单级圆柱齿轮减速器设计.

机械设计基础课程设计

机械设计说明书

设计题目：单级机圆柱齿轮减速器

机械电子工程系系

08一体化专业 2 班

设计者：曹刘备

学号：080522043

指导老师：马树焕

2010 年6 月19 日

目录

一、传动装置总体设计

二、V带设计

三、各齿轮的设计计算

四、轴的设计

五、校核

六、主要尺寸及数据

七、设计小结

设计任务书

课程设计题目：设计带式运输机传动装置

1已知条件：运输带工作拉力 F = 3200 N。

运输带工作速度v= 2 m/s

滚筒直径 D = 375 mm

工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳。，室

内，工作，水分和灰度正常状态，环境最高温

度35℃。要求齿轮使用寿命十年。

一、传动装置总体设计

一、传动方案

1）外传动用v带传动

2）减速器为单级圆柱齿轮齿轮减速器

3）方案如图所示

二、该方案的优缺点：

该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分单级渐开线圆柱齿轮减速器。轴承相对于齿轮对称，要求轴具有较大的刚度。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

计算与说明

（一）电机的选择

工作机所需要的功率 P w =F ×v=6400w =6.4 kw

min .110134

.014.36.1?-=?==R D V n π 传动装置总效率：

η总=η带轮×η齿轮×η轴承×η轴承×η联轴器

=0.95×0.97×0.99×0.99×0.99

=0.89

电机输出功率 P =P w/η总= 7.11 kw

所以取电机功率P =7.5kw

技术数据： 额定功率 7.5 kw 满载转速 970 R/min

额定转矩 2.0 n ?m 最大转矩 2.0 n ?m

选用Y160 M-6型

外形查表19-2（课程设计书P 174）

A:254 B:210 C:108 D:42 E:110 F:12 G:37

H:160 K:15 AB:330 AC:32 AD:255 HD:385 BB:270 L:600

二、 V 带设计

总传动比 6.959.9101

970≈===n i n

m 定 V 带传动比i 1=3.2

定 齿轮传动比i 2=3

外传动带选为V 带

由表12-3（P 216）查得K a =1.2

P ca =K a ×P = 1.1×7.5=9KW

所以 选用B 型V 带

设小轮直径d 1=125 d 1/2＜H

s m d n V a ?-=???=???=11116100060125970100060ππ

大带轮直径 d 2=i 1×d 1=3.2×125=439.6

所以取d 2=400

所以 i 1=d 2/d 1=3.2

所以大带轮转速n 2=n 1/i 1=303(R/min)

