单级齿轮减速器说明书.pdf

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1、-减速器设计说明书-系别：专业班级：姓名：学号：指导教师：职称：-可修编.-目 录第一章设计任务书 11.1 设计题目 11.2 设计步骤 1第二章传动装置总体设计方案 12.1 传动方案 12.2 该方案的优缺点 1第三章选择电动机 23.1 电动机类型的选择 23.2 确定传动装置的效率 23.3 选择电动机容量 23.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比 3第四章计算传动装置运动学和动力学参数 44.1 电动机输出参数 44.2 高速轴的参数 44.3 低速轴的参数 44.4 工作机的参数 4第五章普通 V 带设计计算 5第六章减速器齿轮传动设计计算 96.1 选精度等级、材料及齿数

2、96.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 96.3 确定传动尺寸 116.4 校核齿面接触疲劳强度 116.5 计算齿轮传动其它几何尺寸 126.6 齿轮参数和几何尺寸总结 13第七章轴的设计 147.1 高速轴设计计算 147.2 低速轴设计计算 20第八章滚动轴承寿命校核 268.1 高速轴上的轴承校核 268.2 低速轴上的轴承校核 27第九章键联接设计计算 289.1 高速轴与大带轮键连接校核 289.2 低速轴与大齿轮键连接校核 28-可修编.-9.3 低速轴与联轴器键连接校核 28第十章联轴器的选择 2810.1 低速轴上联轴器 28第十一章减速器的密封与润滑 2911.1 减速器的密封

3、2911.2 齿轮的润滑 2911.3 轴承的润滑 29第十二章减速器附件 3012.1 油面指示器 3012.2 通气器 3012.3 放油塞 3012.4 窥视孔盖 3112.5 定位销 3112.6 起盖螺钉 32第十三章减速器箱体主要结构尺寸 32第十四章设计小结 33参考文献 33-可修编.-第一章设计任务书1.1 设计题目一级直齿圆柱减速器，拉力 F=2300N，速度 v=1.1m/s，直径 D=350mm，每天工作小时数：16 小时，工作年限（寿命） ：10 年，每年工作天数：300 天，配备有三相交流电源，电压 380/220V。1.2 设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动

4、机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.普通 V 带设计计算6.减速器内部传动设计计算7.传动轴的设计8.滚动轴承校核9.键联接设计10.联轴器设计11.润滑密封设计12.箱体结构设计第二章传动装置总体设计方案2.1 传动方案传动方案已给定，前置外传动为普通V 带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。2.2 该方案的优缺点由于 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，-可修编.-大幅降低了成本。一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，

5、 因而沿齿向载荷分布均匀， 相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y 系列三相交流异步电动机第三章选择电动机3.1 电动机类型的选择按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y 型。3.2 确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：1=0.99滚动轴承的效率：2=0.99V 带的效率：v=0.96闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98工作机的效率：w=0.963.3 选择电动机容量工作机所需功率为电动机所需额定功率:工作转速：经查表按推荐的合理传动比范围，V 带传动比范围为：24，一级圆柱齿轮传动比范围为：35，因此理论传动比范围为：620。可选择的电动机转

6、速范围为 nd=ianw=(620)60.05=360-1201r/min。 进行综合考虑价格、 重量、 传动比等因素， 选定电机型号为： Y132S-6-可修编.-的三相异步电动机， 额定功率 Pen=3kW， 满载转速为 nm=960r/min， 同步转速为 nt=1000r/min。方案1234电机主要外形尺寸图 3-1电动机电机型号Y132M-8Y132S-6Y100L2-4Y100L-2额定功率(kW)3333同步转速(r/min)满载转速(r/min)75010001500300071096014302880中心高H132外形尺寸LHD475315地脚安装尺寸AB216140地脚螺

7、栓孔直径K12轴伸尺寸DE3880键部位尺寸FG10333.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速 nm 和工作机主动轴转速 nw，可以计算出传动装置总传动比为：（2）分配传动装置传动比取普通 V 带的传动比：iv=3.5-可修编.-减速器传动比为第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1 电动机输出参数4.2 高速轴的参数4.3 低速轴的参数4.4 工作机的参数-可修编.-各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称电机轴高速轴低速轴工作机转速 n/(r/min)960274.2960.0260.02功率 P/kW2.912.792.712.52转矩 T/(N

