机械设计单级圆柱齿轮减速器基础专业课程设计说明指导书样本Word格式文档下载.docx
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η４×
η5×
η6
式中：
η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为带传动、齿轮轴承、齿轮传动、联轴器、联轴器轴承和卷筒的传动效率。
取η１=，η２＝，η３＝，η４＝，η5=，η6=
则：
η总=×
×
=
所以：
电机所需的工作功率：
Pd =FV/1000η总
=（2000×
）/（1000×
）
=（kw）
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为：
n卷筒＝60×
1000·
V/（π·
D）
=（60×
1000×
）/（４5０·
π）
=r/min
，取Ｖ带传动比
I1’=２～４，取圆柱齿轮传动比范围I’=3～5。
则总传动比理论范围为：
Ｉa’＝６～２0。
故电动机转速的可选范为
N’d=I’a×
n卷筒
=（16～20）×
=～1528r/min
则符合这一范围的同步转速有：
750、1000和1500r/min
根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：
（如下表）
方
案
电动
机型
号
额定功率
电动机转速
（r/min）
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速
器
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
18.85
3.5
5.39
Y132M2-6
1000
960
12.56
3
4.188
Y160M2-8
750
720
8.31
2.8
3.36
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：
电动机主要外形和安装尺寸：
中心高
H
外形尺寸
Lx（AC/2+AD）×
HD
底角安装尺寸A×
B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸D×
E
装键部位尺寸F×
GD
132
520×
345×
315
216×
178
12
28×
80
10×
41
四、各轴运动参数和动力参数的计算
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1）0轴（电动机轴）
2）1轴（高速轴）
3）2轴（低速轴）
4）3轴（滚筒轴）
汇总结果
P0=4.39KWn0=960r/min
T0=9550P0/n0=9550×
4.39/960=43.95N.m
P1=P0×
η1=4.39×
0.96=4.2144KW
n1=n0/i1=960/3=320/min
T1=9550P1/n1=9550×
4.2144/320=125.77N.m
P2=P1×
η22×
η3×
η4
=4.2144×
0.992×
0.97×
0.97=3.89KW
n2=n1/i2=320/4.188=76.4r/min
T2=9550P2/n2=9550×
3.89/76.4=507.51N.m
PW=P2×
η6=3.89×
0.98×
0.96=3.66KW
nw=n2=76.4r/minTW=9550PW/nw=9550×
3.96/76.4=457.46N.m
参数
轴号
0轴
1轴
2轴
W轴
功P（KW）
4.39
4.2144
3.89
3.66
转速n（r/min）
320
76.4
76.4
（理论）
转矩T（N.m）
43.95
125.77
507.51
457.46
传动比i
效率
0.96
0.904
P0=4.39KW
n0=960r/min
T0
=43.95N.m
P1=4.2144KW
n1=320r/min
T1=125.77N.m
n2=76.4r/min
T2=507.51N.m
PW=3.66KW
nw=76.4r/min
TW=457.46N.m
五、齿轮传动设计
设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：
传递功P0=，小齿轮转速n1=320r/min，大齿轮转速n2=76.4r/min，传递比i=，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年，两周工作。
设计步骤
计算方法和内容
1、选择齿轮材料
及精度等级
2、按齿轮面接触疲劳强度设计
3、
主要尺寸计算
4、
按齿根弯曲疲劳强度校核
5、验算齿轮的圆周速度v。
6、验算带的带速误差。
小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；
大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。
因为是普通减速器，由表《机械设计基础》第二版中表选8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3um。
因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出d1值。
确定有关参数与系数：
（1）
转矩T1
T1=9.55×
106p/n
=9.55×
106×
4.2144/320=125773.5N.mm
（2）
载荷系数K
查表10.11取K=1.1
（3）
齿轮Z1和齿宽系数ψd
小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=4.188×
25=104.7。
故取Z2=105因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20取
ψd=1。
（4）
许用接触应力【σH】由图《机械设计基础》中10.24查的
σHlim1=580MPaσHlim2=550Mpa
由表10.10查得SH=1
N1=60njLh=60×
320×
1×
（365×
5×
24）
=8.4×
108
N2=N1/4.188=8.4×
108/4.188=2×
查图10.27得：
ZNT1=1.02，ZNT2=1.1
由式（10.13）可得
【σH】1=ZNT1σHlim1/SH=591.6MPa
【σH】2=ZNT2σHlim2/SH=605
故d1≥76..43×
m=2.25
由表10.3取标准模数m=2.5mm
d1=mz1=2.5×
25mm=62.5mm
d2=mz2=2.5×
105=262.5mm
b2=ψd×
d1=1×
62.5mm=62.5mm
经圆整后取b2=65mm
b1=b2+5mm=70mm
a=m/2（z1+z2）=0.5×
2.5×
（25+105）=162.5mm
