一级齿轮减速器课程设计说明书.doc

机械设计课程设计
计算说明书

设计题目 ： 一级圆柱齿轮减速器
设 计 者： 宗志恒
学 号： 20140663102
指导教师 ： 郑飞杰
班 级：14机械设计制造及其自动化专业 1 班

2016 年 12 月 12 日

三明学院机电工程学院

目 录

一、 运动参数的计算 ………………………………………4
二、 带传动的设计 ………………………………………7
三、 齿轮的设计 …………………………………………8
四、 轴的设计 ……………………………………………12
五、 齿轮尺寸计算…………………………………………18
六、 轴承的选择及计算……………………………………18
七、 键连接的选择和校核…………………………………19
八、 润滑密封设计 ………………………………………20
九、 参考文献 …………………………………………20

三明学院机电工程学院

机械设计课程设计任务书

专业 14级机械设计制造及其自动化班级1 班
姓名　宗志恒 设计题号　2号

设计题目:
一级圆柱齿轮减速器
运动简图:输送带
卷筒
V带传动

原始数据:
题 号
1
F(N)
930
V(m/s)
1.05
D(mm)
160
表中： F--输送带工作拉力
Ｖ--输送带速度 Ｄ--卷筒直径

工作条件：
两班制连续单向运转，载荷轻微变化，使用期限10年。输送带速度允差±５％。

设计工作量：
一． 编写设计计算说明书１份(附:内容顺序如下)
1) 目录（标题及页次）
2) 设计任务书
3) 电动机选择．传动比分配及运动和动力参数计算
电动机
4) 带的选择及计算
联轴器
5) 齿轮的设计计算
6) 轴的设计计算及校核（并简要说明轴的结构设计）
7) 润滑．密封及拆装等简要说明
单级圆柱齿轮减速器
8) 参考资料
二． 绘制减速器装配图1张
三． 绘制减速器零件图3张

开始日期：2016年　12　月5 日
完成日期：2016年　12　月10日　

指导教师：郑飞杰

一．运动参数的计算
1．电动机的选型
1）电动机类型的选择
按工作要求选择Y系列三相异步电机，电压为380V。
2）电动机功率的选择
电动机所需工作功率为：

因此由上得
其中F=930N V=1.05 m/s
为了计算电动机所需功率，先确定从电动机到工作机只见得总效率η总，式中：η1、η2、η3、η4、分别为联轴器、轴承、齿轮传动和滚筒的传动效率。
查《机械设计》表2-2得 η１=0.98，η２＝0.99，η３＝0.97，η４＝0.97. η5＝0.96
η总=0.98×0.992×0.97×0.97×0.96 =0.87
折算到电动机的功率为:
=(930×1.05)/(1000×0.87)=1.11 (kw)
电动机转速的选择
按推荐的两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比I(齿)=2~4和V带的传动比I(带)=3~5，则系统的传动比范围应为：
I = I齿×I带=（2~4）×（3~5）=6~20
n滚筒＝60×1000·V/（π·D）
=(60×1000×1.05)/（160·π）
　　 =125.4 r/min
所以电动机实际转速的推荐值为：
n =（6~20）125.4r/min=（752.4~2508）r/min
符合这一范围的同步转速为940r/min、1400r/min。
经查表有两种合适用的电动机，其技术参数及传动比的比较情况如下表：

方案
电动机
型号
额定功率
p/kw
电动机转速r/min
1
Y90L-4
1.5
1400
2
Y100L-6
1.5
940
综合考虑为使传动装置机构紧凑，选用同步转速1400r/min的电机。型号为Y90L-4功率1.5KW。
2．计算传动装置的总传动比和分配传动比
总传动比为 i = 1400/125.4 =11.6
分配各级传动装置传动比：V带传动比I=3
I 总=I轮齿×I带 I齿轮=11.6/3=3.7
3．计算传动装置的运动和动力参数：
（1）计算各轴的转速:
电机轴 n=1400 r/min
1轴 n= 1400/3=467r/min
2轴 n= 467/3.7 =126r/min
卷筒 n=126r/min
（2）各轴的输入功率
I轴上齿轮的输入功率:
P =1.11×0.95=1.07kw
II轴输入功率：
P =1.07×0.99×0.97=1.02kw
III轴输入功率：
P= 1.02×0.99×0.97=1kw
（3）各轴的转矩
电机轴 = 9550×1.11/1400=7.57N·m
1轴 =9550×1.11/455=21.80N·m
2轴 =9550×1.02/126=77.48N·m
卷筒 = 9550×1/126=77.48N·m

