YS2=1.82

d.确定齿根弯曲应力

σF1=1.6×1.1×88611×COSβ/57×2×2×25=26.3MPa<[бF]1=157MPa

σF2=σF1YF2YS2/YF1YS1=2.17×26.3×1.82/2.62×1.6=24.8MPa<[бF]2=150MPa

四.轴的结构设计及计算

一）主动轴的设计

（1）选择轴的材料,确定许用应力.

由已知条件知减速器传递的功率属小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢,并经调质处理,由表14.4查得强度极限

σB=650mpa.,再由表14.2得许用弯曲应力[6-16]=60MPa

（2）按扭转强度估算轴径

根据表14.1得:

c=107~118,又由式（14.2）得:

d≥c

=（107--118）

mm=24.8mm

考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,回有键槽存在.所以将估算直径加大3%~5%,取为23.15~26.04mm,由设计手册取标准直径d1=25mm.

（3）设计轴的结构并绘制结构草图.

由于设计的是单级减速器,可将齿轮布置在箱体内部中央,将轴承对称安装在齿轮两侧,轴的外伸端安装半连轴器.

1）确定轴上零件位置和固定方式.要确定轴的结构形式,必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式.参考图14.8,确定齿轮从轴的右端装入.齿轮的左端用轴肩定位,右端用套筒固定.这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定,齿轮的周向固定采用平键连接.轴承对称安装于齿轮的两侧,其轴向用轴肩固定,周向用过盈配合固定.

2）确定各轴段的直径.如图所示,轴段1（外伸端）直径最小,d1=25mm,考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位,轴段2上应有轴肩,同时为能很顺利的在轴段3上安装轴承,轴段2上必须满足轴承内径的标准,故取轴段2的直径d2=30mm,用相同的方法确定轴段3.和4的直径d3=36mm,d4=30mm.

3）确定各轴段的长度,齿轮轮毂宽度为57mm,为保证齿轮固定可靠,为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰,所以两者之间应留有一定的间距,取该间距为18mm;为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为17轴器）,并考虑轴承的润滑,取轴承端面距箱体内壁的距离为L=108mm,根据箱体结构及联轴器距轴称盖,要有一定距离的要求,取L’=60mm,查圆有关的联轴器取L”为55mm,在轴段1上加工出键槽,查表14.5键槽中b=8mm,h=7mm,L=30mm.

4）选定轴的结构细节,如圆角,倒角退刀槽等的尺寸.

二）.从动轴设计

（1）选择轴的材料，确定许用应力

由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调后处理。

由表14.4查得强度极限σb=650Mpa,再由表14.2得许用应力[σ-16]=60Mpa

（2）按钮矩强度估算轴径

根据表14.1得C=118~107，

d≥c

=（107~118）

=37.34-41.18mm

考虑到轴的最小直径处在要安装连轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%~5%，取为38.46~43.24mm。

由设计手册取标准直径d1=40mm。

（3）.设计轴的结构并绘制结构草图

由于设计的是单级减速器，将齿轴布置在箱体中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装连轴器。

1）确定轴上零件的位置和固定方式，要确定轴的结构形状，必须想确定轴上零件的装配顺序和固定方式。

参考图14.8，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定，齿轮的周向固定采用平键连接。

轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。

2）确定各轴段的直径

如图所示，轴段1（外伸端）直径最小，d1=40mm；考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利的在轴段2上安装轴承，轴段2必经满足轴承内径的标准，故取轴段2的直径d2为45mm利用相同的方法确定轴段3，4的直径d3=50mm,d4=60mm,为了便于拆卸左轴承，可查出6209型滚动轴承的安装高度为3.5mm,取52mm.

