单级圆柱齿轮减速器附装配图.docx
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单级圆柱齿轮减速器附装配图
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单级圆柱齿轮减速器附装配图
《机械设计基础》
课程设计说明书
题目：
带传动及单级圆柱齿轮减速器的设计
学院：
机械与电子学院
专业：
机械制造与自动化
班级：
机制19-1班
学号：
姓名：
李俊
指导教师：
周海
机械与电子学院
2019年11月-12月
一、课程设计任务要求····························3
二、电动机的选择·································4
三、传动比的计算设计·································5
四、各轴总传动比各级传动比·····························6
五、V带传动设计·······································8
六、齿轮传动设计·································11
七、轴的设计·······································19
八、轴和键的校核······························30
九、键的设计·····································32
十、减速器附件的设计·······························34
十一、润滑与密封·····································36
十二、设计小结··········································37
十三、参考资料·······································37
一、课程设计任务要求
1.用CAD设计一张减速器装配图（A0或A1）并打印出来。
2.轴、齿轮零件图各一张，共两张零件图。
3.一份课程设计说明书（电子版）并印出来
传动系统图如下：
传动简图
输送机传动装置中的一级直齿减速器。
运动简图工作条件冲击载荷，单向传动，室内工作。
三班制，使用5年，工作机速度误差±5%。
原始数据如下：
原始数值
数据来源S3-10
输出轴功率P/kw
输出轴转速n/min
55
二、电动机的选择
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、选择电动机的类型。
2、电动机输出功率Pd
3、电动机的转速
4、选定电动机的型号
按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式冷鼠笼型三相异步电动机。
电动机输出功率
η总=η1η2η2η3η4
=****=
故电动机输出功率Pd
Pd=P/η总==
电动机额定功率Ped
查表20-1，得Ped=
由表2-1，得V带传动常用传动比范围i1=2~4
单级圆柱齿轮i2=3~6，nw=55r/min
nd=nw·i1·i2=330~1320r/min?
在该范围内电动机的转速有：
750r/min、1000r/min，取电动机同步转速为1000r/min。
根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸相应越大，所以选用Y132M2-6.额定功率，满载转速960r/min，额定转矩m，最大转矩m。
电动机
Y132M2-6
输出功率
Pd=
额定功率
Ped=
η总=
三、传动比的计算设计
计算步骤
设计计算与内容
1、计算总传动比
2、各级传动比分配
i总=n/nw=960/55=
n为电动机满载转速，nw为输出轴转速
取V带传动的传动比i1=2，开式齿轮传动的传动比i3=3
则减速器的传动比i2=i/（i1*i2）=
四、各轴总传动比各级传动比
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、各轴转速
2、各轴输入功率
3、各轴的转矩
电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，输出轴为3轴。
n0=960r/min
n1=n0/i1=480r/min
n2=n1/i2=166r/min
n3=55r/min
P0=
P1=P0*n1=*=
P2=P1*n2*n3=**=
P3=
T0=9550*P0/n0=·m
T1=·m
T2=·m
T3=·m
n0=960r/min
n1=480r/min
n2=166r/min
n3=55r/min
P0=
P1=
P2=
P3=
T0=·m
T1=·m
T2=·m
T3=·m
计算结果汇总如下表，以供参考
相关参数
轴
电动轴0
1轴
2轴
w卷筒轴
功P（KW）
转速n（r/min）
960
480
166
55
转矩T（）
传动比i
2
3
效率
五、传动设计
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、确定设计功率PC
2、选择普通V带型号
3、确定带轮基准直径dd1、dd2。
4验证带速V
5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a0。
带长L0
6、校核小带轮包角α1
7、确定V带根数Z
8、求初拉力F0及带轮轴上的压力F0
由<<机械设计基础>>表10-7得KA=
PC=KAP=×=
根据PC=,n0=960/min。
由表10-8应选B型V带。
由课本图10-88知，小带轮基准直径的推荐值为112~140mm。
由《机械设计基础》表10-8取dd1=125mm，
dd2=dd1*n1/n2=125*960/480=250mm
按表10-8取标准直径dd2=250mm，则实际传动比i、带速V分别为：
i1=dd2/dd1=250/125=2
V=πdd1n1/60×1000=（125×π×960）/（60×1000）m/s=s
V值在5~25m/s范围内，带速合格。
（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
（125+250）≤a0≤2（125+250）
≤a0≤750mm
初取中心距a0=500mm
L0=2a0+（dd1+dd2）π/2+（dd2-dd1）2/4a0
=2×500+（125+250）π/2+（250-125）2/（4×500）
=
