一级圆柱齿轮减速器设计说明书附带装配图和立体图.docx

1、一级圆柱齿轮减速器设计说明书附带装配图和立体图一级圆柱齿轮减速器设计说明书一、课程设计目标1二、课程设计内容和任务2三、课程设计步骤2四、电动机选择3五、传动零件设计计算5（1）带传动设计计算5（2）齿轮传动设计计算7六、轴计算9七、轴承校核 13八、联轴器校核13九、键联接选择和计算14十、减速器箱体关键结构尺寸14十一、润滑方法选择14十二、技术要求15十三、参考资料16十四、致谢17一、课程设计目标：机械设计基础课程设计是机械设计基础课程关键实践性步骤，是学生在校期间第一次较全方面设计能力训练，在实践学生总体培养目标中占相关键地位。本课程设计教学目标是：1、综合利用机械设计基础课程及相关

2、先修课程理论和生产实际知识进行机械设计训练，从而使这些知识得到深入巩固和扩张。2、学习和掌握设计机械传动和简单机械基础方法和步骤，培养学生工程能力及分析问题、处理问题能力。3、提升学生在计算、制图、计算机绘图、利用设计资料、进行经验估算等机械设计方面基础技能。二、课程设计内容和任务：1、课程设计内容应包含传动装置全部设计计算和结构设计，具体以下：1）阅读设计任务书，分析传动装置设计方案。2）选择电动机，计算传动装置运动参数和运动参数。3）进行传动零件设计计算。4）减速器装配草图设计。5）计算机绘制减速器装配图及零件图。2、课程设计关键任务：1）设计减速器装配草图1张。2）计算机绘制减速器装配图

3、1张、零件图2张（齿轮、轴等）3）答辩。三、课程设计步骤：1、设计准备准备好设计资料、手册、图册、绘图用具、计算用具、坐标纸等。阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、内容和步骤；经过对减速器装拆了解设计对象；阅读相关资料，明确课程设计方法和步骤，初步拟订计划。2、传动装置总体设计依据任务书中所给参数和工作要求，分析和选定传动装置总体方案；计算功率并选择电动机；确定总传动比和各级传动比；计算各轴转速、转矩和功率。3、传动装置总体方案分析传动装置设计方案直观地反应了工作机、传动装置和原动机三者间动和力传输关系。满足工作机性能要求传动方案，能够由不一样传动机构类型以不一样组合形式和部署次序组成。合

4、理方案首先应满足工作机性能要求，确保工作可靠，而且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 四、电动机选择 电动机已经标准化、系列化。应根据工作机要求，依据选择传动方案选择电动机类型、容量和转速，并在产品目录总共查出其型号和尺寸。选择电动机类型、型号、结构等，确定额定功率、满载转速、结构尺寸等。1、选择电动机类型电动机有交流和直流电动机之分，通常工厂全部采取三相交流电，所以多采取交流电动机。交流电动机有异步电动机和同时电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以一般笼型电动机应用最多/现在应用最广是Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，其结构简单、起动性能好、工作

5、可靠、价格低廉，维护方便，适适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求场所，如运输机、机床、风机、农机、轻工机械等。在常常需要起动、制动和正、反转场所（如起重机），则要求电动机转动惯量小、过载能力大，应选择起重及冶金用三相异步电动机YZ型（笼型）或YZR型（绕线型）。 按已知工作要求和条件，选择Y型全封闭笼型三相异步电动机。2、电动机功率选择1）工作机所需电动机输出功率为Pd =Pw/=Fv/1000w 已知滚筒直径D=450mm，滚筒圆周力F =2.2KN，输送带速度V=1.6m/s，由表查联轴器，圆柱齿轮传动减速器：传动带传动效率0.96，圆柱齿轮传动轴承传动效率0.99，齿轮传动传动

6、效率0.97，弹性联轴器传动效率0.99，卷筒轴轴承传动效率0.98，卷筒传动效率0.96。w =0.96（0.990.99）0.970.990.980.96=0.85Pd=2200 x 1.6/1000 x 0.85=4.14 kw2）确定电动机转速卷筒轴工作转速为 nw=60 x 1000v/3.14D=60 x 1000 x 1.6/3.14 x 450=67.94r/min取V带传动比i1=24 , 单极齿轮传动比 i2=35 ，w则总传动比范围 i=620 故电动机转速范围为：nd= inw =(6020) x 67.94=4081359r/min经查表得有两种适用电动机型号方案电动

7、机型号额定功率Ped（kw）满载转速(r/min)1Y160M285.57202Y132M265.5960综合考虑电动机和装动装置尺寸，重量和减速器传动比，其中1号电动机总传动比比较适用，传动装置结构较紧凑。所选电动机额定功率Ped=5KW,满载转速nm=720r/min 3、计算总传动比和分配传动比由选定电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可得传动装置总传动比为 i = nm / nw =720/67.94 =10.60传动装置实际传动比要由选定齿轮齿数或带轮基准直径正确计算，所以很可能和设定传动比之间有误差。通常许可工作机实际转速，和设定转速之间相对误差为（35）%对于多级传动i为

