一级圆柱齿轮减速器设计说明书附带装配图和立体图

减速器装配图设计说明书

学习中心：宁波学校中心

专业：机电一体化技术

学员编号：201104948059

学员姓名：夏懋

东北大学

2012年6月16日

减速器装配图设计说明书

目录

一、课程设计的目的 (1)

二、课程设计的内容和任务 (2)

三、课程设计的步骤 (2)

四、电动机的选择 (3)

五、传动零件的设计计算 (5)

（1）带传动的设计计算 (5)

（2）齿轮传动的设计计算 (7)

六、轴的计算 (9)

七、轴承的校核 (13)

八、联轴器的校核 (13)

九、键联接的选择与计算 (14)

十、减速器箱体的主要结构尺寸 (14)

十一、润滑方式的选择 (14)

十二、技术要求 (15)

十三、参考资料 (16)

十四、致谢 (17)

一、课程设计的目的：

机械设计基础课程设计是机械设计基础课程的重要实践性环节，是学生在校期间第一次较全面的设计能力训练，在实践学生总体培养目标中占有重要地位。

本课程设计的教学目的是：

1、综合运用机械设计基础课程及有关先修课程的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进一步巩固和扩张。

2、学习和掌握设计机械传动和简单机械的基本方法与步骤，培养学生工程能力及分析问题、解决问题的能力。

3、提高学生在计算、制图、计算机绘图、运用设计资料、进行经验估算等机械设计方面的基本技能。

二、课程设计的内容和任务：

1、课程设计的内容应包括传动装置全部设计计算和结构设计，具体如下：

1）阅读设计任务书，分析传动装置的设计方案。

2）选择电动机，计算传动装置的运动参数和运动参数。

3）进行传动零件的设计计算。

4）减速器装配草图的设计。

5）计算机绘制减速器装配图及零件图。

2、课程设计的主要任务：

1）设计减速器装配草图1张。

2）计算机绘制减速器装配图1张、零件图2张（齿轮、轴等）

3）答辩。

三、课程设计的步骤：

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；通过对减速器的装拆了解设计对象；阅读有关资料，明确课程设计的方法和步骤，初步拟订计划。

2、传动装置的总体设计

根据任务书中所给的参数和工作要求，分析和选定传动装置的总体方案；计算功率并选择电动机；确定总传动比和各级传动比；计算各轴的转速、转矩和功率。

3、传动装置的总体方案分析

传动装置的设计方案直观地反应了工作机、传动装置和原动机三者间的

动和力的传递关系。满足工作机性能要求的传动方案，可以由不同传动机构类

型以不同的组合形式和布置顺序构成。合理的方案首先应满足工作机的性能要求，保证工作可靠，并且结构简单、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、电动机的选择

电动机已经标准化、系列化。应按照工作机的要求，根据选择的传动方案选择电动机的类型、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，一般工厂都采用三相交流电，因而多采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型电动机应用最多/目前应用最广的是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、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、风机、农机、轻工机械等。在经常需要起动、制动和正、反转的场合（如起重机），则要求电动机转动惯量小、过载能力大，应选用起重及冶金用三相异步电动机YZ型（笼型）或YZR型（绕线型）。

按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。

2、电动机功率的选择

1）工作机所需的电动机输出功率为

P d =P w/η=Fv/1000ηwη

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，圆柱齿轮传动的轴承传动效率0.99，齿轮传动传动效率0.97，弹性联轴器传动效率0.99，卷筒轴的轴承传动效率0.98，卷筒传动效率0.96。

ηw·η=0.96·（0.99·0.99）·0.97·0.99·0.98·0.96=0.85

P d=2200 x 1.6/1000 x 0.85=4.14 kw

2）确定电动机转速

卷筒轴的工作转速为

n w=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'=2~4 , 单极齿轮传动比i'2=3~5 ，w则总传动比范围i'=6~20 故电动机转速范围为：n'd= i'·n w =(60~20) x 67.94=408~1359r/min

综合考虑电动机和装动装置尺寸，重量以及减速器的传动比，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P ed=5KW,满载转速n m=720r/min

3、计算总传动比和分配传动比

由选定电动机的满载转速n m和工作机主动轴的转速n w，可得传动装置的总传动比为

i = n m/ n w =720/67.94 =10.60

传动装置的实际传动比要由选定的齿轮齿数或带轮基准直径准确计算，因而很可能与设定的传动比之间有误差。一般允许工作机实际转速，与设定转速之间的相对误差为±（3~5）%

对于多级传动i为

i =i1·i2·i3·```````````·i n

计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减小动载荷，降低精度.

