机械设计基础优秀课程设计优质报告书.docx

南通职业大学机械设计基础设计

机械设计课程设计说明书
课题名称 单级圆柱齿轮减速器
专 业 机电一体化（自动化设备方向）
姓 名 方春荣
学 号
指导老师 张佳兴
学期 第二学期

目录

一、 绪论 …………………3
二、 电动机选择 …………………4
三、 传动装置总传动比计算及传动比初步分配 …………………5
四、 初步计算传动装置运动学和动力学参数 …………………6
五、 齿轮传动设计 …………………6
六、 轴设计 ………………12
七、 滚动轴承选择 ………………21
八、 键选择和强度校核 ………………24
九、 联轴器选择 ………………25
十、 减速器润滑 ………………26
十一、 减速器箱体尺寸计算 ………………27

一、绪论

单级圆柱齿轮减速器，轮齿可做成直齿、斜齿和人字齿。直齿用于速度较低（v≦8m/s）、载荷较轻传动，斜齿轮用于速度较高传动，人字齿用于载荷较重传动中。箱体通常见铸铁做成，单件或小批生产有时采取焊接结构。轴承通常采取滚动轴承，重载或尤其高速时采取滑动轴承。

已知条件：

1、 运输带工作拉力 F=2400 v=1.2m/s (许可速度误差±5％)
2、 滚筒直径 D=300mm
3、 滚筒效率 η=0.96 （包含滚筒和轴承效率损失）
4、 工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳
5、 使用折旧期 8年
6、 工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35℃
7、 动力起源 电力，三相交流电，电压380/220V
8、 检验间隔期 四年一次大修，两年一次中修，六个月一次小修
9、 制造条件及生产批量 通常机械厂制造，小批量生产

二、电动机选择

1、 确定传动装置所需功率P P=FV/1000=2.88KW
确定传动装置效率
由表11-7查得：
一般V带传动效率 =0.96
一对滚动轴承效率 =0.99（球轴承，稀油润滑）
闭式圆柱齿轮传动效率 =0.97（8级）
弹性联轴器效率 =0.99
滚筒效率 =0.96
故传动装置总效率

2、 选择电动机
电动机所需最小名义功率 P0=P/n =3.32 电动机所需额定功率 Pe=1.3P0 =4.3
依据附表12-1选择Y132M2-6电动机，则
=5.5kw,=960 r/min,
所选电动机关键参数列于表10-1

表10-1 电动机关键参数
名称
符号
参数值
额定功率

5.5kw
满载转速

960r/min
伸出端直径
D
mm
伸出端安装长度
E
80mm
安装基础地脚螺栓距离

三、传动装置总传动比计算及传动比初步分配

1、总传动比德计算
滚筒转速 r/min
总传动比
2、传动比初步分配
V带传动比i≦5,单级圆柱直齿轮i≦5，通常情况V带传动比小于齿轮传动比，且总传动比等于V带传动比乘以齿轮传动比。
一般V带传动比 =3.4
齿轮传动比 =4.5
滚筒实际转速 r/min
传送带线速度
滚筒线速度误差

符合要求

四、初步计算传动装置运动学和动力学参数

1、电动机输出参数
=5.5kw
=960 r/min

2、高速轴Ⅰ参数

3、低速轴Ⅱ参数

4、滚筒轴参数

各轴转速、功率和转矩列于表10-2
表10-2 各轴运动学参数和动力学参数
轴名称
转速n/（r/min）
功率p/kw
转矩T/（）
电动机轴
960
5.5
54.7
高速轴Ⅰ
174.5
5.28
288.96
低速轴Ⅱ
38.78
5.07
1248.5
滚筒轴
38.78
4.82
186.98