由表10-2选取基准长度Ld=2000mm
实际中心距a为
a≈a0+（La-L0）/2
=500+（）/2mm=514mm
α1=180o-（dd1-dd2）/α×
=×（4250-125）/514
=166o＞120o（符合要求）
查表10-4，由线性插值法
P0=+查表10-5,10-6，有线性插值法
△P0=
Ka=
查表10-2，得KL=
V带轮的根数Z
Z=Pc/[（P0+△P0）*Ka*Ka]
=[（+）**]
=（根）
圆整得Z=4
由表10-1查得B型普通V带的每米长质量q=m，得单根V带的初拉力为
F0=500×（K-1）（Pc/zv）+qv2
=500〔）（）+×〕
=
可得作用在轴上的压力Q为
Q=2×F0Zsin（a1/2）
=2××4×sin（1660/2）
=1700N
KA=
Pc=
dd1=125mm
dd2=250mm
i=2
V=s
a0=500
Ld=2000mm
a≈514mm
α1=166o
P0=
△P0=
Ka=
Z=4
F0=
Q=1700N
六、齿轮传动设计
根据数据：
传递功率P1=电动机驱动，
小齿轮转速n1=480r/min，
大齿轮转速n2=166r/min，传递比i=，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年，三班制工作。
设计步骤
计算方法和内容
设计结果
1、选择齿轮材料
2、确定材料许用接触应力
3、按齿轮面接触疲劳强度设计
4、几何尺寸计算
5、校核齿根弯曲疲劳强度
6、齿轮其他尺寸计算
7、选择齿轮精度等级
开式齿轮
（1）选择齿轮材料和热处理
（2）确定材料许用接触应力
（3）按齿面接触疲劳强度进行设计
（4）几何尺寸计算
（5）校核齿根弯曲疲劳强度
3、主要尺寸计算
（6）齿轮其他尺寸计算
（7）齿轮精度等级
小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为250HBS；大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为220HBS。
两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。
查表12-6，两齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为
Hlim1=480+（HBS1-135）
=480+*（250-135）=
Hlim2=
查表12-7，SHlim=
[σH1]=Hlim1/SHlim=1=
[σH2]=
因两齿轮均为钢质齿轮，可求出d1值。
确定有关参数与系数：
转矩T1=99880N·mm
查表12-3，,取K=
查表12-4，取弹性系数ZE=
齿宽系数ψd=1
[σH]以较小值[σH2]=代入
d1=
=
齿数Z1=30
则Z2=Z1*u=30*3=90
模数m=d1/Z1=30=
查表5-1，圆整m=2mm
中心距a=m/2（Z1+Z2）=120mm
齿宽b2=d1*ψd=
取整b2=61mm
b1=b2+（5~10）mm
取b1=70mm
查表12-5，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为
Z1=30时YF1=YS1=
Z2=90时YF2=YS2=
查表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
σFlim1=190+（HBS1-135）
=190+*（250-135）=213MPa
σFlim2=207MPa
查表12-7，SHlim=
[σF1]=Flim1/SHlim=213/1=213MPa
[σF2]=207MPa
两齿轮的齿根弯曲疲劳应力为
σF1=2kT1/（bd1m）*YF1*YS1
=2**99880/（61**2）**
=＜[σF1]
σF2=＜[σF2]
所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。
分度圆直径
d1=mZ1=2*30=60mm
d2=180mm
齿顶圆直径
da1=d1+2ha=60+2*2=64mm
da2=184mm
齿根圆直径
df1=d1+2hf=60-2*=55mm
df2=175mm
中心距
a=120mm
齿宽
b2=61mmb1=70mm
V1=
=s
查表12-2，选齿轮精度第II公差等级为9级
小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为230HBS。
两齿轮齿面硬度差相等，符合开式齿轮齿面传动的设计要求。
Hlim1=Hlim2=480+（HBS-135）
=480+（230-135）=
查表12-7，取SHlim=
[σH1]=[σH2]=Hlim/SHlim=
T2=274420N·mm
查表12-3，K=
查表12-4，ZE=
ψd=
u=4
[σH]=
d1=
=
齿数Z1=20
Z2=Z1*u=80
模数m=d1/Z1=
查表5-1，取整m=6mm
中心距a=m（Z2+Z1）/2=300mm
齿宽b2=55mmb1=60mm
查表12-5，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为
Z1=20时YF1=YS1=
Z2=80时YF2=YS2=
查表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
σFlim1=σFlim2=190+（HBS-135）
=190+*（230-135）=209MPa
两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为
[σF1]=[σF2]=209MPa
两齿轮的齿根弯曲疲劳应力为
σF1=2kT1/（bd1m）*YF1*YS1
=2**274420/（55**6）**
=＜[σF1]
σF2=＜[σF2]
所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。
分度圆直径
d1=mZ1=6*20=120mm
d2=480mm
齿顶圆直径
da1=d1+2ha=132mm
da2=492mm
齿根圆直径
df1=d1+2hf=105mm
df2=465mm
中心距a=300mm
齿宽b2=55mmb1=60mm
V1=s，查表12-2，选齿轮精度第II公差等级为10级。
Hlim1=
Hlim2=
[σH1]=
[σH2]=
u=3
T1=99880N·mm
K=
ZE=
ψd=1
d1=
