学位论文-—单级直齿圆柱齿轮减速器课程设计.doc

焦作大学机电工程学院
机械设计基础课程设计说明书

设计题目：单级直齿圆柱齿轮减速器

专 业：机械制造与自动化
班 级：
设 计 者：
指导教师：

机械制造与自动化教研室
2010年12月

本组简介

本 组：
组 长：
成 员：
设计任务分配：
设计内容
设计者
页码
总体设计

5~8
传动零件的设计与校核（含零件图）

8~12
轴的设计与校核（含零件图）

12~16
键的选择与校核

16~18
轴承的选择

18~18
联轴器的选择

19~19
箱体的设计

19~19
总装图的绘制

排版

总结

20~20

目 录

　　一、设计任务书 …………………………………………………………………4
　　二、总体设计………………………………………………………………………5
　　（一）、电动机的选择…………………………………………………………5
（二）、传动比分配……………………………………………………………6
　　（三）、传动装置的运动和动力参数……………………………………7
　　三、传动零件的计算………….………………………………………………8
齿轮传动设计……………………………………………………………………8
　　四、轴的设计……………………………………………..………………………12
　　（一）轴的材料选择和最小直径估计 ……………………………… 12
　　（二）轴的结构设计与校核………………………………………………14
　　五、键的选择和校核…………………………………………………………16
　　六、滚动轴承的选择和校核………………………………………………18
　　七、联轴器的选择 ……………………………………………………………19
　　八、箱体的设计 ………………………………………………………………19
设计小结 ………………………………………………………………………20
　　 参考文献 ………………………………………………………………………21

设计任务书
一工作简图

图1 单级直齿圆柱齿轮减速器齿轮传动设计
二、原始数据
输送带拉力（F/N）：2100
输送带速度v(m/s)：1.6
滚筒直径D（mm）：400
齿轮、轴及键的材料： 45钢
箱体材料：铸铁
三、工作条件：
一班制连续单向运转，载荷平稳，室内工作；工作年限5年；最高工作温度100℃。

二、总体设计
2.选择电动机功率
工作所需的电动机输出功率为
=
=
所以 =
由电动机至工作之间的总效率（包括工作机效率）为
=
, , , , , 分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动，联轴器，卷筒轴的轴承及卷筒的效率。
取=0.96 =0.99 =0.97 =0.97 ,=0.98 =0.96 ，
则=0.96×0.99×0.97×0.97×0.98×0.96=0.859
所以=
=kw
=3.91 kw
3.确定电动机转速
卷筒轴工作转速
=
=
=76.4 r/min
按推荐的合理传动比范围，取V代传动的传动比=2~4, 单级齿轮传动比=3~5，则合理总传动比的范围为=6~20，故电动机的可选范围为
d==(6~20) ×78.4=（458~1528）r/min
故选 Y 132 M1-6 =4kw
电动机转速为 同步转速 1000 r/min
满载转速 960 r/min
（二）传动比的分配
总传动比 i=
=
=12.57
总传动比为 12.57
带传动比 3.14
齿轮传动比 4
(三)传动装置的运动和动力参数
运动和动力参数的计算结果列表结果列于下表：

轴
名
参

电动机轴
I轴
II轴
卷筒轴
转速n/(r/min)
960
305.7
76.4
76.4
输入功率P/kw
3.91
3.75
3.53
3.36
转矩T（N/m）
38.90
117.25
441.41
420
传动比
3.14
4
1
效率
0.96
0.94
0.95

计 算 及 说 明
结 果
三、传动零件的计算
（二）齿轮传动设计
由于是没有特殊要求的传动，选择一般材料。由表17.8.2选取：小齿轮45号钢调质，齿面硬度HBS1=230;
大齿轮45号钢正火，齿面硬度HBS2=200
由于齿面硬度HBS<350,又是闭式传动，故按齿面接触强度设计，按齿根弯曲强度校核。

小齿轮45号钢调质，齿面硬度HBS1=230;
大齿轮45号钢正火，齿面硬度HBS2=200
按齿面接触强度设计
a≥48.5(i+1) (mm)
由于传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25倍。即K=1.25
对于一般的减速器，选=0.4
=9.55×
=9.55××
=1.17×（N·㎜）
由图17.10.4查取：=570（MPa）；
=390（MPa）
由表17.10.2取：=1.1
===518.8(MPa)
===355(MPa)
取两者较小值代入接触疲劳强度公式设计
a≥48.5(i+1)
=48.5(4+1)=217.88（㎜）
拟取中心距a=218㎜。
则模数：ｍ＝（0.007~0.02）a=(1.53~4.36) ㎜
查表17.4.1，取m=4㎜
齿数=22；