确定中心距a 和带长L 0

0.7（d 1+d 2）≤a ≤2（d 1+d 2）

367.5≤a ≤1050 所以初选中心距 a 0=500 2)()(222

21210d d d d L a ++++=π

=1861

查表12-2（P 210）得L 0 =2000 中心距mm a L L a d 5.5692

18612000500200=-+=-+= 中心距调整范围

a max =a+0.03l d =629.5

a min =a －0.015l d =539.5

小带轮包角 ?≥?=??--?≈1207.1663.57180121

a d d α 确定V 带根数Z 参考12-27 取P 0=1.32KW

由表12-10 查得△P 0=0.11Kw

由查表得12-5 查得包角系数K ≈0.96

由表12-2(P 210)查得长度系数K L =1.06

计算V 带根数Z ，由式（5-28机设）

97.413

.195.0)3.013.2(75.9)(00≈??+=?+≥K K P P P

L ca

Z α 取Z=5根

计算单根V 带初拉力F0，由式（12-22）机设。

)(5.251)15.2(50020N q VZ v K P F a

ca =+-?= 由式12-22（机设）q=0.19

计算对轴的压力F Q ，由式（12-23机设）得

N Z F F Q 24962160sin 178522sin 210=????=≈α

小带轮基准直径d 1=125 mm 采用实心式结构。大带轮基准直径 d 2= 400 mm ，采用孔板式结构。

三、 各齿轮的设计计算

1齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z 1=31 ，则Z 2=31×3=93

设计准则按接触疲劳强度计算，按齿根疲劳强度校核。

运动参数及动力参数计算

计算各轴转速（R/min ）

n 1= n m /i 1=970/3.2=303 R/min

n 2= n 1/i 2=303/3=101 R/min

计算各轴的功率（KW ）

P 1=P ×η

带轮=7.125KW P 2=P 1×η

轴承×η齿轮=6.84KW

传递扭矩（N ·mm ）

T 1 = 9.55×610×P 1/n 1

= 9.55×610×7.125/303

= 2.2×510

载荷系数k 由表（10-4机设） 因载荷平稳取k=1.1

齿宽系数Ψa 轻型减速器 Ψa=0.3

许用接触应力[σH] 由图10-26（c ）

ΔH lim1=600MPa ΔH lim2=560MPa 取较小值代入

安全系数由表（10-5课设）查的S H =1

[ΔH1]= ΔH lim1/S H =600 MPa

[ΔH1] = ΔH lim1/S H =560 MPa

按齿面解除疲劳强度计算式（10-25机设）

a=(u+1) ×6.179232531=?U

KT H a ψ 确定齿轮参数及重要尺寸

圆整中心距 取a=180mm

模数 m=2a/(z1+z2)=2.9 由表（10-1课设） 取m=3

齿轮分度圆直径d 1 =mz 1 =93mm d 2= mz 2=279mm

校核齿根弯曲疲劳强度

确定有关参数

由上可知 K=1.1 T 1=225N.m

b=Ψa ×a=0.3×180=54

圆整后取 b1=55 b2=60

许用弯曲应力 [σF]由图10-24（c ）得

[σFlim 1] =210MPa [σFlim 2]=180MPa

安全系数由表10-5 取 SF=1.3

[σF 1]= σFlim1 /SF=161.5MPa

[σF 2]= σFlim2 /SF=138.5MPa

由图10-23得 Y F1=2.65 Y F2=2.2

σF1=2KT 1Y F1/bm 2z=83.6＜[σF 1]

σF2=σF1/σF1=69.4＜[σF 2]

计算齿轮的圆周速度V

V=πn 1d 1/60×1000=1.9m/s

V ＜ 6m/s 所以8级精度合适

四、 轴的设计

1选择轴的材料及热处理

由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理。

由表16-1（机设）

强度极限 σb=650MPa 屈服极限 σs=360MPa

弯曲疲劳极限σ-1= 300 MPa

由表 16-2（机设） 可知

118 ≥ c ≥ 107 取c=118

从动轴的设计

1 按扭矩初估轴的直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d ≥26.483 n

p c

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=50mm

2 轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式。

1）、联轴器的选择

已知从动轴的转矩T=650N.m 由表19-1（机设）查得运输机的工作情况系数K A=1.5

故 T C=K A×T=975 N·m

由表18-3（课设）选用弹性柱销联轴器，HL4 公称扭矩为1250N.m 材料为铁许用转速为2800r/min 允许轴孔直径D取40~56 满足要求

2）轴承选择

初选用6212深沟球轴承

技术数据

基本尺寸: d=60 D=110 B=22 安装尺寸: da=69 Da=101 3) 各轴段直径的确定

（1）用于安装联轴器 d1=50

（2）用于联轴器的轴间定位 d2=55

（3）轴承的安装 d3=60

（4）安装齿轮 d4=65

（5）齿轮的轴肩定位 d5=80

（6）用于轴承的轴肩定位 d6=65

（7）安装轴承 d7=60

4) 各轴段长度的确定

（1）查表18-3(课设)得 L1=84

（2）考虑轴承端盖 L2=50

（3）考虑轴承取套筒为29 L3=53

（4）齿轮齿宽为55 L4=53

（5）轴肩 L5=10

（6）保持两轴承对称 L6=30

（7）考虑轴承宽度 L7=66

5）按弯曲复合强度计算

齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×6

10N·mm=650N·m

10P/n=6. 5×5

齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=4.68KN

径向力：F r=F t tan20o=1.7KN

齿轮分度圆直径 d=279mm

因为两轴承对称，所以L A=74

（1）绘制剪力图a

(2)绘制垂直面弯矩图b和水平面弯矩图c

轴承支座反力

F ay=F By=F r/2=0.85KN F Az=F Bz=2.34KN

由两边对称知，截面C的玩具也对称，截面C在垂直面最大弯矩为

M c1=F Ay L/2=62.9N.m

截面C 在水平面最大弯矩为

M c2=F Az L/2=173.1N.m

(3)绘制复合弯矩图d

最大弯矩为Mc=1862221=+c c M M N ·m

（4）绘制当量弯矩图e

Mec=269)(22=+T M c αN ·m

（5）绘制扭矩图f

T=650N.m

(6)校核危险截面C 的强度

σe=269/0.1d=9.6MPa<[σ-1b]