8、i =i1i2i3in 计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件圆周速度以减小动载荷，降低精度.分配各级传动装置传动比：取带传动比i1=3。齿轮传动比i2=3.5。4、计算传动装置运动和动力参数为了进行传动件设计计算，应首先推算各轴转速。功率和转矩。则各轴转速为1)、各轴转速n=nm / i1 =720/3=240r/minn = n/ i2=240/3.5=68.6/minn卷= n=68.6r/min2)、各轴输入功率P =pd1 =4.14 x 0.96=3.971kwP = P12= 3.97x0.99x0.97 =3.80 kwP卷= P23 = 3.80x0.99x0.

9、99=2.4 kw3）各轴输入转矩Td =95504.14/720=54.9NmT= Td i11=54.9x3x0.96 =158NmT= Ti223=158x 4x 0.99x 0.97 =531 Nm T卷 = T i342=531x1x0.99 x0.99 =520Nm参数 轴名电动机轴一轴二轴卷筒轴转速n（r/min）72024068.668.6输入功率P(kw)4.143.973.803.74输入转矩T(N.m)54.9158531520传动比i33.51效率0.960.960.98五、传动零件设计计算（1）带传动设计计算1、计算功率Pc Pc=KAP=1.2 x 5.5=6.6k

10、w2、选带型 据Pc=6.6 kw ，n=720r/min ,由表10-12选择A型带3、带轮基准直径 带轮直径较小时结构紧凑，弯矩应力不大，且基准直径较小时，单根V带所能传输基础额定功率也较小，从而造成带根数增多，所以通常取dd1dd2 并取标准值。查表得10-9确定dd1，dd2。 dd1=140mm dd2=425 mm 4、验算带速 当传输功率一定时，带速过低，则需要很大圆周力，带数要增多，而带速过高则使离心力增大，减小了带和带轮间压力，轻易打滑。所以带传动需要验算带速，将带速控制在5m/sV25m/s,不然可调整小带轮基准直径dd1 ，为充足发挥V带传动能力，应使带速V=20m/s为

11、最好，带速V=3.14n dd1/60x1000=5.3m/s5、验算带长通常中心距a0取值范围：0.7（dd1+ dd2) = a0 =2(dd1+ dd2)395.5= a0 120。若a1过小能够加大中心距，改变传动比或增设张紧轮，a1可由下式计算 a1=180。-57.3 x (dd2 - dd1 )/ a =149。 a1120。故符合要求 8、单根V带传动额定功率 依据dd1和n查图10-11得：P1=1.4 kw 9、单根V带额定功率增量 依据带型及i查表10-5得：P1=0.09kw 10、确定带根数 为了确保带传动不打滑，并含有一定疲惫强度，必需确保每根V带所传输功率不超出它

12、所能传输额定功率有 查表得 10-6: Ka=0.917 查表得 10-7: Kl=1.03 Z=Pc/(P1+P) Ka Kl =4.68 所以取Z =5 11、单根V带初拉力 查表10-1得 q =0 . 10kg/m F0 =500(2 .5/ Ka) -1( Pc /zv)+qv2 =218N12、作用在轴上力 为了进行轴和轴承计算，必需求出V带对轴压力FQ FQ =2Z F0 SIN（a1 /2）=2100.7N 13、注意事项 检验带轮尺寸和传动装置外廓尺寸相互关系，带轮直径和电动机中心高应相当，带轮轴孔直径，长度应和电动机轴直径长度对应，大带轮外圆半径不能过大，不然回和机器底座相

13、互干涉等。带轮结构形式关键取决于带轮直径大小，带轮直径确定后应验算实际传动比和带轮转速。（2）齿轮传动设计计算已知i=3.5 n1=240 r/min 传动功率p=3.97两班制，工作期限10年，单向传动载荷平稳 1、选材料和热处理。所设计齿轮属于闭式传动,通常才用软齿面钢制齿轮,小齿轮为45号钢,调质处理，硬度为260HBW，大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS，硬度差为45HBS较适宜。2、选择精度等级，输送机是通常机械，速度不高，故选择8级精度。3、按齿面接触疲惫强度设计。 本传动为闭式传动，软齿面，所以关键失效形式为疲惫点蚀，应依据齿面接触疲惫强度设计，依据式(6-41)