五、齿轮传动设计

1、齿轮设计
（1）选择齿轮材料及热处理
小齿轮选择45钢，调质处理，硬度为299-286HBS
大齿轮选择45钢，调质处理，硬度为197-255HBS
（2）确定齿轮材料许用接触应力
① 试验齿轮接触疲惫极限应力
由图18-4 可知
② 齿轮疲惫强度最小安全系数 由表19-5 可得
⑷ 按齿面接触强度设计齿轮传动
① 作用在轴上扭矩
② 载荷系数K 由表18-18 可得 K=1.1
③ 齿宽系数
④ 齿轮材料弹性系数 由表18-19 可知
⑤ 节点区域系数
因为是斜齿圆柱齿轮传动，所以
⑥ 初选齿数和齿数比

齿数比
⑦ 选齿轮分度圆柱螺旋角β β=
⑧ 接触疲惫强度重合度系数
查图18-11 得接触疲惫强度重合度系数
⑨ 接触疲惫强度螺旋角系数
查图18-13 得齿面接触疲惫强度分度圆螺旋角系数
按齿面接触疲惫强度设计

=69.25mm
⑩ 确定传动关键参数
确定模数
（5）、确定中心距
①
② 其它关键尺寸

（6）、校核轮齿齿根弯曲疲惫强度
① 试验齿轮弯曲疲惫极限应力
由图18-7 得
② 齿根弯曲疲惫强度最小安全系数
由表19-15 可得
③ 齿根弯曲疲惫强度寿命系数
由图18-8 可得
④ 弯曲疲惫强度尺寸系数
由图18-9 可得
⑤ 许用弯曲疲惫应力

⑥ 齿形系数
查表18-20（用插入法）
⑦ 应力修正系数
查表18-21（用插入法）
⑧ 齿根弯曲疲惫强度重合度系数
查图18-12 可得
⑨ 齿根弯曲疲惫强度螺旋角系数
查图18-14 可得
⑩ 校核齿根弯曲疲惫强度

（7）、齿轮参数和几何尺寸
表10-3 齿轮参数及几何尺寸

参数或几何尺寸
符号
小齿轮
大齿轮
法面模数

3
3
法面压力角

法面齿顶高系数

1
1
法面顶隙系数

0.25
0.25
分度圆柱螺旋角
β

齿数
Z
22
75
齿顶高

2
2
齿根高

2.5
2.5
分度圆直径
d
66.8
309.8
齿顶圆直径

70.8
313.8
齿根圆直径

61.8
305.8
齿宽
b
60
55
传动中心距
a
196.4
（8）、确定齿轮精度等级
齿轮圆周速度
应选8级。
（9）、小齿轮采取齿轮轴，大齿轮采取铸造空板式。

六、轴设计

1、轴Ⅰ设计
（1）、已经确定运动学和动力学参数

（2）、轴材料选择并确定许用弯曲应力
由表13-10 选择45钢，调质处理，硬度为217-255HBS，弯曲应力
（3）、按扭矩强度概略计算轴最小直径
由表5-1 可得 A=107-118
因为轴Ⅰ受到弯曲较大而受到扭矩较小，故取A=115。

因为其截面上开有一个键槽，故将轴径增大5％。

因为A型一般V带带轮轴孔直径为30mm,故取
（4）、设计轴结构并绘制轴结构草图

1.轴结构分析
因为齿轮1尺寸较小,故高速轴设计成齿轮轴.所以.轴承只能从轴两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装大带轮，选择
一般平键，A型，b x h=10mm x 8mm,(GB/T1096-),槽深 t=5mm,长L=50mm,定位轴肩直径为44mm,轴径需磨削，故应设计砂轮越程槽。
2.预选滚动轴承并确定各轴段直径。
轴关键是承受径向载荷，所受轴向力较小，所以拟选择深沟球轴承6309，尺寸，和滚动轴承相配合为，定位轴肩直径为
3.和左端轴承端盖相关轴段尺寸
轴承端盖厚度为，带轮端面和轴承端盖螺钉头距离，该轴段直径为。
4.确定各轴段长度
尺寸以下：
5.弯曲-扭转组合强度校核。（图见附页1）
（1），画高速轴受力图
图10-3a所表示为高速轴受力图，图10-3b,c所表示分别为水平平面（H平面）和垂直平面（V平面）受力图。
（2），计算作用在轴上力
齿轮1所受圆周力
齿轮1所受径向力 齿轮1所受轴向力
带传动压轴力（属于径向力）
(3).计算作用于轴上支座反力
水平平面内：
即：