3）确定各轴段的长度

齿轮轮毂宽度l=（1.2~1.3）d1=45~52mm,确定轮毂宽度为52mm，为保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为50mm，为保证齿轮端面上箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为15mm，为保证轴承安装在箱体轴承座几中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与距箱体内壁的高度为5mm，所以轴段4的长度取为20mm，轴承支点距离L=111mm，根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取L’=75mm,查阅有关的联轴器手册取L”=70mm,在轴段1，3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5~10mm，查表14.5轴段3上键槽b=14mm,h=9mm,l=50mm,轴段1上键槽b=12mm,h=8mm,l=40mm.

4）选定轴的结构细节，入图角，倒角，退刀槽的尺寸

按设计结果画出轴的结构草图（图a）

（4）按弯矩合成强度校核轴径

计算从动轮的转矩T2=9.55×106

=9.55×106×

=405875N.mm

2）分析计算斜齿轮受到的三个力：

圆周力：

Ft2=

=3122N

径向力：

Fr2=Ft2

=1175N

轴向力：

Fa2=Ft2tanβ=3122×tan14°=827N

3）画出轴的受力图（图6）

4）作水平面内的弯矩图（图c），支点反力为

FHA=FHB=

=1561N

I-I截面处的弯矩为MHI=1561×

N.m=86636N

II-II截面处的弯矩为MHII=1561×29.5mm=46050N

5）作垂直面内的弯矩图（图d），支点反力为

FVA=

=-381.5N

Fvb=Fr2-FVA=（1175-（-381.5））N=1556.5N

I-I截面左侧弯矩为Mvi左=FVA

=-381.5×

Nmm=-21173Nmm

I-I截面右侧弯矩为Mvi右=FVB

=1556.5×29.5=45917Nm

6）作合成弯矩图（图e）M=

I-I截面：

Mi左=

=89186Nmm

Mi右=

=122345Nmm

II-II截面：

Mii=

=65031Nmm

7）求当量弯矩

因减速器单向运转，故可以为转矩为脉动循环弯化，修正系数α为0.6

I-I截面Mei=

Nmm=272530Nmm

II-II截面:

Meii=

Nmm=252058Nmm

8）确定危险截面及校检强度由图可以看出，截面I-I，II-II所受转矩相同，但弯矩Mei﹥MEII，且轴上还有键槽，故截面I-I可能为危险截面。

但由于轴径d3﹥d2,故也应对截面II-II进行校检。

I-I截面：

σei=

=21.8Mpa

II-II截面：

σeii=

=27.7Mpa

查表14.2得[σ-16]=60Mpa,满足σe≤[σ-16]的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量。

9）修改轴的结构因设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作修改

10）绘制轴的零件图。

五、选择联轴器类型和型号

选用十字滑块联轴联轴器的计算转矩

TC=KT=（1.25∽1.5）×227.5N.mm.=284.375∽341.25N.mm

器。

许用应力

许用转速

250

115

0.5+0.30

六．轴承和键连接的选折

1．由轴的设计可知，主动轴上轴承由手册可查得用代号为6206型，从动轴上轴承用代号为6209型。

轴承代号

基本尺寸/mm

安装尺寸/mm

6206

6209

1.1

2．主、从动轴轴段上键连接采用普通圆头平键连接。

七.机体的结构设计

由于机体的结构复杂,故选用铸造形机体,且本机体强度要求不是太大选用一般用灰铸铁材料制造,为了使用机体内的各种部件便于安装和拆卸故选用一个水平剖面.所以箱体各个零件的尺寸如下:

箱体壁厚δ8mm

箱盖壁厚δ18mm

箱盖凸缘厚度b112mm

箱座凸缘厚度b12mm

箱座底凸缘厚度b220mm

地脚螺钉直径df22mm

地脚螺钉数目n6

轴承旁连接螺钉直径d116mm

箱盖与箱座联接螺钉直径d212mm

联接螺栓d2的间距L180mm

轴承端盖螺钉直径d311mm

窥视孔盖螺钉直径d48mm

定位销直径d9mm

df.d1.d2至外箱壁距离C128m

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