参数如下表：
轴号
转速r/min
功率kw
转矩N·m
电机轴
1400
1.11
7.57
1轴
467
1.07
21.80
2轴
126
1.02
77.48
卷筒
126
1
75.94

二．带传动的设计
1.　确定计算功率
查课本表8-7得：
,式中为工作情况系数， 为传递的额定功率,即电机的额定功率.
2.　选择带型号
查课本图8-11选用带型为Z型带．
3.　选取带轮基准直径
1）初选小带轮基准直径
查课本表8-6和表8-8取小带轮基准直径

在5～25m/s范围内，故V带合适
3）计算大带轮基准直径
查课本表8-8后取
4.　确定中心距a和带的基准长度
根据课本式8-20 ，初步选取中心距
所以带长,=
查课本表8-2选取基准长度得实际中心距

由8-24式得中心距地变化范围为438~485mm
5.　验算小带轮包角
，包角合适。
6.　确定v带根数z
1）计算单根V带额定功率
由和查课本表8-4得
传动比,查课本8-4得
查课本表8-2得
查课本表8-5,并由内插值法得=0.946
v带额定功率
2）带的根数

故选Z=5根带。
7.计算初拉力
由8-3得q=0.060kg/m，
单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为
8.计算作用在轴上的压轴力

三.齿轮的设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
已知传递功率=1.07kw,小齿轮转速小齿轮转速n1=467齿轮传动比，载荷平稳，空载启动，使用寿命10年，二班制工作，根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。小齿轮选用45钢调质，硬度为197～286HBS，大齿轮选用45号钢正火，硬度为156～217HBS，由表10.1选精度等级为7级。
初选选小齿轮齿数为 Z1=20 大齿轮齿数 Z2 = 3.7×20=74
2、按齿面接触疲劳强度设计
由由设计公式（10-9a）进行试算，即
（1）确定公式内的各计算数据
1)、试选Kt=1.3；
2)、；
3)、由课本表10-7选取Фd=1；
4)、由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳强度极限
大齿轮的解除疲劳强度极限
6）由课本式10-13计算应力循环次数

7）由课本图10-19取接触疲劳寿命系数KNH1=0.90，KNH2=0.95
8）计算接触疲劳许用应力
去失效概率1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得

（2）计算
1）试算小齿轮分度圆直径=35.644
2)、计算圆周速度
V==0.87m/s
3)、计算齿宽
b==35.67mm
4）计算齿宽和齿高的比
模数模数 m=d1t/d2t=39.67/20=2. mm
齿高h=2.45=5.898mm
=22.6/2.45=9.2
5)计算载荷系数
根据v=0..53m/s，7级精度，由课本图10-8查得动载荷系数KV=1.10
直齿轮
由课本表10-2查得使用系数
由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时
由，查得
故载荷系数
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10）得
mm
7） 计算模数m=2
8） 按齿根弯曲强度设计
由课本式（10-5）得弯曲强度计算公式
（1）确定公式内的各个计算数值
1）由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数,
3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得

4)计算载荷系数K

5)查取齿形系数
由表10-5查得 ，
6）查取应力校正系数
由表10-5查得 ,
7)计算大、小齿轮的

大齿轮的数值大
（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模式m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大少主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径（即模数）与齿轮的乘积有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.90并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度计算分度圆直径=39.67mm，算出小齿轮齿取=20
大齿轮齿数：
这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=20×2.=40mm
d2=z2m=73×2=146mm
（2）计算中心距
a=98mm
（3）计算齿宽