4、计算传动装置的运动和动力参数

为了进行传动件的设计计算，应首先推算各轴的转速。功率和转矩。

则各轴的转速为

1)、各轴转速

nⅠ=n m / i1=720/3=240r/min

nⅡ= nⅠ/ i2=240/3.5=68.6/min

n卷= nⅡ=68.6r/min

2)、各轴的输入功率

PⅠ=p d·η1=4.14 x 0.96=3.971kw

PⅡ= PⅠ·η12= 3.97x0.99x0.97 =3.80 kw

P卷= PⅡ·η23 = 3.80x0.99x0.99=2.4 kw

3）各轴的输入转矩

T d =9550·4.14/720=54.9N·m

TⅠ= T d·i1·η1=54.9x3x0.96 =158N·m

TⅡ= TⅠ·i2·η23=158x 4x 0.99x 0.97 =531 N·m T卷=TⅡ·i3·η4·η2=531x1x0.99 x0.99 =520N·m

五、传动零件的设计计算

（1）带传动的设计计算

1、计算功率P c P c=K A P=1.2 x 5.5=6.6kw

2、选带型

据P c=6.6kw ，n=720r/min ,由表10-12选取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带所能传递的基本额定功率也较小，从而造成带的根数增多，因此一般取d d1

d d1=140mm d d2=425 mm

4、验算带速当传递功率一定时，带速过低，则需要很大的圆周力，带

的数要增多，而带速过高则使离心力增大，减小了带与带轮间的压力，容易打滑。所以带传动需要验算带速，将带速控制在5m/s

5、验算带长

一般中心距a0取值范围：0.7（d d1+ d d2) <= a0 <=2(d d1+ d d2)

395.5<= a0 <=1130

初定中心距a0 =500mm

L d0=2 a0+3.14(d d1+ d d2)/2+( d d2+ d d1)2/4 a0

=2 x500+3.14x(140+425)/2+(425-140)2/4x500 =1927.66mm

由表10-2选取相近的L d=2000mm

6.确定中心距

中心距取大些有利于增大包角，但中心距过大会造成结构不紧凑，在载荷变化或高速运转时，将会引起带的抖动，从而降低了带传动的工作能力，若中心距过小则带短，应力循环次数增多，使带易发生疲劳破坏，同时还使小带轮包角减小，也降低了带传动的工作能力，确定中心距

a=a0+（L d1–L d2）/2=536 mm

a min=a-0.015L d=506mm

a max=a+0.03L d=596mm

7、验算小带轮包角要求a1>120。若a1过小可以加大中心距，改变传动比或增设张紧轮，a1可由下式计算

a1=180。-[57.3 x (d d2- d d1 )/ a ] =149。

a1>120。故符合要求

8、单根V带传动的额定功率根据d d1和n查图10-11得：P1=1.4kw

9、单根V带额定功率增量根据带型及i查表10-5得：ΔP1=0.09kw

10、确定带的根数为了保证带传动不打滑，并具有一定的疲劳强度，必须保证每根V带所传递的功率不超过它所能传递的额定功率有

查表得10-6:K a=0.917 查表得10-7: K l=1.03

Z=P c/[(P1+ΔP) K a K l ] =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/ K a) -1]( Pc /zv)+qv2 =218N

12、作用在轴上的力为了进行轴和轴承的计算，必须求出V带对轴的压力F Q

F Q =2Z F0 SIN（a1 /2）=2100.7N

13、注意事项

※检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系，带轮直径与电动机的中心高应相称，带轮轴孔的直径，长度应与电动机的轴直径长度对应，大带轮的外圆半径不能过大，否则回与机器底座相互干涉等。