（㎜）故合适
按齿根弯曲强度校核

由表17.10.1查得：=2.72, =1.57
=2.216, =1.778
∵a=220㎜，㎜∴b=×a=0.4×220=88（㎜）
由图17.10.2查得：=215MPa，=165MPa
由表17.10.2查得： =1.4
==（MPa）
==117.86（MPa）
=
==40.3（MPa）＜
=
==37.2（MPa）＜
计算齿轮的圆周速度
m/s
由表17.6.3可知，可选8级精度
分度圆直径
㎜
㎜
齿顶圆直径
㎜
㎜
齿根圆直径
㎜
㎜
全齿高
㎜
㎜
㎜
齿宽

㎜， 取=94㎜
跨侧齿数k

公法线长度W
=38.651㎜
=146.385㎜
由设计指导书查得公法线长度的上下偏差值
因此

小齿轮与轴做成一体为齿轮轴结构；大齿轮采用锻造轮辐式结构。

K=1.25

=0.4

=1.17×（N·㎜）

=1.1

=518.8(MPa)

=355(MPa)

a=218㎜
m=4
=22
=88

a=220（㎜）合适

取b=88㎜

=1.4
=153.57(MPa)
=117.86(MPa)

强度足够

8级精度合适

㎜
㎜
㎜
㎜
㎜
㎜

h=9㎜

=94㎜
=88㎜

四、轴的设计

（一）从动轴的设计与校核
（1）选择轴的材料，确定许用应力。
选45钢，正火处理，查表11.1.1（轴的常用材料及力学性能）得到其硬度为170~217HBS，抗拉强度为600MPa，查表11.5 .3（轴的许用弯曲应力）得到许用弯曲应力为55MPa。
（2）计算该轴最小直径。
查表11. 5.1（常用材料的[τ]値和C値）得到C=115，因此有
d≥C=115mm=41.3 mm
考虑该段轴上有键槽，拟取d=45 mm
（3）对轴进行结构设计。
考虑轴上零件的位置和固定方式，以及结构工艺性，按比例绘制出轴及轴系零件的结构草图。
轴的具体结构设计过程及结果如下：
①确定轴上零件的位置和定位、固定方式。由于是单级齿轮减速器，应把齿轮布置在箱体内壁的中间，轴承对称布置在齿轮的两边，轴的外伸端安装联轴器。
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。两端轴承分别靠轴肩、套筒实现轴向定位和固定，靠过盈配合实现周向固定。轴通过两端轴承盖实现轴向定位。联轴器靠轴肩、平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向固定。
②确定各轴段的直径。外伸端直径为45mm。为了使联轴器能轴向定位，在轴的外伸端应设计出一个轴肩。因轴承也要安装在这一轴段上，所以，通过右端轴承盖的这一轴段应取直径55mm。考虑到便于轴承装拆，与透盖毡圈接触的轴段(公差带取f7)比安装轴承的轴段直径（该处直径的公差带是按轴承的标准选取的，为k6）略小，取为52 mm。按要求，查轴承的标准手册选用两个6211型的深沟球轴承，故安装左端轴承的轴段直径也是55 mm。为了便于齿轮的装配，齿轮处的轴头直径为60 mm。用于齿轮定位的轴环直径为70 mm。查轴承标准得，轴肩所在轴段的直径为70mm，轴肩圆角半径取1 mm，齿轮与联轴器处的轴环、轴肩的圆角半径取1.5 mm。
③确定轴的各段长度。齿轮轮毂的宽度为88 mm，故取齿轮处轴头的长度为86 mm。由轴承的标准手册查得6211型轴承的宽度为21 mm，因此左端轴颈的长度为19 mm。齿轮两端面、轴承端面应保持一定的距离，取为15 mm，右侧穿过透盖的轴段的长度取为68 mm。联轴器处的轴头长度按联轴器的标准长度取70 mm。由图11.5.8可知轴的之跨距为L=139 mm。
（4）校核的强度。
①绘制轴的计算简图，如图(a)所示。
②绘制水平面内弯矩图，如图（b）所示。

两支承端的约束力为
====1332.4（N）
截面C处的弯矩为
==1332.4×=926（N.m）
③绘制垂直面内弯矩图，如图(c)。
两支承端的约束反力为
====484.95(N)
截面C处的弯矩为
=.=1332.4×=33.70(N.m)
④绘制合成弯矩图，如图(d)。
截面C的合成弯矩为：
=+=+=98.54(N.m)
⑤绘制扭矩图，如图（e）。
齿轮与联轴器之间的扭矩为：
T=9550=9550×=441.4(N.m)
⑥绘制当量弯矩图，如图（f）。
因为轴为单向转动，所以扭矩为脉动循环，折合系数为α≈0.6,危险截面C处的弯矩为:
=＋=＋=282.6(N.m)
⑦计算危险截面C处满足强度要求的轴径：
由弯扭组合强度校核强度公式

