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
《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。
轴、齿轮零件图各一张，共两张零件图。
2.
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，。
±5%5室内工作。
三班制，使用年，工作机速度误差原始数据如下：
数据来源原始数值S3-10
4.5输出轴功率P/kw
55
n/min
输出轴转速
二、电动机的选择
计算步骤设计计算与内容系列一般用途的全封闭自扇式冷鼠笼按照工作要求和条件选用Y1、选择电动。
型三相异步电动机机的类型。
电动2、电动机输出功率Pd机输出功率=ηη总ηηηη、电动机的343212转速=0.96*0.99*0.99*0.96*0.96=0.86
、选定电动4机的型号
=2~4i11000r/min、
总，得w
，
Pd
由表n在该范围内电动机的转速有：
故电动机输出功率Pd=P/η电动机额定功率查表20-12-1单级圆柱齿轮=nd
=4.5/0.86=5.23kw，得Vi·1
PedPed=5.5kw带传动常用传动比范围=55r/min
=3~6i，nw2=330~1320r/min
·i2750r/min
设计结电动Y132M2-6输出功Pd=5.23kw额定功Ped=5.5kw=0.86
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，额定，满载转速960r/min5.5kwY132M2-6.额定功率2.2N/m。
转矩2.0N/m，最大转矩
三、传动比的计算设计
计算步骤1、计算总传动比各级传动比2、分配
设计计算与内容i=n/n=960/55=17.45w总n为电动机满载转速，n为输出轴转速w取V带传动的传动比i=2，开式齿轮传动的传动比i=3
31=2.90
*i）（=i/i则减速器的传动比i212
四、各轴总传动比各级传动比
计算步骤n0、各轴转1n1速
设计计算与内容21电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，低速轴为轴。
轴，输出轴为3=960r/min=480r/min=n/i10=n1/i2=166r/min
n2
设计结果=960r/minn0=480r/min
n1=166r/min
n2
=55r/min
n3=55r/min
nm·m·m·m·
3
=5.23KW
P0=5.23KW
P0各轴、2=5.02KW
P1=5.23*0.96=5.02KW
*nP=P输入功率110=4.77KW
P2*n*n=PP=5.02*0.99*0.96=4.77KW3221=4.5KW
P3=4.5KW
P
3T=52.02N0m
T/n=9550*P·=52.02N000T=99.88N1m
T=99.88N·各轴、31T=274.42N的转矩2m
=274.42N·T2T=781.36N3m·T=781.36N3．
计算结果汇总如下表，以供参考
相关参数
轴
功P（KW）转速n（r/min）转矩）（N.m传动比效率
1轴2轴电动轴0
w卷筒轴3.8
4.775.02
5.2355
166
480
960T781.36
52.02
274.42
99.88
32.90i
2
0.96
0.960.96
五、传动设计
计算步骤确定设计功率1、
设计计算与内容
设计结果KA=6.6kw
Pc=125mmdd1=250mm
dd2i=2V=6.28m/s
由<<
机械设计基础>>
得表10-7
=1.2KA
PC
P根据C
P=KP=1.2×AC=960/min=6.6KW,n0
5.5=6.6KW。
由表
应选10-8
2、选择普通
V由课本图
V型B带。
知，小带轮基准直径的推荐值10-88
带型号
112~140mm。
为
由《机械设计基础》表10-8取=125mmd，d1*n1/n2=125*960/480=250mm
d=dd1d2确定带轮基准3、，则实际传取标准直径10-8d=250mm按表d2直径。
、ddd2d1动比V、带速分别为：
i=250/125=2
=di/dd1d21//60×1000=ndπV=）960×π125×（1d1m/s=6.28m/s
）100060×（
=1.2
V值在5~25m/s范围内，带速合格。
）+d≤a≤2（d0.7（d+d）d20d1d1d2125+250）≤a≤2（125+250）0.7（4验证带速V
0262.5mm≤a≤750mm0=500mm初取中心距a02）/4a-d5、确定带的基准长+（dL=2a+d）π/2+（d000d1d1d2d2和实际中心距度Ld2）=2×500+（125+250）π/2+（250-125/a。
0（4×500）=2028.31mm=2000mm