取B2=45mm B1=50mm
名称
符号
公式
齿1
齿2
齿数

20
73
分度圆直径

40
146
齿顶高

2
2
齿根高

2.5
2.5
中心距

98
齿宽

45
50

四．轴的设计
（一）Ⅱ轴的设计
1.轴上的功率、转速和转矩
P2=1.02KW，n2=126r/min，T 2=77480N
2.作用在齿轮上的力
切向力Ft2=2T2/d2=2×77480/146=1061N
径向力 Fr2=Ft2tan20°=424.4N
3.初定轴的最小直径
先按课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。
材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取
得=22.4mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，故先选联轴器。
联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩的变化很小，故=1.3,，则：

选择弹性柱销联轴器,型号为:LX3型联轴器,其公称转矩为:
半联轴器的孔径:=36mm ,故取:=36mm 半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:L1=60.
4、轴的结构设计
(1)轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位.
(2)确定轴各段直径和长度
<1>为了满足半联轴器的轴向定位要求,轴段右端需制出一轴肩,故取段的直径,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径,半联轴器与轴配合的毂孔长度:,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故段的长度应比略短,取:.
<2>初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承,参照工作要求并根据:.
由《机械设计课程设计》附录E，选取6209型轴承,尺寸:，轴肩
故d3=45mm，左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位,右端滚动轴承采用轴肩定位.取d4=56mm
<3>取安装齿轮处轴段的直径：，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为45mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取：L4=41,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度,取,则轴环处的直径：d5=56mm，轴环宽度：,取L5=13
<4>轴承端盖的总宽度为：,取：.
<5>取齿轮距箱体内壁距离为:，s=8mm,T=19mm
,
由于这是对称结构，算出L6=32mm
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.

(3)轴上零件的周向定位
齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接
1）齿轮与轴的连接
按查课本表6-1,得:平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为:37mm
为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;
2）半联轴器与轴的联接, 查课本表6-1，选用平键为:,半联轴器与轴的配合为: .
滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:.
(4)确定轴上圆角和倒角尺寸
参照课本表15-2,取轴端倒角为:,Ⅵ处圆角取R2，各轴肩处圆角半径取
(5)求轴上的载荷
在确定轴承的支点位置时,深沟球轴承的作用点在对称中心处，作为简支梁的轴的支撑跨距,据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面.
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度.

<1>作用在齿轮上的力
切向力Ft2=2T2/d2=2×77480/146=1061N
径向力 Fr2=Ft2tan20°=424.4N
<2>求作用于轴上的支反力
水平面内支反力:
垂直面内支反力:
<3>作出弯矩图
分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.

计算总弯矩:

<4>作出扭矩图:.
<5>作出计算弯矩图:,

<6>校核轴的强度
对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核.危险截面在A的左侧。
,

由表15-1查得，因此，故安全。
（二）Ⅰ轴的设计
1.轴上的功率、转速和转矩
P1=1.07KW，n1=467r/min，T 1=21080N
2.作用在齿轮上的力
切向力F=2×21080=3240N
径向力F=F3240=1179N
3.初定轴的最小直径
先按课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。
材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取A=110
d=18.91mm
初步估算轴的最小直径21.91mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=19.44mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=20mm。
4. 轴的结构设计
4、轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案
1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。
2）带轮与轴通过键链接，轴直径应该增加5，取=20mm根据B=（z-1）e+2*f=38mm则长度=60mm
3）缓冲补位，=24mm，长度=50mm
4）该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，该轴承有径向力，而轴向力为零，选用6006型轴承，尺寸为d*D*T=30*55*13,那么该段直接为=30mm，长度为=19mm
5）滚动轴承的定位轴肩。其直径应该小于滚动轴承的内圈外径，取=36mm，长度取=18mm.
6）齿轮轴段，齿轮的齿顶圆直径为48mm.分度圆直径为46mm。齿轮宽度为36mm，此段直径取48mm，长度为46mm。
7）滚动轴承的定位轴肩，其直径如第四段，=36mm,长度=18mm。
8）滚动轴承的安装出处，去轴径为=30mm，长度=19mm。
轴上零件的周边定位
齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d,键槽用键槽铣刀加工长为50mm，b×h=6×6 圆角R4，同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键，齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
此轴与高速轴受力载荷分布大致一样，且为低速轴，在轴径强度与高速轴同样，其强度及其应力符合安全范围。