即：
校核
则
无误。
垂直面平面内
即:

即

校核
无误。
（4），绘制水平平面弯矩图（图10-3d）

（5），绘制垂直平面弯矩图（图10-3e）

(6),绘制合成弯矩图（图10-3f）

(7),绘制扭矩图（图10-3g）

(8),绘制当量弯矩图（图10-3h）

(9)确定轴危险截面并校核轴强度。（图见图10-3）
截面B：
截面C:
所以，高速轴弯曲强度足够。其实，截面B是安装轴承，有
箱体支承，轴不轻易在此弯曲。
2, 低速轴设计
（1）轴材料选择并确定许用弯曲应力
由表13-10选择45钢，调质处理，硬度为217～255HBS,许用弯曲应力
（2）按扭转强度概略计算轴最小直径
查表5-1，A=107～118。因为低速轴受到弯矩较小而受到扭矩较大，故取A=107。

因为最小轴段直径安装联轴器，其截面上开有一个1个键槽，故将轴径增大5%。

故取标准直径
(3)设计轴结构并绘制轴结构草图

1.轴结构分析
低速轴设计成一般阶梯轴，轴上齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴另一端装入和拆卸。轴伸出端安装联轴器初选HL4型弹性柱销联轴器（GB/T5014—1995）,公称转矩为,许用转速，Y型轴孔（圆柱型），孔直径，轴孔长度，总长度L=112mm。联轴器和轴连接选择普平键，A型， (GB/T 1096—),槽深t=5.5mm,长L=70mm；轴段直径为，长为80mm，定位轴肩为。和轴承配合轴颈直径为，需磨削，故应设计砂轮越程槽齿轮和轴配合轴头直径为，配合为k6，定位轴肩直径为，宽度b=15mm；齿轮和轴之间用一般平键连接，A型， (GB/T 1096—),槽深t=7mm,长L=55mm。轴上两个键槽部署在同一母线方向上。
2.预选滚动轴承并确定各轴段直径
因为轴关键是承受径向载荷，所受轴向力较小，所以拟选择深沟球轴承6212，尺寸，和滚动轴承相配合轴颈为，配合为k6,定位轴肩直径为。
3.确定和右轴承端盖相关轴段尺寸
轴承端盖厚度为40mm,联轴器和轴承端盖螺钉头距离，该轴段直径为。
4.确定各轴段长度并绘制低速轴结构草图（图10-6）
图10-6 低速轴结构草图
(5)按弯曲-扭转组合强度校核（图见附页2）
① 画低速轴受力图
图10-7a所表示为低速轴受力图，图10-7b、c所表示分别为水平平面和垂直平面受力图。
② 计算作用在轴上力
齿轮2所受圆周力
齿轮2所受径向力
齿轮2所受轴向力 。
③ 计算作用于轴上支座反力
水平平面内

校核

无误
垂直面平面内

校核

无误
④ 绘制水平平面弯矩图（图10-7d）
（本图为示意图，未按百分比绘制；弯矩单位为N·mm）
图10-7 低速轴受力分析

⑤ 绘制垂直平面弯矩图（10-7e）

⑥ 绘制合成弯矩图（图10-7f）

⑦ 绘制弯矩图（图10-3g）

⑧ 绘制当量弯矩图（图10-3h）

⑨ 确定轴危险截面并校核轴强度
由轴结构图和当量弯矩图能够判定，轴截面C处当量弯矩最大，是轴危险截面。

七、滚动轴承选择

1、高速轴滚动轴承
（1）作用在轴承上载荷

(2) 选择滚动轴承型号
前面已经选择滚动轴承6309，关键承受径向载荷，同时也能承受一定轴向载荷。因为工作温度不太高，支点跨距较短，轴拟采取两端单向固定式支承结构。
(3) 计算轴承当量动载荷
轴承A
因为