L由表10-2选取基准长度dL带长0为a实际中心距a≈a+（L-L）/2
00a/2mm=514mm
2028.31-2000）=500+（
a=5000L=2000mm
da≈514mm
oo/α×57.3-dα=180-（d）d2d11o=166α1oo/514
（-57.3=180×4250-125）
6、校核小带轮包角α1带V、7确定Z
根数
oo（符合要求）＞120=166查表10-4，由线性插值法P=1.64+（1.93-1.64）/（1200-950）*（960-950）0=1.65kw查表10-5,10-6，有线性插值法△P=0.294kw0K=0.968aK查表10-2，得=0.98LV带轮的根数ZZ=P/[（P+△P）*K*K]
ac0a0=6.6/[（1.65+0.294）*0.968*0.98]=3.6（根）圆整得Z=4由表10-1查得B型普通V带的每米长质量带的初拉力为V，得单根q=0.17kg/m
P=1.65kw
0△P=0.294kw0K=0.968
aZ=4
F及带、求初拉力80轮轴上的压力F0
）（Pc/zv）+qvF=500×（2.5/K-120）x6.6/（5x6.28）=500〔2.5/0.968-126.28〕+0.17×=214.6NQ可得作用在轴上的压力为）aFQ=2×Zsin（/2100）sin=2×214.6×4×（166/2=1700N
F=214.6N6Y0Q=1700N
六、齿轮传动设计
根据数据：
传递功率P=5.02KW电动机驱动，1小齿轮转速n=480r/min，1大齿轮转速n=166r/min，传递比i=2.90，单向运转，载荷变化不大，2使用期限五年，三班制工作。
设计步骤1、选择齿轮250HBS材料220HBS齿面传动的设计要求。
2、确定材料许用接触应力
分别为
计算方法和内容钢，调质处理，硬度为小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为；大齿轮选用45，符合软。
两齿轮齿面硬度差为30HBS查表12-6，两齿轮材料的接触疲劳极限应力H=480+0.93（HBS-135）1lim1=480+0.93*（250-135）=586.95MPa
设计结果=586.95MPaHlim1=559.05MPaHlim2
H=559.05MPa
lim2
查表12-7，S=1.0
Hlim
[σ]=H/S=586.95/1=586.95MPa
HlimH1lim1]=586.95MPa[σH1
[σ]=559.05MPa
H2]=559.05MPa[σH2
因两齿轮均为钢质齿轮，可求出d1值。
确定
3、按齿轮面有关参数与系数：
u=3
接触疲劳强度设转矩Tmm
·=99880N1．
计
查表12-3，,取K=1.4
T=99880N·mm1
4、几何尺寸计算
aMP=189.8查表12-4，取弹性系数ZE=1齿宽系数ψd][σ以较小值[σ]=559.05MPa代入HH2?
?
1?
u1k3.54*ZcT**3?
?
?
?
ψdσHu?
?
=d1=60.66mm=30
齿数Z1*u=30*3=90
Z=Z则12=60.66/30=2.02mm
m=d/Z模数11m=2mm
查表，圆整5-1=120mm
+Z中心距a=m/2（Z）21=60.66mm
齿宽=d*ψbd12=61mm
取整b2．
K=1.4MPaZ=189.8Eψ=1dd=60.66mm1=30Z1=90Z2m=2mma=120mm
=5~1mm=70mm
=61mm=70mm12-，两齿轮的齿形系数，应力校正查数分别
=1.625=2.52=3SF、校核齿=2.52F=1.78=1.625
=2.20弯曲疲劳强=9SFS=2.20，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极查12-F应力分别=1.78
S
-13HB=190+0.Flim
=213MPa250-13=190+0.2=213MPaFlim
=207MPa
=207MPaFlimFlim
=1.0查12-Hli
]=[/=213/1=213MPaHliFlim
]=207MPa
[[]=213MPaFF
两齿轮的齿根弯曲疲劳应力[]=207MPa
F
、齿轮其他6尺寸计算
σ=2kT/（bdm）*Y*YS11F11F1）*2.52*1.625=2*1.4*99880/（61*60.66*2]=154.75MPa＜[σF1]
[σσ=147.98MPa＜F2F2所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。
分度圆直径=2*30=60mmd=mZ11d=180mm2齿顶圆直径=dd+2h=60+2*2=64mmaa11=184mmda2齿根圆直径=60-2*2.5=55mm=dd+2hff11d=175mmf2中心距
σ=154.75MPaF1σ=147.98MPaF2
、选择齿轮7精度等级开式齿轮