D≥=51mm
由于C处有键槽，故将轴径加大5%，即51mm×1.05=54mm。而结构设计草图中，该处的轴径为60 mm，故强度足够。
⑧绘制轴的工作图（见A3图纸中从动轴的零件图）。
（二）主动轴（齿轮轴）的设计与校核
（1）选择轴的材料，确定许用应力。
选45钢，正火处理，查表11.1.1得到其硬度为117-217HBS，抗拉强度为600MPa，查表11.5 .3得到许用弯曲应力为55MPa。
（2）计算该轴最小直径。查表11. 5.1得到C=115，因此有
d≥C=115mm=26.5 mm
考虑该段轴上有键槽，拟取d=30 mm
（3）对轴进行结构设计。
考虑轴上零件的位置和固定方式，以及结构工艺性，按比例绘制出轴及轴系零件的结构草图。
轴的具体结构设计过程及结果如下：
① 确定轴上零件的位置和定位、固定方式。
由于是单级齿轮减速器，应把齿轮布置在箱体内壁的中间，轴承对称布置在齿轮的两边，轴的外伸端安装联轴器。
齿轮靠轴环实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两端轴承靠轴肩实现轴向定位和固定，靠过盈配合实现周向固定。轴通过两端轴承盖实现轴向定位。联轴器靠轴肩、平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向固定。
②确定各轴段的直径。
外伸端直径为30mm。为了使联轴器能轴向定位，在轴的外伸端应设计出一个轴肩。因轴承也要安装在这一轴段上，所以这一轴段应取直径50mm。考虑到便于轴承装拆，与透盖毡圈接触的轴段(公差带取f7)比安装轴承的轴段直径（该处直径的公差带是按轴承的标准选取的，为k6）略小，取为42 mm。按要求，查轴承的标准手册选用两个6210型的深沟球轴承，故安装左端轴承的轴段直径也是50 mm。查轴承标准得，左端轴承处的轴肩所在轴段的直径为50mm，轴肩圆角半径取1 mm，齿轮与联轴器处的轴环、轴肩的圆角半径取1.5 mm。
③确定轴的各段长度。
齿轮宽度为94 mm。取齿轮两侧的轮毂直径为55mm,其伸出长度都为12.5mm。由轴承的标准手册查得6210型轴承的宽度为20 mm，因此左端轴颈的长度为20 mm。右侧穿过透盖的轴段的长度取为58 mm。联轴器处的轴头长度按联轴器的标准长度取60 mm。由图11.5.8可知轴的之跨距为L=139mm。
（4）校核的强度。
①绘制轴的计算简图，如图(a)所示。
②绘制水平面内弯矩图，如图（b）所示。
两支承端的约束力为
====1332.4（N）
截面C处的弯矩为
==1332.4×=92.6（N.m）
③绘制垂直面内弯矩图，如图(c)。
两支承端的约束反力为
====484.95(N)
=.=489.95×=33.70(N.m)
④绘制合成弯矩图，如图(d)。
截面C的合成弯矩为：
=+=
+=98.54(N.m)
⑤绘制扭矩图，如图（e）。
齿轮与联轴器之间的扭矩为：
T=9550=9550×=117.25(N.m)
⑥绘制当量弯矩图，如图（f）。
因为轴为单向转动，所以扭矩为脉动循环，折合系数为α≈0.6,危险截面C处的弯矩为:
=＋
=＋=121(N.m)
⑦计算危险截面C处满足强度要求的轴径：
由弯扭组合强度校核强度公式