14、 d1 (671/H)2kT1(i+1)/ 1)载荷因数K. 圆周速度不大,精度不高,齿轮相关轴承对称部署,按表6-9取K =1.2.2)转矩T T=9.55X106XP/n1=9.55x106X 3.97/240=160000Nmm3)弯曲后减切应力H据式(6-42)H =Hmin/SHminzN由图6-36查得. Hlim1 =610Mpa, Hlim2 =500Mpa 接触疲惫寿命系数 ZN按十二个月300工作日，两班制工作天天16小时，由公式N=60njth算得N1 =60 X 240 X 10X 300X16 =0.69X109N2 = N1/i =0.69X109/3.5=0.19

15、 X109查图6-37中曲线：ZN1 =1.02ZN2 =1.12按通常可靠性要求，取SHmin =1H1=Hlim1 x Zn1/ SHmin =610x 1.02/1 Mpa =622.2 MpaH2=Hlim2 x Zn2/ SHmin =500 x 1.12/1 Mpa =560Mpa4）计算小齿轮分度圆直径d1 查表取6-11 齿宽系数1.1 d1 = (671/H)2kT1(i+1)/ i =68.6mm取d1=70 mm5）计算圆周速度V V=3.14n1d1/60x1000=3.14x240x70/60x1000=0.879m/s 因V6 m/s，故去取8级精度适宜。4、确定关

16、键参数，计算关键几何尺寸。取小齿轮齿数为Z1=20 Z2=ixZ1=70m=d1/Z1=3.5mm 取标准模数m=3.5mm分度圆直径d1=mz1=3.5x20=70mmd2=mz2=3.5x70=245mm1)中心距a a = (d1+d2)/2=157.5mm2)齿宽b b = 1.1 x 70 =77mm取b2 = 77mm 则b1 = 5 + b2 =77+5 =82mm 3)齿顶高ha ha= ha* m=3.5mm 齿根高hf hf=（ha*+c*）m=1.25x3.5=4.3755、校核弯曲疲惫强 依据式 (6-44) bb =2kT1/bmd1YFS 1）复合齿形因数YFS 图

17、6-39得，YFS1 =4.35 ， YFS2 =3.982 ) 弯曲疲惫许用应力bb= bblim/ Sfmin x YN 由图6-40弯曲疲惫极限应力bblim1 =bblim1=490Mpabblim2 =410 Mpa由图6-41得弯曲疲惫寿命系数YN ；YN1 =1（N1N0，N0 =3x106）YN2=1 (N2N0, N0 =3x106）弯曲疲惫最小安全SFmin，按通常可靠性要求，取SFmin =1，计算得弯曲疲惫许用应力为：bb1 =bblim1 x YN 1/ SFmin =（490/1）X 1 =490 Mpabb2 =bblim2 x YN 2/ SFmin =（410

18、/1）X 1 =410Mpa3）校核计算：bb1 =2kT1/bmd1YFS1 =2 X 1.2 X160000 X 4.35/82X 3.5X 70=83.15bb1bb2 =2kT1/bmd1YFS2 =2 X 1.2 X 160000 X3.98/77 X 3 .5X 70=81bb2故弯曲疲惫强度足够.六、轴计算 1、轴设计（1）选择轴材料,确定许用应力.选择轴材料为45号钢,调质处理,查表12-1知b1=b2 =650 Mpa, S1=S2=360 Mpa , 查表12-6可知+1bb=215 Mpa0bb=102 Mpa, -1 bb=60 Mpa（2）按扭转强度估算轴最小直径 单

19、级齿轮减速器低速轴为转轴,输出端和联轴器相连接,从结构要求考虑输入端轴径应最小,最小直径为: 查表12-5可得,45钢取C =118,则 考虑键槽影响和联轴器孔径系列标准,取d =48mm（3）齿轮上作用力计算齿轮所受转矩为T =9.55X106X P2/ n2=9.55X106X 3.80/68.6=530000 Nmm 齿轮作用力：圆周力 FT =2T/d2 =2 x 530000/245=4326.5N径向力 Fr = =4326.5Xtan20=1574.7N轴向力 Fa=0（4）、轴结构设计轴结构设计时,需同时考虑轴系中相配零件尺寸和轴上零件固定方法,按百分比绘制轴承结构草图.1、确

20、定轴上零件位置及固定方法单级齿轮减速器,将齿轮部署在箱体内壁中央,轴承对称部署在齿轮两边,轴外伸端安装联轴器。齿轮靠轴环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两段轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定；轴经过两端轴承实现轴向定位；靠过盈配合分别实现轴向定位和周向固定。2 .确定各段轴直径。将估算轴直径d =48 mm作为外伸直径d1，和联轴器相配合，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2 =51mm,齿轮和右端轴承从右端转入，考虑装拆方便及零件固定要求，装轴承处轴径d3应大于d2，考虑滚动轴承直径系列，取d3 =55 mm，为便于齿轮装拆，和齿轮配合处轴径d