（1）选择齿轮材料和热处理）确定材（2料许用接触应力）按齿面3（
a=120mm齿宽=70mm
=61mmbb12n1d1πV=1.51m/s
=1100060*查表12-2，选齿轮精度第II公差等级为9级钢，调质处理，硬度为小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为45230HBS；大齿轮选用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。
（=HH=480+0.93HBS-135）lim2lim1=480+0.93（230-135）=568.4MPa
=1.0
查表，取S12-7Hlim=568.4MPa
[σ]=H]=[σ/SHlimH2H1lim
=568.4MPa
=HHlim2lim1
接触疲劳强度=274420mm[]=[]=568.4MPa
HH行设12-K=1.4
=274420mm查MK=1.4
=189.查12-=0.5M=189.u=4
=0.5
[]=568.4MPa
u=45Z[]=568.4MPa
ψσ=104.32mm
=104.32mm
）几何=20
齿=20
寸计=80
=*u=80
模m=/=5.22mm
m=6mm
查5-，取m=6mm
a=300mm
中心a=+/2=300mm
=55mm
齿=55mm=60mm
）校核=60mm
根弯曲疲劳强，两齿轮的齿形系数，应力校12-查系数分别
=1.55=2.80=2SF=1.77
=2.22=8SF，两试验齿轮材料的弯曲疲劳查12-限应力分别
==190+0.HBS-13FlimFlim==209MPa
FlimFlim=209MPa230-13=190+0.2
两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别
]=209MPa
]=[[FF主尺寸计两齿轮的齿根弯曲疲劳应力**/（b=2kSFF=2*1.4*27442055*109.34**2.8*1.55
=96.87MP[]F=87.70MP[]
FF所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够）齿轮
他尺寸计算）齿轮精7（度等级
分度圆直径
d=mZ=6*20=120mm11d=480mm2齿顶圆直径
d=d+2h=132mmaa11d=492mma2齿根圆直径
d=d+2h=105mmf1f1d=465mm
f2中心距a=300mm齿宽b=55mmb=60mm
12V=0.90m/s，查表12-2，选齿轮精度第II公1差等级为10级。
七、轴的设计
主动抽1轴传动功率P=4.77KW,
2转速n，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。
=166r/min2．
设计步骤、1对材料五特殊要求，故选用选择轴的材料，确定许用表用弯曲应力应力。
2、按钮转强度估算轴径。
存在，故将估算直径加大得、3设计轴的结构
计算方法和内容由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，钢并经正火处理。
查4516-1得强度极限σ=600MPa，在查表16-5得许b=55MPa。
[σ]-1b118.得：
得根据表16-2A=107～pd≥A×
.3n02.53118～107（=）×480=23.54mm带轮，会有键槽考虑到轴的最小直径出要安装V12-45%3%～，。
查书表。
d1=25mm
设计结果d=23.54mm
）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，（1并绘制结构草d1=25mm图所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。
如16-1图H7/K6齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合
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
H7/K作周定位定轴上零件作轴向定位的，用平键和配
位置和固定）、确定轴的各段直d1=25mm
①、由上述可知轴直径最
=50mm查表
带轮②轴考虑到要对安装在轴上上应有轴肩，同时为能很顺利地进行定位，轴必须满足轴承内径的标准轴上安装轴承轴mm=26-30mm
1-d2=d1至少应满足
d2=28mm取轴）、=70mm
定各轴段的
径和直上的零进行定位轴③不考虑对安装在
只要求有一定圆角即可，至少应满足
d1=25mm
dd2
=50mmd3=30mm
=33m（套15m
1-5m的直径一般要比轴。
④、轴段．
所以有d4=35.5mm=68mmL4⑤、轴环直径d5=30mm=7mmL5d6=d4+2a，取⑥、为了便于拆卸左轴承，d6=35.5mm=8mm