轴承B
因为

(4)校核滚动轴承寿命
因为轴承B受当量动载荷较大，故对轴承B进行校核。
由表10-5和表10-6可分别查得（工作温度低于100℃），轴承工作寿命按2年计算，则
表10-5 动载荷系数

载荷性质
无冲击或轻微冲击
中等冲击
强烈冲击
动载荷系数
1.0～1.2
1.2～1.8
1.8～3.0

表10-6 温度系数。
轴承工作温度/℃
≤100
125
150
175
200
225
250
300
350
温度系数
1
0.95
0.90
0.85
0.80
0.75
0.70
0.60
0.50

所以，高速轴轴承工作寿命足够。
2、低速轴滚动轴承
（1）作用在轴承上载荷

(2) 选择滚动轴承型号
前面已经选择滚动轴承6212，关键承受径向载荷，同时也能承受一定轴向载荷。因为工作温度不太高，支点跨距较短，轴拟采取两端单向固定式支承结构。

(3) 计算轴承当量动载荷
轴承A
因为

轴承B
因为

(4)校核滚动轴承寿命
因为轴承B受当量动载荷较大，故对轴承B进行校核。
由表10-5和表10-6可分别查得（工作温度低于100℃），轴承工作寿命按2年计算，则

所以，高速轴轴承工作寿命足够。

八、键选择和强度校核

(1)高速轴和带轮配合处键连接
高速轴和带轮配合选择A型一般平键，由附表14-29查得
键工作长度
带轮材料为铸铁，可求得键连接挤压应力。
键连接工作面挤压应力

(2),低速轴和齿轮2配合处键连接
低速轴和齿轮2配合选择A型一般平键，由附表14-29查得
键工作长度
齿轮材料为钢，由机械设计手册相关表格可求得键连接挤压应力。
键连接工作面挤压应力

(3), 低速轴和联轴器配合处键连接
低速轴和联轴器配合选择A型一般平键，由附表14-29查得
键工作长度
齿轮材料为钢，由机械设计手册相关表格可求得键连接挤压应力。
键连接工作面挤压应力

九、 联轴器选择

1、 计算载荷
依据表15-8查得载荷系数K=1.1
计算转矩
2、 选择联轴器型号
轴伸出端安装联轴器依据表15-6初选为HL4型弹性柱销联轴器（GB/T5014-）,公称转矩，许用转矩，Y型轴孔（圆柱型），孔直径d=50mm,轴孔长度，总长度L=112mm。

十、 减速器润滑

1、齿轮传动润滑
因为齿轮圆周速度

所以，齿轮传动油浴润滑，选择工业闭式齿轮轴L-CK68（GB/T5903-1995）。
齿轮浸油深度以低速级齿轮21/6半径为宜(高速级齿轮1大约浸油1个齿高)。
2、滚动轴承润滑
高速轴
低速轴
故高速轴及低速轴轴承均采取润滑脂润滑，参考附表选择钠基润滑脂3号(L-XACMGA3)(GT/T492-1989)。

十一、减速器箱体尺寸计算
查表4-1，计算确定减速器箱体关键尺寸见表10-7。
表10-7 减速器箱体关键尺寸

符号
名称
尺寸

箱座壁厚

箱盖壁厚

箱座凸缘厚度

箱盖凸缘厚度

箱底座凸缘厚度

，
地脚螺栓直径和数目

轴承旁连接螺栓直径

箱盖和箱座连接螺栓直径

轴承端盖固定螺钉直径

n’
轴承端盖固定螺钉数目

m
箱座加强筋厚度

箱盖加强筋厚度

检视孔盖螺钉直径

箱体外壁至螺栓中线距离