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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80. 基于双单片机冲床数控系统的研究与开发
81. 基于Cygnal单片机的μC/OS-Ⅱ的研究
82. 基于单片机的一体化智能差示扫描量热仪系统研究
83. 基于TCP/IP协议的单片机与Internet互联的研究与实现
84. 变频调速液压电梯单片机控制器的研究
85. 基于单片机γ-免疫计数器自动换样功能的研究与实现
86. 基于单片机的倒立摆控制系统设计与实现
87. 单片机嵌入式以太网防盗报警系统
88. 基于51单片机的嵌入式Internet系统的设计与实现
89. 单片机监测系统在挤压机上的应用
90. MSP430单片机在智能水表系统上的研究与应用
91. 基于单片机的嵌入式系统中TCP/IP协议栈的实现与应用
92. 单片机在高楼恒压供水系统中的应用
93. 基于ATmega16单片机的流量控制器的开发
94. 基于MSP430单片机的远程抄表系统及智能网络水表的设计
95. 基于MSP430单片机具有数据存储与回放功能的嵌入式电子血压计的设计
96. 基于单片机的氨分解率检测系统的研究与开发
97. 锅炉的单片机控制系统
98. 基于单片机控制的电磁振动式播种控制系统的设计
99. 基于单片机技术的WDR-01型聚氨酯导热系数测试仪的研制
100. 一种RISC结构8位单片机的设计与实现
101. 基于单片机的公寓用电智能管理系统设计
102. 基于单片机的温度测控系统在温室大棚中的设计与实现
103. 基于MSP430单片机的数字化超声电源的研制
104. 基于ADμC841单片机的防爆软起动综合控制器的研究
105. 基于单片机控制的井下低爆综合保护系统的设计
106. 基于单片机的空调器故障诊断系统的设计研究
107. 单片机实现的寻呼机编码器
108. 单片机实现的鲁棒MRACS及其在液压系统中的应用研究
109. 自适应控制的单片机实现方法及基上隅角瓦斯积聚处理中的应用研究
110. 基于单片机的锅炉智能控制器的设计与研究
111. 超精密机床床身隔振的单片机主动控制
112. PIC单片机在空调中的应用
113. 单片机控制力矩加载控制系统的研究
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