※带轮的结构形式主要取决于带轮直径的大小，带轮直径确定后应验算实际传动比和带轮的转速。

（2）齿轮传动的设计计算

已知i=3.5n1=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、选材料与热处理。所设计的齿轮属于闭式传动,通常才用软齿面的钢制齿轮,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较合适。

2、选择精度等级，输送机是一般机械，速度不高，故选择8级精度。

3、按齿面接触疲劳强度设计。

本传动为闭式传动，软齿面，因此主要失效形式为疲劳点蚀，应根据齿面接触疲劳强度设计，根据式(6-41)

d1> (671/［σH］)2kT1(i+1)/

1)载荷因数K.

圆周速度不大,精度不高,齿轮关于轴承对称布置,按表6-9取K =1.2.

2)转矩T

T=9.55X106X P/n1=9.55x106X 3.97/240=160000N·mm

3)弯曲后减切应力［σH］

据式(6-42)

σH］=σHmin/S Hmin·z N

由图6-36查得. σHlim1 =610Mpa, H lim2 =500Mpa

接触疲劳寿命系数Z N按一年300工作日，两班制工作每天16小时，由公式N=60njth算得

N1 =60 X 240 X 10X 300X16 =0.69X109

N2 = N1/i =0.69X109/3.5=0.19 X109

查图6-37中曲线：

Z N1 =1.02

Z N2=1.12

按一般可靠性要求，取S Hmin =1

［σH1］=σHlim1 x Z n1/S Hmin =610x 1.02/1Mpa =622.2 Mpa

［σH2］=σHlim2 x Z n2/S Hmin =500 x 1.12/1Mpa =560Mpa

4）计算小齿轮分度圆直径d1

查表取6-11 齿宽系数1.1

d1> = (671/［σH］)2kT1(i+1)/ i

=68.6mm

取d1=70 mm

5）计算圆周速度V

V=3.14n1d1/60x1000=3.14x240x70/60x1000=0.879m/s 因V<6 m/s，故去取8级精度合适。

4、确定主要参数，计算主要几何尺寸。

取小齿轮齿数为

Z1=20 Z2=ixZ1=70

m=d1/Z1=3.5mm

取标准模数m=3.5mm

分度圆直径

d1=mz1=3.5x20=70mm

d2=mz2=3.5x70=245mm

1)中心距a a = (d1+d2)/2=157.5mm

2)齿宽b b = 1.1 x 70 =77mm

取b2 = 77mm则b1 = 5 + b2 =77+5 =82mm

3)齿顶高h a h a= h a* m=3.5mm

齿根高h f h f=（h a*+c*）m=1.25x3.5=4.375

5、校核弯曲疲劳强根据式(6-44)

σbb =2kT1/bmd1·Y FS

1）复合齿形因数Y FS 如图6-39得，Y FS1=4.35 ，Y FS2 =3.98 2 ) 弯曲疲劳许用应力

［σbb］= σbb lim/S fmin x Y N

由图6-40的弯曲疲劳极限应力

σbblim1 =σbb lim1=490Mpa

σbblim2 =410 Mpa

由图6-41得弯曲疲劳寿命系数Y N；Y N1 =1（N1＞N0，N0 =3x106）

Y N2=1(N2＞N0, N0 =3x106）

弯曲疲劳的最小安全S Fmin，按一般可靠性要求，取S Fmin =1，

计算得弯曲疲劳许用应力为：

［σbb1］=σbblim1 x Y N1/S Fmin =（490/1）X 1 =490 Mpa

［σbb2］=σbblim2 x Y N2/S Fmin =（410/1）X 1 =410Mpa

3）校核计算：

σbb1 =2kT1/bmd1·Y FS1 =2 X 1.2 X160000 X 4.35/82X 3.5X 70 =83.15＜［σbb1］

σbb2 =2kT1/bmd1·Y FS2 =2 X 1.2 X 160000 X3.98/77 X 3 .5X 70 =81＜［σbb2］

故弯曲疲劳强度足够.