所以该轴强度足够。

主动轴的设计

1 按扭矩初估轴的直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求

考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d ≥8.33303

125.711833=?=n p c mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=41mm

2 轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，

1）轴承选择

初选用6209深沟球轴承

技术数据

基本尺寸 ： d=45 D=85 B=19

安装尺寸 ： da=52 Da=78

2) 各轴段直径的确定

（1） 轴承的安装 d1=45

（2） 安装齿轮 d2=50

（3） 齿轮的轴肩定位 d3=55

（4） 用于轴承的轴肩定位 d4=60

（5） 安装轴承 d5=45

（6） 带轮的安装,考虑轴承端盖等因素 d6=41

3) 各轴段长度的确定

（1）考虑轴承宽度，取套筒长29mm L1=48

（2）齿宽为60mm L2=58

（3）定位轴肩 L3=10

（4）用于轴承轴肩定位 L4=30

（5）安装轴承，考虑轴承宽度，取套筒长29mm L5=66

（6）安装带轮，考虑轴承端盖 L6=120

4） 按弯曲复合强度计算

齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=225N.m

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=4.8KN

径向力：Fr=Fttan20°=1.7KN

齿轮分度圆直径 d=93mm

因为两轴承对称，所以LA=87

(1)绘制剪力图a

(2)绘制垂直面弯矩图b 和水平面弯矩图c

轴承支座反力

F ay =F By =F r /2=0.85KN F Az =F Bz =2.4KN

由两边对称知，截面C 的玩具也对称，截面C 在垂直面最大弯矩为 Mc1=FAyL/2=62.9N.m

截面C 在水平面最大弯矩为

Mc2=FAzL/2=177.6N.m

(3)绘制复合弯矩图d

最大弯矩为最大弯矩为m N 188.42

221?=+=M M M c c c (4)绘制当量弯矩图e

m N 200()2

'2''

?=+=T M M c ec α （5）绘制扭矩图f

T=220N.m

(6)校核危险截面C 的强度

σe=269/0.1d=21.5MPa<[σ

-1b ]