Z1=30
Z2=90
m=2mm
a=120mm
b2=61mm
b1=70mm
YF1=YS1=
YF2=YS2=
σFlim1=213MPa
σFlim2=207MPa
[σF1]=213MPa
[σF2]=207MPa
σF1=
σF2=
Hlim1=Hlim2=
[σH1]=[σH2]=
T2=274420N·mm
K=
ZE=
ψd=
u=4
[σH]=
d1=
Z1=20
Z2=80
m=6mm
a=300mm
b2=55mmb1=60mm
σFlim1=σFlim2=209MPa
七、轴的设计
主动抽1轴传动功率P2=,
转速n2=166r/min，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。
设计步骤
计算方法和内容
设计结果
1、选择轴的材料，确定许用应力。
2、按钮转强度估算轴径。
3、设计轴的结构并绘制结构草图
（1）、确定轴上零件的位置和固定方式
（2）、确定各轴段的直径和直径
（3）齿轮上的作用力大小
（4）校核轴的强度
4、
从动轴设计
（1）选取轴的材料和热处理，确定许用应力
（2）估算最小直径
（3）确定轴上零件的布置和固定
（4）确定各轴段的直径和直径
（5）齿轮上的作用力
（6）校核轴的强度
（7）计算当量弯矩
由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料五特殊要求，故选用45钢并经正火处理。
查表16-1得强度极限σb=600MPa，在查表16-5得许用弯曲应力[σb]-1=55MPa。
根据表16-2得A=107～118.得：
d≥A×
.
=（107～118）×
=
考虑到轴的最小直径出要安装V带轮，会有键槽存在，故将估算直径加大3%～5%，。
查书表12-4得d1=25mm。
（1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，如16-1图所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。
齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。
轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。
轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。
（2）、确定轴的各段直径
①、由上述可知轴段1直径最小d1=25mm
查表得L1=50mm
②、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的V带轮，进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足：
d2=d1+（1-5）mm=26-30mm
取轴径d2=28mm
L2=70mm
③、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足：
d3
d2
取d3=30mm
L3=33mm（套筒15mm）
。
④、轴段4一般要比轴段3的直径大1-5mm，所以有
d4=
L4=68mm
⑤、轴环直径d5=30mm
L5=7mm
⑥、为了便于拆卸左轴承，d6=d4+2a，取d6=
L6=8mm
（7）、轴段7与轴段3安装相同型号的轴承，所以该轴径为：
d7=30mm
L7=16mm
分度圆直径d=60mm
转矩T=99880N·mm
圆周力Ft=2T/d
=99880*2/60=3329N
径向力Fr=Fttan200=1211N
轴向力Fa=0
水平支座反力
FRAX=FRBX=Ft/2=1665N
水平面弯矩
MCH=70FRAX=116550N·mm
垂直面支座反力
FRAZ=FRBZ=Fr/2=
垂直面弯矩
MCV=70FRAZ=42385N·mm
合成弯矩
Mc=
=124018N·mm
最大当量弯矩
查表得a=
Medmax=
=1941189N·mm
进行ab面校核
Mea=aT=59928N·mm
da=
=
由于考虑键槽，
da=*=
da＜d1（安全）
db=
=
由于考虑键槽，
db=*=
db＜d4（安全）
选用45钢，正火处理
查表16-1得强度极限σb=600MPa，在查表16-5得许用弯曲应力[σb]-1=55MPa。
根据表16-2得A=107～118.得：
d≥A×
.
=（107～118）×
=
由于考虑键槽，直径增大5%，d=
确定轴上零件的布置方案和定位方式，如16-1图所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。
齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。
轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。
轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。
1 右起第一段，开式齿轮左边由轴肩，右边用轴端挡圈固定
d7=40mm，L7=60mm
2 右起第二段，d6=45mm
L6=70mm
3 右起第三段，轴承安装段，d5=50mm，L5=37mm
4 右起第四段，齿轮轴段，d4=56mm，L4=59mm
5 右起第五段，d3=60mm，L3=7mm
6 右起第六段，d2=50mm，L2=8mm
7 右起第七段，L1=20mm，d1=50mm
分度圆直径d=180mm
转矩T=274420N·mm
圆周力Ft=2T/d
=274420*2/180=3049N
径向力Fr=Fttan200=1110N
轴向力Fa=0
水平支座反力
FRAX=FRBX=Ft/2=1525N
水平面弯矩
MCH=70FRAX=106750N·mm
垂直面支座反力
FRAZ=FRBZ=Fr/2=555N
垂直面弯矩
MCV=70FRAZ=38850N·mm
合成弯矩
Mc=
=113600N·mm
查表得a=
Meb=
=2288977N·mm
进行ab面校核
Mea=aT=164652N·mm
da=
=
由于考虑键槽，
da
da＜d1（安全）
db=
=
由于考虑键槽，
db=*=
db＜d4（安全）
d=
d1=25mm
d1=25mm
L1=50mm
d2=28mm
L2=70mm
d3=30mm
L3=33mm
d4=
L4=68mm
d5=30mm
L5=7mm
d6=
L6=8mm
d7=30mm
L7=16mm
Mc=?