六、轴的计算

1、Ⅱ轴的设计

（1）选择轴的材料,确定许用应力.

选用轴的材料为45号钢,调质处理,查表12-1知

σb1=σb2 =650 Mpa, σS1=σS2=360 Mpa , 查表12-6可知

［σ+1］bb=215 Mpa［σ0］bb=102 Mpa, ［σ-1 ］bb=60 Mpa （2）按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相连接,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

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=48mm

（3）齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩为

T=9.55X106X P2/n2=9.55X106X 3.80/68.6=530000

N·mm

齿轮作用力：

圆周力F T =2T/d2 =2 x 530000/245=4326.5N

径向力Fr ==4326.5Xtan20=1574.7N

轴向力Fa=0

（4）、轴的结构设计

轴结构设计时,需同时考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴承结构草图.

1、确定轴上零件的位置及固定方式

单级齿轮减速器,将齿轮布置在箱体内壁的中央,

轴承对称布置在齿轮两边,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；轴通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 .确定各段轴的直径。

将估算轴直径d =48 mm作为外伸直径d1，与联轴器相配合，

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的要求，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，与齿轮配合处轴径d4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

定位的同时，还应满足左侧轴承的安装要求，根据选定轴承型号，确定左端轴承型

号与右端轴承型号相同，取d6 =55mm。

3 .选取轴承型号，

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 .确定各端轴的长度

综合考虑轴上零件的尺寸B与减速器箱体尺寸的关系，确定各段轴的长度。

5轴的结构简图

（5）校核轴的强度

1 、画出计算简图计算支反力和弯距，由轴的结构简图可以确定轴承支点跨矩，唷扑此可画出轴

的受力简图。

水平支反力F RBX =F RDX=F t/2==4326.5/2=2163.3N

水平面弯矩M CH=F RBX X70=151427.5 N·mm

垂直面支反力F RBZ=F RDZ=F R/2=787.4N

垂直面弯矩M CV= F RBZ X 70=55115 N·mm

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=［σ-1］bb/［σ0］bb=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

校核该截面的直径

考虑该

截面上键槽的影响，直径增加3%，则d=1.03 x39 =40 mm

结构设计确定的直径为55mm，强度足够。

2、Ⅰ轴的设计

1）选择轴的材料,确定许用应力.

选用轴的材料为45号钢,调质处理,查表12-1知σb1=σb2 =600 Mpa,

σS1=σS2=300 Mpa, 查表12-6可知［σ+1］bb=200 Mpa

［σ0］bb=95Mpa, ［σ-1 ］bb=55 Mpa

（2）按扭转强度估算轴的最小直径

取d=31mm

（3）齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩为

T=9.55X106X P/ n=160000N·mm

齿轮作用力：

圆周力F T =2T/d1 =2 x 160000/70=4571N

径向力Fr ==1664N

轴向力Fa=0

4）、轴的结构设计

1、轴结构设计时

需同时考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例

绘制轴承结构草图. 确定轴上零件的位置及固定方式,单级齿轮减速器,将齿轮布置在箱体内壁的中央,。轴承对称布置在齿轮两边,

2 .确定各段轴的直径。

将估算轴直径d1=31，取第二段直径为d2 =35mm,，考虑装拆方

便及零件固定的要求，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。根据选定轴承型号，确定左端轴承型号与右端轴承型号相同，取d5 =40 mm。