由式（10.24）得出σF,如σF≤【σF】则校核合格确定有关系与参数：
（1）齿形系数YF
查表10.13得YF1=2.65，YF2=2.18
（2）应力修正系数YS
查表10.14得YS1=1.59，YS2=1.80
（3）许用弯曲应力【σF】
由图10.25查得σFlim1=210MPa，σFlim2=190MPa。
由表10.10查得SF=1.3
由图10.26查得YNT1=1.04YNT2=1.05
由式（10.14）可得
[σF1]=168MPa
[σF2]=153.35MPa
故σF1=2kT1/（b1m2z1）YFYS
=2×
1.1×
125.77×
2.65×
2.18×
1000/（70×
2.52×
25）=147.14＜[σF1]=168MPa
σF2=2kT2/（b2m2z2）YFYS
507.51×
1000/（65×
105）=141.3＜[σF2]=153.5MPa
齿根弯曲强度校核合格
圆周速度：
V2=V1=πd1n1/（60×
1000）=1.05m/s
由表可知，选8级精度是合适的。
nw=960/3/（105×
25）
=76.19r/min
γ2=（76.4-76.19）/76.19=0.275%<
5%
输送带允许带速误差为±
5%合格。
T1=125773.5N.mm
Z1=25
Z2=105
σHlim1=580MPa
σHlim2=550Mpa
N1=8.4×
N2=2×
ZNT1=1.02ZNT2=1.1
【σH】1=580MPa
【σH】2=588.5MPa
m=2.5mm
d1=62.5mm
d2=262.5mm
b1=70mm
b2=65mm
a=162.5mm
SF=1.3
YNT1=1.04
YNT2=1.05
V=1.05m/s
齿轮的基本参数
m=2.5
d1=62.5da1=67.5df1=56.25
d2=262.5da2=267.5df2=256.25
大齿轮轮廓外形如下图所示：
六、轴的设计
1、齿轮轴的设计
（1）确定输入轴上各部位的尺寸（如图）
（2）按扭转强度估算轴的直径
选用45并经调质处理，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=4.2144KW
转速为nⅠ=320r/min
C=107～118.又由式（14.2）得：
d≥
（3）确定轴各段直径和长度
从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加3%～5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度B=（Z-1）·
e+2·
f
=（3-1）×
18+2×
8=52mm
则第一段长度L1=60mm
右起第二段直径取D2=Φ38mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×
D×
B=40×
80×
18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6）
右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4=10mm
右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为d5=67.5mm，分度圆直径为Φ62.5mm，齿轮的宽度为70mm，则，此段的直径为D5=Φ67.5mm，长度为L5=70mm
右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ48mm长度取L6=10mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6）
右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm
（4）求齿轮上作用力的大小、方向：
小齿轮分度圆直径：
作用在齿轮上的转矩为：
T=9.55×
106·
P/n=125773.5N·
mm
求圆周力：
Ft
Ft=2T2/d2=2×
125773.5/62.5=4057.21N
求径向力Fr
Fr=Ft·
tanα=4057.21×
tan200=1459.93N
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴上支反力
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，建立力学模型。
水平面的支反力：
RA=RB=Ft/2=2024.61N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’=Fr/2=729.97N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MC=PA×
24=48.6N·
m
垂直面的弯矩：
MC1’=MC2’=RA’×
24=17.4N·
合成弯矩：
（7）画转矩图：
T1=125.77N·
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
（9）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面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。
已知MeC2=91.411N·
m,由课本表:
［σ-1］=60Mpa则：
σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·
D43）
=91411/（0.1×
483）=7.68Mpa<
［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe=MD/W=MD/（0.1·
D13）
=75.464/（0.1×
403）=11.77Nm<
所以确定的尺寸是安全的。
受力图如下：
在前面带轮的计算中已经得Z=2.5
其余的数据手册得到
D1=Φ30mm
L1=60mm
D2=Φ38mm
L2=70mm
D3=Φ40mm
L3=20mm
D4=Φ48mm
L4=10mm
D5=Φ67.5mm
L5=70mm
D6=Φ48mm
L6=10mm
D7=Φ40mm
L7=18mm
Ft=4446.4N
Fr=1459.93N
RA=RB=2028.61Nm
RA’=RB’=729.97N
MC=48.6N·
m
MC1’=MC2’
=17.4N·
MC1=MC2
=51.6N·
T=125.77N·
α=0.6
MeC2=100.825N·
［σ-1］=60Mpa
MD=75464N·
mm
σe=11.77Nm
2、输出轴的设计计算
（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）