21、4应大于d3，取d4 =57 mm，齿轮左端用轴环固定，右端用套桶定位，轴环直径d5，满足齿轮定位同时，还应满足左侧轴承安装要求，依据选定轴承型号，确定左端轴承型号和右端轴承型号相同，取d6 =55mm。3 .选择轴承型号，初选轴承型号为深沟球轴承，代号为6011，查手册可得轴承宽度B =18 mm 4 .确定各端轴长度综合考虑轴上零件尺寸B和减速器箱体尺寸关系，确定各段轴长度。5 轴结构简图（5）校核轴强度 1 、画出计算简图 计算支反力和弯距，由轴结构简图能够确定轴承支点跨矩，唷扑此可画出轴受力简图。水平支反力 FRBX = FRDX=Ft/2=4326.5/2=2163.3N水平面弯矩

22、MCH= FRBX X 70=151427.5 Nmm垂直面支反力 FRBZ = FRDZ= FR/2=787.4N垂直面弯矩 MCV= FRBZ X 70=55115 Nmm合成弯矩 2、计算当量弯矩 Me 转矩按脉动循环考虑，应力折合系数为 a=-1bb/0bb=60/102=0.59最大当量弯矩 3、校核轴径 由当量弯矩图可知C剖面当量弯矩最大为危险面校核该截面直径 考虑该截面上键槽影响，直径增加3%，则d=1.03 x39 =40 mm结构设计确定直径为55mm，强度足够。2、轴设计1）选择轴材料,确定许用应力.选择轴材料为45号钢,调质处理,查表12-1知b 1=b 2 =600 M

23、pa, S1=S2=300 Mpa, 查表12-6可知+1bb=200 Mpa0bb=95Mpa, -1 bb=55 Mpa（2）按扭转强度估算轴最小直径 取d =31mm（3）齿轮上作用力计算齿轮所受转矩为T =9.55X106X P/ n=160000Nmm齿轮作用力：圆周力FT =2T/d1 =2 x 160000/70=4571N径向力Fr = =1664N 轴向力Fa=04）、轴结构设计1、轴结构设计时需同时考虑轴系中相配零件尺寸和轴上零件固定方法,按百分比绘制轴承结构草图. 确定轴上零件位置及固定方法,单级齿轮减速器,将齿轮部署在箱体内壁中央,。轴承对称部署在齿轮两边,2 .确定各

24、段轴直径。将估算轴直径d1=31，取第二段直径为d2 =35mm,，考虑装拆方便及零件固定要求，装轴承处轴径d3应大于d2，考虑滚动轴承直径系列，取d3 =40 mm，考虑轴承定位取d4 =52上面有齿轮，一体式。依据选定轴承型号，确定左端轴承型号和右端轴承型号相同，取d5 =40 mm。 3、选择轴承型号 初选型号为深沟求轴承 代号60084、画出轴结构草图5 校核轴强度 1 画出计算简图 计算支反力和弯距，由轴结构简图能够确定轴承支点跨矩，唷扑此可画出轴受力简图。水平支反力 FRBX = FRDX=Ft/2=4571/2=2286N水平面弯矩 MCH= FRBX X 70=160020Nm

25、m垂直面支反力 FRBZ = FRDZ= FR/2=1664/2=832N垂直面弯矩 MCV=832X 70=58240Nmm合成弯矩 2、计算当量弯矩 Me 转矩按脉动循环考虑，应力折合系数为 a=-1bb/0bb=55/95=0.58最大当量弯矩 3、校核轴径 由当量弯矩图可知C剖面当量弯矩最大为危险面校核该截面直径 结构设计确定直径为 50mm，强度足够。七、轴承校核1. 轴轴承选择由任务知减速器采取是一级圆柱齿轮减速器，载荷方向只有径向力和圆周力，无轴向力，故能够选择比较廉价深沟球轴承60000型。再由轴结构可知，轴承内径为40mm。即内径代号08.故初选6008，因为无轴向力，故载荷

26、P就等于轴承承受Fr由轴受力图可得。1. 轴轴承选择由轴承一选择思绪可初选轴承型号为6011因为无轴向力，故载荷P就等于轴承承受Fr由轴受力图可得。八、联轴器校核弹性柱销联轴器选择联轴器类型，为缓解振动和冲击，选择弹性柱销联轴器选择联轴器型号，计算转矩，由表15-1查取 K = 1.4 ，按式计算九、键联接选择和计算1、大齿轮和轴配合d =57mm 取一般平键联接键 P=4T/dhl =194.72 x 4 x 103 /52 x 10 x 56 =26.74 P 铸铁P=70 80 故可用2、联轴器和轴配合d1=36 mm 查得 键 10 x 8 L = 63 mm则P =4T/dhl =4 x 194.72 x103 / 36 x 8 x 63 =42.9P满足要求。十、减速器箱体关键结构尺寸箱体壁厚 =0.125+1 取8 mm 1 =8 mm箱盖壁厚 =0.1