8、mm)28948.4497139.89431197.93400966.34第五章普通 V 带设计计算(1)确定计算功率 Pca由表查得工作情况系数KA=1.1，故(2)选择 V 带的带型根据 Pca、n1 由图选用 A 型。(3)确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径 dd1=75mm。2）验算带速 v。按式验算带的速度(4)计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径根据表，取标准值为 dd2=250mm。(5)确定 V 带的中心距 a 和基准长 Ld 度根据式，初定中心距 a0=490mm。由式计算带所需的基准长度-可修编.-由表选带的基准

9、长度 Ld=1550mm。按式计算实际中心距 a。按式,中心距的变化范围为489-558mm。(6)验算小带轮的包角a(7)计算带的根数 z1）计算单根 V 带的额定功率 Pr。由 dd1=75mm 和 n1=960r/min,查表得 P0=0.51kW。根据 n1=960r/min，i=3.5 和 A 型带，查表得P0=0.112kW。查表得 K=0.951，表得 KL=0.98，于是取 6 根。(8)计算单根 V 带的初拉力 F0由表得 A 型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以(9)计算压轴力 Fp-可修编.-带型AV 带中心距包角1带基准长度 Ld单根 V 带初拉力压轴力512

10、mm160.421550mm116.74N1380.48N小带轮基准直径 dd175mm大带轮基准直径 dd2250mm带的根数带速(10)带轮结构设计（1）小带轮的结构设计小带轮的轴孔直径 d=38mm因为小带轮 dd1=75因此小带轮结构选择为实心式。因此小带轮尺寸如下：6 根3.77m/sL=2.0dB（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）小带轮结构图图 5-1小带轮结构图-可修编.-（2）大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径 d=28mm因为大带轮 dd2=250mm因此大带轮结构选择为孔板式。因此大带轮尺寸如下：大带轮结构图图 5-2大带轮结构图-可修编.-第六章减速器齿轮传动

11、设计计算6.1 选精度等级、材料及齿数(1)由选择小齿轮 40Cr（渗碳淬火） ，齿面硬度 4855HRC，大齿轮 40Cr（渗碳淬火） ，齿面硬度 4855HRC(2)选小齿轮齿数 Z1=27，则大齿轮齿数 Z2=Z1i=274.57=124。实际传动比 i=4.593(3)压力角=20。6.2 按齿根弯曲疲劳强度设计(1)由式（10-7）试算模数，即1)确定公式中的各参数值。a.试选 KFt=1.3b.由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yc.计算 YFaYSa/F由图 10-17 查得齿形系数由图 10-18 查得应力修正系数由图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极

12、限分别为由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得-可修编.-两者取较大值，所以2)试算齿轮模数(2)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备a.圆周速度b.齿宽 bc.齿高 h 及齿宽比 b/h2)计算实际载荷系数 KF根据 v=0.775m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.065查表 10-3 得齿间载荷分配系数KF=1.1由表 10-4 用插值法查得 KH=1.315，结合 b/h=12 查图 10-13，得 KF=1.061。-可修编.-则载荷系数为3)由式（10-13） ，按实际载荷系数算得的齿轮模数取 m=

13、2mm4)计算分度圆直径6.3 确定传动尺寸(1)计算中心距(2)计算小、大齿轮的分度圆直径(3)计算齿宽取 B1=60mmB2=55mm6.4 校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为端面重合度为：轴向重合度为：查得重合度系数 Z=0.868-可修编.-a.计算接触疲劳许用应力H由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：计算应力循环次数由图查取接触疲劳系数：取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得接触疲劳许用应力故接触强度足够。6.5 计算齿轮传动其它几何尺寸1)计算齿顶高、齿根高和全齿高2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径3)计算小、大齿轮的齿根圆直径-可修编.-6.6 齿轮参数和几何尺寸总

14、结参数或几何尺寸法面模数法面压力角法面齿顶高系数法面顶隙系数螺旋角齿数齿顶高齿根高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽中心距图 6-1大齿轮结构图符号mnnha*c*zhahfddadfBa小齿轮2201.00.25左 0002722.554584960151大齿轮2201.00.25右 00012422.524825224355151-可修编.-第七章轴的设计7.1 高速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数转速 n=274.29r/min；功率 P=2.79kW；轴所传递的转矩 T=97139.89Nmm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用 40Cr（渗碳淬火） ，齿面硬度 4

15、855HRC，许用弯曲应力为=55MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。-可修编.-由于最小轴段截面上要开1 个键槽，故将轴径增大 5%查表可知标准轴孔直径为28mm 故取 dmin=28(4)确定各轴段的直径和长度。图 7-1高速轴示意图1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径 d12=28mm，l12 长度略小于大带轮轮毂长度 L，取 l12=54mm。选用普通平键，A 型键，bh = 87mm(GB/T 1096-2003)，键长 L=40mm。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。 。