124018N·mm
Medmax=1941189N·mm
Mea=?
59928N·mm
db=
d=
d7=40mm，L7=60mm
d6=45mm
L6=70mm
d5=50mm，L5=37mm
d4=56mm，L4=59mm
d3=60mm，L3=7mm
d2=50mm，L2=8mm?
L1=20mm，d1=50mm?
Ft=3049N
Fr=1110N
Fa=0
MCH=?
106750N·mm
MCV=?
=38850N·mm
Mc=?
113600N·mm
Meb=?
2288977N·mm
Mea=164652N·mm
八、轴和键的校核
设计步骤
设计计算与内容
设计结果
一、
输入轴轴承
1、选用输入轴轴承型号
2、计算轴承寿命
3、由预期寿命求所需c并校核
二、
输出轴轴承
1、选用输出轴的型号
2、轴承预期寿命
3、由预期寿命求所需c并校核
选用比较便宜的深沟球轴承60200型，已知轴承内径40mm，故选6206，因为无轴向力，故载荷P=Fr=1023N。
因为该轴承要工作5年且8小时连续工作，所以有
预期寿命L`10h=5*365*8=14600h
查表14-7知：
载荷系数fp=
查表14-8知：
温度系数fT=1
根据选择6208型，并查书附表得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=
C=
=9196N
C＜Cr（这对轴承符合使用）
选用比较便宜的深沟球轴承60200型，已知轴承内径50mm，故选6210，因为无轴向力，故载荷P=Fr=1080N。
因为该轴承要工作5年且8小时连续工作，所以有
预期寿命L`10h=5*365*8=14600h
查表14-7知：
载荷系数fp=
查表14-8知：
温度系数fT=1
根据选择6210型，并查书附表得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=
C=
=6500N
C＜Cr（这对轴承符合使用）
P=Fr=1023N?
L`10h=14600h
fp=
fT=1
C=?
9196N
P=Fr=1080N
L`10h=14600h
fp=
fT=1
C=6500N
九、键的设计
设计步骤
设计计算与内容
设计结果
1、V带轮的键
2、齿轮键
3、开式齿轮的键
此段轴径d1=25mm，B=50mm
查机械设计课程设计表14-1，选取A键8×44GB/T1096-2003
L=44b=8h=7
l1=L-20=24mm
键的挤压应力
Σp=
=
键的许用挤压应力
[σp]=110MPa
Σp＜[σp]（键的强度足够）
由轴径d1=，B=70mm。
查表14-1，选取A型，得A键10×65GB/T1096-2003.在同表查得健宽b=10mm，健高h=8mm，L=65mm。
l1=L-20=40-20=20mm
键的挤压用力
Σp=
=
=＜[σp]=110MPa
所以键的强度足够。
此段轴径d1=40mm，B=60mm
查表14-1，选取A型键，得
A键12×54GB/T1096-2003
L=54mm，b=12mm，h=8mm
l1=54-20=34mm
键的挤压应力
Σp=
=＜[σp]=110MPa
所以键的强度足够。
选择A型键
L=44mm
b=10mm
h=8mm
十、减速器附件的设计
设计步骤
设计计算与内容
设计结果
轴中心距
箱体壁厚
箱盖壁厚
机座凸缘厚度
机盖凸缘厚度
机盖底凸缘厚度
箱座，箱盖加强肋厚
地脚螺栓直径
地脚螺钉数目
轴承旁联结螺栓直径
盖与座连接螺栓直径
轴承端盖的螺钉直径d3和数目n
轴承盖外径
窥视孔盖螺钉直径d4
df、d1、d2至外壁距离
df、d2至凸缘距离
箱体外壁至轴承座端面距离
a=120mm
δ1=+1mm=≥8mm
δ1=+1≥8mm
b=×δ=12mm
b1=δ1=12mm
b2=δ=×8=20mm
m=m1=δ=
df=+12
=取整偶数18mm
a≤250，n=4
d1==查表3-3取15mm
d2=（～）df
=9mm取d2=10mm
d3=M6~M8=8mm
n=4
D2=65mm
d4=（～）df=8mm
C1=18mm
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