3、选择轴承型号初选型号为深沟求轴承代号6008

5 校核轴的强度

1 画出计算简图计算支反力和弯距，由轴的结构简图可以确定轴承支点跨矩，唷扑此可画出

轴的受力简图。

水平支反力F RBX =F RDX=F t/2=4571/2=2286N

水平面弯矩M CH=F RBX X70=160020N·mm

垂直面支反力F RBZ=F RDZ=F R/2=1664/2=832N

垂直面弯矩M CV=832X 70=58240N·mm

合成弯矩

2、计算当量弯矩M e

转矩按脉动循环考虑，应力折合系数为

a=［σ-1］bb/［σ0］bb=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

校核该截面的直径

七、轴承的校核

1. Ⅰ轴轴承的选择

由任务知减速器采用的是一级圆柱齿轮减速器，载荷的方向只有径向力和圆周

力，无轴向力，故可以选用比较廉价的深沟球轴承60000型。再由轴的结构可

知，轴承的内径为40mm。即内径代号08.故初选6008，因为无轴向力，故载荷

P就等于轴承承受的Fr由轴受力图可得。

1.Ⅱ轴轴承的选择

由轴承一选择的思路可初选轴承型号为6011因为无轴向力，故载荷P就等于轴承承受的Fr由轴受力图可得。

八、联轴器的校核

弹性柱销联轴器

选择联轴器类型，为缓和振动和冲击，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、键联接的选择与计算

1、大齿轮与轴的配合d =57mm 取普通平键联接键

σP=4T/dhl =194.72 x 4 x 103/52 x 10 x 56 =26.74 <［σP］铸铁［σP］=70 ~ 80 故可用

2、联轴器与轴的配合d1=36 mm 查得键10 x 8

L = 63 mm

则σP =4T/dhl =4 x 194.72 x103/ 36 x 8 x 63 =42.9＜［σP］

满足要求。

十、减速器箱体的主要结构尺寸

箱体壁厚δ=0.125·α+1 取8 mm δ 1 =8 mm

箱盖壁厚δ=0.125·α+1 取8 mm δ 2 =8 mm 箱盖凸缘厚度b1 =1.5δ 2 =1.5X8 =12 mm

箱座凸缘厚度 b =1.5δ1 =1.5 X8 =12 mm

箱座底凸缘厚度b2 =2.5δ1 =2.5 X8 =20 mm

地脚螺钉直径d f =0.036Xα+12 =0.036X157.5+12 =17.67 mm 取M20

地脚螺钉数目n =4

轴承旁连接螺栓直径d1 =0.75X20=15mm 取M16 盖与座连接螺栓直径d2 =0.4d f =0. 4 X20 =8 mm 取M10 检查孔盖螺钉直径d4=0.3 d f =0.3 X20 =6mm 取M 8

定位销直径d =0.8 d2 =0.8X8 =6.4mm 取8

d f d1 d2 到外壁箱距离C1 26 23 16

d1 d2到凸像距离C2 24 14

轴承旁凸台半径R1 =C2=20

凸台高度

外箱壁至轴承座端面的距离L1 C1+C2（5~10）=23+21+7=51

齿轮顶圆与内箱壁见的距离△1 > 1.2X8 =9.6mm 取11mm

齿轮端面与内箱壁间的距离△2 >8mm 取9mm

轴承端盖外径D=90mm

轴承旁连接螺栓距离有结构确定

十一、润滑方式的选择

润滑油的选用方式

飞溅润滑传动见的传动带起润滑油直接溅入轴承内，或先溅到箱壁上，顺着内壁流入箱体的油沟中，再沿油沟流入轴承内，此时端盖部分必须开槽，并将端盖端部的直径取小些，以免油路堵塞

十二、技术条件

1、装配前，全部零件用煤油清洗，箱体内不许有杂物存在，在内壁涂两次不被机油

侵蚀的涂料。

2、用铅丝检验装配间隙。其间隙不小于0.16 mm，铅丝不得大于最小间隙的4倍；

3、用涂色法检验斑点。齿高接触斑点不小于百分四十；齿长接触斑点不小于百分

五十。必要时可采用研磨或刮后研磨，以便改善接触情况；

4、调整轴承时所留轴向间隙如下：

φ40为0.05 mm ~0.1 mm；φ55为0.08~0.15 mm；

5、装配时，部分面不允许使用任何填料，可涂以密封油漆或水玻璃。试转时应检查

部分面、各接触面及密封处，均不准漏油；

6、箱座内装SH0357—92中的50号工业齿轮油至规定高度；