16、参照工作要求并根据 d23 = 33 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为dDB = 357217mm， 故 d34 = d78 = 35 mm， 取挡油环的宽度为12， 则 l34 = l78 = 17+12= 29 mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。 由手册上查得 6207 型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 mm，因此，取 d45 = d67 = 40 mm。3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度， 应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以 l56 = 60 mm，d56 = 58 mm4)轴承端盖厚度 e=9.6，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端

17、盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉 C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差， 在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，挡油环宽度 s1=12mm，则-可修编.-至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段直径长度(5)轴的受力分析小齿轮所受的圆周力（d1 为小齿轮的分度圆直径）1285423359.633529440855860640873529小齿轮所受的径向力根据 6207 深沟球轴承查手册得压力中心a=8.5mm轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中

18、力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关带传动压轴力（属于径向力）Q=1380.48Na.在水平面内高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1380.48N轴承 A 处水平支承力：轴承 B 处水平支承力：b.在垂直面内轴承 A 处垂直支承力：轴承 B 处垂直支承力：-可修编.-轴承 A 的总支承反力为：轴承 B 的总支承反力为：c.绘制水平面弯矩图截面 A 在水平面上弯矩：截面 B 在水平面上弯矩：截面 C 在水平面上的弯矩：截面 D 在水平面上的弯矩：d.在垂直平面上：截面 A

19、 在垂直面上弯矩：截面 B 在垂直面上弯矩：截面 C 在垂直面上的弯矩：截面 D 在垂直面上弯矩：e.合成弯矩，有：截面 A 处合成弯矩：截面 B 处合成弯矩：截面 C 处合成弯矩：-可修编.-截面 D 处合成弯矩：转矩和扭矩图截面 A 处当量弯矩：截面 B 处当量弯矩：截面 C 处当量弯矩：截面 D 处当量弯矩：f.画弯矩图弯矩图如图所示：图 7-2高速轴受力及弯矩图-可修编.-(6)校核轴的强度因 B 弯矩大，且作用有转矩，故B 为危险剖面其抗弯截面系数为-可修编.-抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算， 对于单向传动的转轴， 转矩按脉动循环处理，故取折合系数=

20、0.6，则当量应力为查表得 40Cr(渗碳淬火 )处理，抗拉强度极限 B=600MPa，则轴的许用弯曲应力 -1b=55MPa，ca-1b，所以强度满足要求。7.2 低速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数转速 n=60.02r/min；功率 P=2.71kW；轴所传递的转矩 T=431197.93Nmm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用 45（调质） ，齿面硬度 197286HBS，许用弯曲应力为=60MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1 个键槽，故将轴径增大7%查表

21、可知标准轴孔直径为45mm 故取 dmin=45(4)确定各轴段的长度和直径。图 7-3低速轴示意图-可修编.-1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1 与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KAT，查表，考虑平稳，故取 KA = 1.3，则:按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件， 查标准GB T4323-2002或设计手册，选用 LX3 型联轴器。半联轴器的孔径为 42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 112mm。选用普通平键，A 型，bh = 149mm(GB T 1096-2003)，键长 L=100mm。2)初

22、步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d23 = 50 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6211，其尺寸为dDB= 5510021mm，故 d34 = d67 = 55 mm。3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 58 mm； 齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 55 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度， 故取 l45 = 53 mm。齿轮的右端采用轴肩定位， 轴肩高度 h = (23)R，由轴径 d45 =58 mm 故取 h = 5 mm，则轴环处的直径 d56 = 68 m

23、m。轴环宽度 b1.4h，取 l56 = 7 mm。4)轴承端盖厚度 e=9.6，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉 C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则-可修编.-5)取大齿轮距箱体内壁之距离2 = 12.5 mm，考虑箱体的铸造误差， 在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取 = 10 mm，已知滚动轴承的宽度B = 21 mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段直径长度(5)轴的受力分析大齿轮所受的圆周力（d2 为大齿轮的分度圆直径）14511225055.635545.5458535687655

24、36.5大齿轮所受的径向力根据 6211 深沟球轴承查手册得压力中心a=10.5mm轴承压力中心到齿轮支点距离l1=61.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=61.5mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=122.1mm轴承 A 和轴承 B 在水平面上的支反力RAH 和 RBH轴承 A 和轴承 B 在垂直面上的支反力RAV 和 RBV-可修编.-轴承 A 的总支承反力为：轴承 B 的总支承反力为：a.计算弯矩在水平面上，轴截面A 处所受弯矩：在水平面上，轴截面B 处所受弯矩：在水平面上，齿轮 2 所在轴截面 C 处所受弯矩：在水平面上，轴截面D 处所受弯矩：在垂直面上，轴截面A 处所受弯