（2）按扭转强度估算轴的直径
由前面计算得，传动功率P2=4.207kw,n2=76.19r/min工作单向，采用深沟球轴承支撑。
由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理，
硬度217~255HBS
根据课本（14.2）式，并查表14.1，得
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ（38.52~45.97），根据计算转矩T=9.55×
P/n=48.759N·
Tc=RA×
T=1.1×
48759=53.634N·
m查标准GB/T5014—2003，选用HL3型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=60mm
右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=52mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6011型轴承，其尺寸为d×
B=55×
90×
18，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=32
右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=65mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=62mm
右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm,长度取L5=11.5mm
右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=18mm
（4）按弯扭合成强度校核轴径
按设计结果画出轴的结构草图（图a）
D1=Φ45mm
L1=84mm
D2=Φ50mm
L2=52mm
D3=Φ55mm
L3=32mm
D4=Φ60mm
L4=62mm
D5=Φ66mm
L5=11.5mm
D6=Φ55mm
L6=18mm
1）画出轴的受力图（图b）
2）作水平面内的弯矩图（图c支点反力为）
Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为MHI=×
97/2=97160N·
Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为MHII=×
23=46076N·
3）作垂直面内的弯矩图（图d）支点反力为
FVB=FVA=Fr2/2=
Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为
MrI左=FVA·
L/2=×
97/2=·
Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为
MrII=FVB·
23=×
23=·
4）合成弯矩图（图e）
MI=（+971602）1/2=103396N·
MII=（+460762）1/2=49033N·
5）求转矩图（图f）T=×
P/n=×
·
求当量弯矩
6）因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，
Ⅰ—Ⅰ截面:
MeI=（609252+（×
5363402）1/2=315280N·
Ⅱ—Ⅱ截面：
MeII=（490332+（×
5363402）1/2=313478N·
7）确定危险截面及校核强度
由图可以看出，截面Ⅰ—Ⅰ可能是危险截面。
但轴径d3>
d2，故也应对截面Ⅱ—Ⅱ进行校核。
Ⅰ—Ⅰ截面：
σeI=MeI/W=315280/（×
603）=
σeII=MeII/W=313478/（×
553）=
查表得［σ-1b］=60Mpa,满足σe≤［σ-1b］的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。
其受力图如下
七、滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命
Lh5×
365×
24=43800小时
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=
P=fpFr=×
=
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
（3）选择轴承型号
查课本得，选择6208轴承Cr=
由课本式有
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
其草图如下：
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=
查设计手册，选择6011轴承Cr=
由课本式11-3有
八、键的设计
一、
联轴器的键
1、
选择键的型号
2、
写出键的型号
二、
齿轮键的选择
选择键的型号
2、写出键的型号
3、输入端与带轮键
选择C型键
由轴径d1=45mm，在表14.8查得键宽b=14mm，键高h=9mm，L=36～160mm。
L=54mm≤（1.6～1.8）d=72～81mm
l1=L-0.5b=54-7=47mm
由式14.7得
σjy1=4T/（dhl1）
=4×
48.759×
1000/（45×
9×
47）=102.03MPa＜【σjy】=120MPa（轻微冲击，由表14.9查得）
选键为C14×
70GB/T1096-1979
选择A型键
轴径d4=60mm，为了使加工方便应尽量选取相同的键高和键宽。
但强度不够。
查表14.8得键宽b=18mm，h=11mm，L=50～200mm,取L=56mm
l2=L-18=56-18=38mm
σjy2=4T/（dhl2）
=4×
11×
38）
=103.69MPa＜【σjy】=120MPa（轻微冲击，由表14.9查得）
取键A18×
80GB/T1096-1979
选轴径d4=30mm，查表14.8取键10×
8。
即
b=10，h=8，L=50
l2=L-10=60-10=50mm
1000/（30×
8×
50）
=41.924＜【σjy】
b=14mm
h=9mm
L=54mm
型号：
C14×
b=18mm
h=11mm
L=56mm
A18×
九、联轴器的选择
计算联轴器的转矩
确定联轴器的型号
定距环
由表16.1查得工作情况系数K=1.3
由式16.1得
主动端TC1=KT2
=1.3×
48.759=633.87N·
从动端
TC2=KTW
457.46Ｎ·
ｍ
=594.699N·
m＜Tm=1250N·
由前面可知：
d≥C=40.23～44.37mm
又因为d=C（1+0.05）
=（3
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