所以该轴强度足够。

五、 校核

1 轴承的校核

1） 从动轴上轴承的校核

(1)根据条件预计轴承寿命

L ’H=10×365×12=43800 h

由初选轴承型号为6212

查表得 d=60 D=110 B=22

径向额定动载荷C=31.5KN

基本静载荷Co=27.8KN

极限转速为7000r/min

已知 n=90r/min Cr=36.8KN

轴承支座反力F R1=F R2=1.3KN

F S=0.63F R=0.77KN

查表18-11得 e=0.26

由于两轴承对称，所以

F A1=F A2=F S=1.3KN

取任意一端为压紧端，现在取1端为压紧端 F A1/F R1=0.62＞e F A2/F R2=0.62＞e

所以 X1=0.56 Ｙ１＝１

X2=0.56 Ｙ２＝１

(２)计算当量动载荷P1、P2

P1=0.56×1.23+1×0.77=1.45 KN

P2=0.56×1.23+1×0.77=1.45KN

(3)计算轴承寿命LH

P1=P2=1.45KN ε=3

由表18-8（机设）查得 f t=1

由表18-9（机设）查得 f F=1.2

由式18-3（机设）

Lh=106/60n(f t C/ f F F) ε =156107h

预期寿命足够，此轴承合格

2）主动轴上轴承的校核

(1)根据条件预计轴承寿命

L’H=10×365×12=43800h

由初选轴承型号为6209

查表得 d=45 D=85 B=19

径向额定动载荷C=31.5KN 基本静载荷C o=17.5KN

极限转速为9000r/min

已知 n=303r/min C r=24.5KN

轴承支座反力F R1=F R2=2.5KN

F S=0.63F R=1.6KN

查表18-11得 e=0.26

由于两轴承对称，所以

F A1=F A2=F S=2.5KN

取任意一端为压紧端，现在取1端为压紧端

F A1/F R1=0.63>e F A2/F R2=0.63>e

所以 X1=0.56 Ｙ１＝１

X2=0.56 Ｙ２＝１

(２)计算当量动载荷P1、P2

P1=0.56×2.5+1×1.6=3KN

P2=0.56×2.5+1×1.6=3KN

(3)计算轴承寿命LH

P1=P2=3KN ε=3

由表18-8（机设）查得 f t=1

由表18-9（机设）查得 f F=1.2

由式18-3（机设） Lh=106/60n(f t C/ f F F) ε =81255h 预期寿命足够，此轴承合格

2键的校核：

键1 18×11 L=50

键2 16×10 L=50

键3 14×8 L=80

查表14-2（机设）得 [σp]=120MPa

由σp=4T/dhLc 得

σp1=4×6.5×5

10/60×11×(50-18)=103<[σp]

σp2=4×2.25×5

10/53×10×(50-16)=49.9<[σp]

σp3=4×2.25×5

10/41×8×(50-12)=72.2<[σp]

所以键的强度足够

3 各部件的润滑

1）齿轮的润滑

因为齿轮的圆周速度＜12m/s，所以采用浸油润滑方式，高速齿轮浸入由约0.7个齿高，低速齿轮浸入1/6个齿轮

2）滚动轴承的润滑

因浸油润滑的传动部件的圆周速度>2m/s，所以采用飞溅润滑方式

六、主要尺寸及数据

箱体尺寸

底座壁厚δ=0.25a+1=5.5 取δ=7.5

箱盖壁厚δ1=0.08δ=14.4

底座上部凸缘厚度 h0=1.5δ=11.25

箱盖凸缘厚度 h1=1.5δ1=21.6_ 底座下部凸缘厚度 h2=2.25δ=16.9

地脚螺栓直径 df=M16

地脚螺栓数目 n=6

底座与箱盖连接螺栓直径 d1=M8

轴承盖螺栓直径 d2=M8

轴承座联接螺栓直径 d3=0.85df=M12

螺栓间距 L=150

定位鞘直径 d=6

地脚螺栓孔凸缘配置尺寸 c1=25 c2=25

凸缘螺栓孔配置直径 c1=15 c2=13

轴承旁凸台半径 R1=13

凸台高度根据低速螺栓轴承座外半径确定

外箱壁至轴承端面距离 L1=20

大齿轮圆与内箱壁距离Δ1=1.2δ=9

齿轮断面与内箱壁的距离Δ2=20

底座深度 H=0.5a+30=170

齿轮结构尺寸（ha﹡=1 C﹡=0.25）

主动齿轮从动齿轮

齿数 z 31 93

模数 m 3 3

分度圆直径 d=mz 93 279 齿顶高 ha=ha﹡m 3 3

齿根高 hf=( ha﹡+ C﹡) 3.75 3.75 齿全高 h=ha+hf 6.75 6.75 齿顶圆直径 da=m(z+2 ha﹡) 99 285 齿根圆直径 df=m(z-2 ha﹡-2 C﹡) 85.5 271.5 分度圆齿距 P=Πm 9.4 9.4 分度圆齿宽 e=1/2Πm 4.7 4.7 分度圆齿厚 e=1/2Πm 4.7 4.7 基圆直径 dn=d1cosα 87 262

七、设计小结

由于第一次设计，没有经验，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确，以及轴结构设计不及凑等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。

参考资料：

（1）朱文坚黄平主编《机械设计基础》。科学出版社。2009。（2）朱文坚黄平主编《机械设计基础课程设计》。科学出版社。2209 （3）郁建平主编《电机拖动与控制》。科学出版社。2009。

（4）曾令宜主编AutoCAD 2004工程绘图技能训练教程。高等教育出版社。2008

（5）李澄吴天生闻百桥主编《机械制图》。高等教育出版社。2008