D≥=28mm
由于C处有键槽，故将轴径加大5%，即28mm×1.05=29.4mm。而结构设计草图中，该处的轴径为55 mm，故强度足够。
五、键的选择和校核
(一)键的设计
1.条件：
45号刚[τ]=60MPa 由轴颈d可确定键的两尺寸b和h
根据挤压强度公式得：
σ………………………①
……………………②
…………………………… ③
将③代入②得：
………………………………④
L…………………………………⑤
2.轴颈d=30mm , 传递的转矩M=117.25N•M
选材：45号刚[τ]=60MPa; =100MPa
由轴颈d=30mm,查手册得：键的尺寸为键宽b=10mm ，键高h=8mm
代入⑤ 式得
L19.54mm
拟取：键长L=22mm
（二）计算键受到的作用力F:
由M=F
得;F=
(三)校核抗剪强度
计算剪切力F
由截面法得：A
抗剪强度[τ]= [τ]=60MPa
(四)校核抗挤压强度；
1.计算挤压作用力F
2.计算挤压面面积A
A=
3.计算挤压工作应力σ
σ=
所以键足够用
（五）同理 当轴颈d=45mm时 b=14mm h=9mm拟取L=45
F
A
τ=
F
A
σ
故键足够用
（六）M=441.41N •M 转径d=60mm b=18mm h=11mm拟取L=50mm
F
A
τ
F
A
σ
故所选键可用.
六．轴承设计与校核：
1、选材45号钢回火处理
2、选型深沟球轴承（6210和6211）
3、轴承的校核
(1)前提条件如下：
a.轴Ⅰ上选用的轴承为两个6210型的深沟球轴承，对应的轴径为50mm；
b.轴Ⅱ上选用的轴承为两个6211型的深沟球轴承，对应的轴径为55mm
且两种型号的轴承具有相同的径向载荷（Fr），而不受轴向力.
有法向力公式
Fn===2835.8N
Fr===1418N
c.两个轴上轴承所受当量动载荷（P）相同，对应的工作转速分别n1=305.7r/min和n2=76.4r/min。
由于不受轴向力所以，当量动载荷为：
P=Fr=1418N
由轴承寿命计算公式：
Cr=
上式中载荷系数 =1.5（查表12.3.3）.由温度系数=1，得两轴承径向工作载荷值分别为：
Cr1=
Cr2=
2)查手册选的两轴上的轴承型号分别为6210和6211，其对应的额定动载和极限转速(Cr)分别为35.0KN、43.2KN和6700r/min、6000r/min
校核分别如下：
Cr1=19.77KN<35.0KN
Cr2=12.46KN<43.2KN
n1=305.7r/min<6700r/min
n2=76.4r/min<6000r/min
故符合强度和转速要求。

七、联轴器的选择
（1）、前提条件：此联轴器对应的轴径D=45mm
（2）、类型选择：弹性套柱销联轴器，
其型号：LT8联轴器 GB/T4323

八、装配图设计见ＣＡＤ图纸

各种零件图及装配图见ＣＡＤ图

结果
45钢，正火处理
硬度为170~217HBS
抗拉强度为600MPa许用弯曲应力为55MPa

d=45 mm

45钢，正火处理
硬度为117-217HBS
抗拉强度为600MPa
许用弯曲应力为55MPa
C=115
拟取d=30 mm

强度足够

45号刚[τ]=60MPa

拟取：键长L=22mm

F=7816.67

键足够用

拟取L=45

键足够用

拟取L=50mm

键足够用

45号钢回火处理
选型深沟球轴承（6210和6211）

符合强度和转速要求

联轴器对应的轴径D=45mm
弹性套柱销联轴器
其型号：LT8联轴器
GB/T4323

设计小结
1、带和齿轮传动比的分配要合理，一般齿轮的传动比i<4.5，且i带<I齿。
2、对于闭式齿轮在设计计算时，齿面硬度时，应按面接触疲劳强度设计齿轮尺寸，而后用齿根弯曲疲劳强度校核； 时，按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮尺寸，用接触疲劳强度校核。
3、对于是否设计成齿轮轴的问题，要考虑吃顶圆直径是否小于轴孔直径的2倍，若小于时应将齿轮与轴制成一体，即齿轮轴。
4、在轴的设计过程中，拟订出轴的最小直径后，对轴结构设计时，拟定轴肩直径的相差范围应在5mm-10mm内；再要安装轴承的轴段定轴径还要考虑标准轴承的内径値。
5、轴的受力为弯扭组合，强度校核时要按照强度理论分析。
6、键的设计可以用挤压强度订出键长L的范围，在范围内取值后再用剪切应力校核。
7、轴承在校核时要考虑其额定动载荷以及极限转速。
8、联轴器的选择主要考虑是否要求具有补偿相对位移的能力。
9、在绘制零件与装配图时要注意绘图方法及标注细节问题。

参考书目

1 陈立德主编. 机械设计基础课程设计指导书.高等教育出版社，2008.2
2马雪洁主编。机械工程设计基础，大象出版社，2007.、9
3 赵云岭主编，工程制图，中国电力出版社，2008、8
4 王灵珠主编，AutoCAD 2008 机械制图使用教程，机械工业出版社，2009/9
5 陈于萍 周兆元主编，互换性与测量技术基础第二版，机械工业出版社，2010/1
6 吕广庶 张远明主编，工程材料及成形技术基础，高等教育出版社，2001/9
7 吴宗泽主编，机械零件设计手册，机械工业出版社，2004
8 浙江大学机械零件教研室，机械零件课程设计，浙江大学出版社，1983

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