五、齿轮尺寸计算
对于大齿轮：
根据课本图10-27
=50mm=dⅡ,dⅡ为Ⅱ轴安装大齿轮处的轴径。

d0=150-12×2=126mm
D2=0.3(D0-D3)=16mm
D1==103mm
C=0.3B=12mm

六. 轴承的选择及计算
1.轴承的选择：
轴承1：深沟球轴承6209
轴承2：深沟球轴承6006
2.校核轴承：
1）校核深沟球轴承6006，查《机械设计课程设计》表12-5得：
由课本表13-6，取

由于轴承只受径向力作用

对于球轴承，

按每年300个工作日，每天两班制，寿命为35年，所以合适

2）校核深沟球轴承6209，查《机械设计课程设计》表12-5得：
由课本表13-6，取

由于轴承只受径向力作用

对于球轴承，

按每年300个工作日，每天两班制，寿命为345年，所以合适

七、键连接的选择和校核
1.选择键联接的类型
一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.键的材料为钢，
2.轴Ⅰ与带轮相联处键的校核
键A：,单键
由课本式（6-1）得

故满足要求
3.轴Ⅱ与带轮相联处键的校核
1）齿轮与轴Ⅱ相联处
键A：,单键
由课本式（6-1）得

故满足要求
2）联轴器与轴1相联处
键A：b×h×L=6mm×6mm×50mm,单键
由课本式（6-1）得

故满足要求
因此，全部键满足要求。

八. 润滑密封设计

对于一级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用飞溅润滑，箱体内选用全AN150全耗损系统用油（GB443-1989），装至规定高度.
密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。

九、 参考文献

[1]陈易新. 机床设计指导书. 哈尔滨：哈尔滨大学出版社，1981.
[2]郑文伟. 吴克坚. 机械原理. 北京：高等教育出版社，1997.
[3]濮良贵， 纪名刚. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2001.
[4]周开勤. 机械零件手册.北京：高等教育出版社，2001.
[5]成大先. 机械设计手册. 北京：化学工业出版社，2000.
[6]成大先.机械设计手册.第三版第二卷.北京：化学工业出版社，2005.

目 录

第一章 总 论 1
一、项目提要 1
二、可行性研究报告编制依据 2
三、综合评价和论证结论 3
四、存在问题与建议 4
第二章 项目背景及必要性 5
一、项目建设背景 5
二、项目区农业产业化经营发展现状 11
三、项目建设的必要性及目的意义 12
第三章 建设条件 15
一、项目区概况 15
二、项目实施的有利条件 17
第四章 建设单位基本情况 19
一、建设单位概况 19
二、研发能力 20
三、财务状况 20
第五章 市场分析与销售方案 21
一、市场分析 21
二、产品生产及销售方案 22
三、销售策略及营销模式 22
四、销售队伍和销售网络建设 23
第六章 项目建设方案 24
一、建设任务和规模 24
二、项目规划和布局 24
三、生产技术方案与工艺流程 25
四、项目建设标准和具体建设内容 26
五、项目实施进度安排 27
第七章 投资估算和资金筹措 28
一、投资估算依据 28
二、项目建设投资估算 28
三、资金来源 29
四、年度投资与资金偿还计划 29
第八章 财务评价 30
一、财务评价的原则 30
二、主要参数的选择 30
三、财务估算 31
四、盈利能力分析 32
五、不确定性分析 33
六、财务评价结论 34
第九章 环境影响评价 35
一、环境影响 35
二、环境保护与治理措施 35
三、环保部门意见 36
第十章 农业产业化经营与农民增收效果评价 37
一、产业化经营 37
二、农民增收 38
三、其它社会影响 38
第十一章 项目组织与管理 40
一、组织机构与职能划分 40
二、项目经营管理模式 42
三、技术培训 42
四、劳动保护与安全卫生 43
第十二章 可行性研究结论与建议 46
一、可行性研究结论 46
二、建议 47

23