L6安装相同型号的轴承，所）、轴段（77与轴段3以该轴径为：
d7=30mm=16mm
L7d=60mm
分度圆直径mm
T=99880N·转矩
d2=28mmL=70mm2d3=30mm=33mmL3d4=35.5mm=68mmL4．
齿轮3（）上的作用力大小
圆周力F=2T/dt=99880*2/60=3329N0径向力F=Ftan20=1211Ntr=0
轴向力Fa水平支座反力F/2=1665N=F=FtRAXRBX水平面弯矩=70FM=116550Nmm
·RAXCH垂直面支座反力=FF=F/2=605.5NrRBZRAZ垂直面弯矩M=70F=42385N·mm
RAZCV合成弯矩M=2MCVMCH2+cmm
·=124018N
d5=30mmL=7mm5d6=35.5mmL=8mm6d7=30mmL=16mm7
最大当量弯
a=0.6
查校轴的强Mcaedma=1941189mm
进a面校
=aT=59928mm
ee=22.17mm
σσ
由于考虑键槽
=22.17*1.05=23.28mm
（安全=12401ebma=70.67mm
mm
σσ由于考虑键槽
=27.65*1.05=74.20（安全=194118edmamm
4钢，正火处选16-，在查得强度极=600MP查16-=59928得许用弯曲应[=55MPe-
mm
118得根据16-A=10
.d≥A×
7101116
=33.17mm
=74.20mm
由于考虑键槽，直径增5d=35.07mm
从动轴设
确定轴上零件的布置方案和定位方式16-
所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。
齿轮用选肩与轴套作轴向定位用平键和配H7/K作周向轴的材料和位。
轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来处理，确定现的。
轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向用应作周定位H7/K位的，用平键和配合右起第一段，开式齿轮左边由轴肩，右边
轴端挡圈固估=60mm最小直=40m
右起第二段=45mm
=70mm
右起第三段，轴承安装段=50m
=37mm
右起第四段齿轮轴段=59mm=56m右起第五段=7mm=60m
右起第六段=8mm=50m确右起第七段=50mm=20m轴上零件的d=35.07mm置和固
d=180mm分度圆直mm转T=274420=2T/d
圆周=274420*2/180=3049N
=1110N
=径向tan2r
4）确定（各轴段的直径和直径（5）齿轮上的作用力
轴向力F=0a水平支座反力F=F=F/2=1525N
tRAXRBX水平面弯矩M=70F=106750N·mm
RAXCH垂直面支座反力F=F=F/2=555NrRAZRBZ垂直面弯矩M=70F=38850N·mm
RAZCV合成弯矩M=2MCVMCH2+c=113600N·mm查表得a=0.6M=Mc2aT（）2?
eb
=40mmd，7=60mm
L7=45mmd6=70mm
L6，d=50mm5=37mm
L5d，=56mm4．
=2288977mm=59mm
进a面校
=60m=aT=164652mm
e=7mm
e=31.05mm
b=50m
由于考虑键槽=8mm
校=30.771.05=32.32mm
=20m轴的强=50mm
（安全
e=32.84mm
σσ=3049N
由于考虑键槽
=32.84*1.05=34.48mm
=1110N
（安全=0
=10675CHmm
）计==3885Cmm
当量弯
=11360mm
=22889e7mm
=16465emm
八、轴和键的校核
设计步骤一、输入轴轴承选用输入轴轴1、承型号、2计算轴承寿命由预期寿命求3、所需并校核c
设计计算与内容型，已知轴承选用比较便宜的深沟球轴承60200，因为无轴向力，故载荷6206内径40mm，故选。
P=F=1023Nr所以小时连续工作，5年且8因为该轴承要工作有=5*365*8=14600h
预期寿命L`10hfp=1.2
14-7查表知：
载荷系数fT=1
知：
温度系数查表14-8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=1.95KNhpfp*nL6010=9196N
C=31000000ft
设计结果=1023NP=Fr=14600hL`10hfp=1.2fT=1
C=9196NC＜Cr（这对轴承符合使用）
二、输出轴轴
选用比较便宜的深沟球轴6020型已知轴、选用输轴的型，因为无轴向力，故载，故621内50m
P==1080
因为该轴承要工年小时连续工作所P==1080N轴承预期寿L=5*365*8=14600h
10期寿
=14600hL查
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