25、矩：在垂直面上，轴截面B 处所受弯矩：在垂直面上，齿轮 2 所在轴截面 C 处所受弯矩：在垂直面上，轴截面D 处所受弯矩：截面 A 处合成弯矩弯矩：截面 B 处合成弯矩：合成弯矩，齿轮 2 所在截面 C 处合成弯矩为-可修编.-截面 D 处合成弯矩：转矩为：截面 A 处当量弯矩：截面 B 处当量弯矩：截面 C 处当量弯矩：截面 D 处当量弯矩：图 7-4低速轴受力及弯矩图-可修编.-(6)校核轴的强度因 C 弯矩大，且作用有转矩，故C 为危险剖面其抗弯截面系数为-可修编.-抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算， 对于单向传动的转轴， 转矩按脉动循环处理，故取折合系数

26、=0.6，则当量应力为查表得 45(调质)处理， 抗拉强度极限B=650MPa， 则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca-1b，所以强度满足要求。第八章滚动轴承寿命校核8.1 高速轴上的轴承校核轴承型号6207内径(mm)35外径(mm)72宽度(mm)17基本额定动载荷(kN)25.5根据前面的计算，选用 6207 深沟球轴承，内径 d=35mm，外径 D=72mm，宽度 B=17mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=25.5kN，额定静载荷 C0r=15.2kN，轴承采用正装。要求寿命为 Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表

27、得 X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知 ft=1，fp=1-可修编.-取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2 低速轴上的轴承校核轴承型号6211内径(mm)55外径(mm)100宽度(mm)21基本额定动载荷(kN)43.2根据前面的计算， 选用 6211 深沟球轴承， 内径 d=55mm， 外径 D=100mm， 宽度 B=21mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷 C0r=29.2kN，轴承采用正装。要求寿命为 Lh=48000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：查表得

28、X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知 ft=1，fp=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。-可修编.-第九章键联接设计计算9.1 高速轴与大带轮键连接校核选用 A 型键，查表得 bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长 40mm。键的工作长度l=L-b=32mm大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。键连接工作面的挤压应力9.2 低速轴与大齿轮键连接校核选用 A 型键，查表得 bh=16mm10mm（GB/T 1096-2003）,键长 40mm。键的工作长度l=L-b=24mm大齿轮材料为 40Cr，可求得

29、键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.3 低速轴与联轴器键连接校核选用 A 型键，查表得 bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,键长 100mm。键的工作长度l=L-b=86mm联轴器材料为 45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力第十章联轴器的选择10.1 低速轴上联轴器（1）计算载荷-可修编.-由表查得载荷系数K=1.3计算转矩 Tc=KT=560.56Nm选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX3 弹性柱销联轴器（ GB/T4323-2002） ，公称转矩Tn=1250Nm， 许用转速n

30、=4700r/min， Y型轴孔， 主动端孔直径d=45mm， 轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径 d=42mm，轴孔长度 L1=112mm。Tc=560.56NmTn=1250Nmn=60.02r/minn=4700r/min第十一章减速器的密封与润滑11.1 减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作， 在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。 本设计中由于密封界面的

31、相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V 3m/s，输出轴与轴承盖间也为V1.28mm8mm12mm12mm20mmM184M14M10M8M68mm24mm、20mm、16mm22mm、18mm、14mm18mm49mm外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离箱盖、箱座肋厚l11243mm12mm12.5mm8mm、8mmm1、 mm10.851、m0.85-可修编.-轴承端盖外径D2D+(55.5)d3；D-轴承外径112mm、 、120mm、140mm第十四章设计小结这次关于一级直齿圆柱减速器的课程设计， 是我们真正理论联系实际、 深入了解设计概念和设计

32、过程的实践考验， 对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。 通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。在设计的过程中， 培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。由于时间紧迫，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等等缺陷， 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。参考文献1 X 春宜.减速器设计实例精解.机械工业2 吴宗泽.机械设计课程设计手册第3 版.高等教育3 机械设计手册编委会. 机械设计手册（第 1 卷、第 2 卷、第 3 卷） （新版）机械工业，20044 周开勤主编.机械零件手册（第四版）.：高等教育，19945 龚桂义主编.机械设计课程设计图册（第三版）6 徐灏主编.机械设计手册.：机械工业，1991-可修编.