单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书中，如何确定F=4800N，V=1.25m/s，D=500mm的参数？

y2=0

(4)计算当量动载荷P1、P2

取fP=1.5

P1=fP(x1FR1 y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N

P2=fP(x2FR2 y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N

(5)计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=1355ε=3

根据手册7207AC型轴承Cr=30500N

根据课本得：ft=1

根据课本式得

Lh=16670/n(ftCr/P)ε

=16670/76.4×(1×30500/1355)3

=2488378.6h>58400h

∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

轴径d1=22mm,L1=50mm

查手册得，选用C型平键，得：

键A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm

T2=48N?mh=7mm

根据课本P243（10-5）式得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42

=29.68Mpa<[σR](110Mpa)

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mmL3=48mmT=271N?m

查手册P51选A型平键

键10×8GB1096-79

l=L3-b=48-10=38mmh=8mm

σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38

=101.87Mpa<[σp](110Mpa)

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm

查手册选用A型平键

键16×10GB1096-79

l=L2-b=50-16=34mmh=10mm

据课本得

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

一级减速器设计说明书

　　设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动一2007年12月15日星期六23:41机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定…………….……………………………….2二、电动机的选择…………………………………陆梁…….…….2三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5五、传动零件的设计计算………………………………….….6六、轴的设计计算………………………………………….....12七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19八、键联接的选择及计算………..……………………………22设计题目：V带——单级圆柱减速器第四组德州科技职业学院青岛校区设计者：####指导教师：%%%%二○○七年十二月计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5％。

　　（2）原始数据：工作拉力F=1250N；早空运带速V=1.70m/s；滚筒直径D=280mm。

　　二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96=0.82(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=1250×1.70/1000×0.82=2.6KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×960V/πD=60×960×1.70/π×280=111r/min按书P7表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。

　　取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。

　　故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×111=666~2664r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

　　根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格亏悄和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。

　　4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。

　　其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。

　　质量63kg。

　　三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/111=8.62、分配各级伟动比（1）据指导书，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）（2）∵i总=i齿轮×I带∴i带=i总/i齿轮=8.6/6=1.4四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/1.4=686(r/min)nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.6KWPII=PI×η带=2.6×0.96=2.496KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=2.496×0.98×0.96=2.77KW3、计算各轴扭矩（N?mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960=25729N?mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.496/686=34747.5N?mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114=232048N?mm五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本表得：kA=1.2Pd=KAP=1.2×3=3.9KW由课本得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本得，推荐的小带轮基准直径为75~100mm则取dd1=100mmdd2=n1/n2?dd1=（960/686）×100=139mm由课本P74表5-4，取dd2=140mm实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140=685.7r/min转速误差为：n2-n2’/n2=686－685.7/686=0.0004<0.05(允许)带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s在5~25m/s范围内，带速合适。

　　（3）确定带长和中心矩根据课本得0.7(dd1 dd2)≤a0≤2(dd1 dd2)0.7(100 140)≤a0≤2×(100 140)所以有：168mm≤a0≤480mm由课本P84式（5-15）得：L0=2a0 1.57(dd1 dd2) (dd2-dd1)2/4a0=2×400 1.57(100 140) (140-100)2/4×400=1024mm根据课本表7-3取Ld=1120mm根据课本P84式（5-16）得：a≈a0 Ld-L0/2=400 （1120-1024/2）=400 48=448mm(4)验算小带轮包角α1=1800-dd2-dd1/a×600=1800-140-100/448×600=1800-5.350=174.650>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本(7-5)P0=0.74KW根据课本(7-6)△P0=0.11KW根据课本（7-7）Kα=0.99根据课本（7-23）KL=0.91由课本式（7-23）得Z=Pd/(P0 △P0)KαKL=3.9/(0.74 0.11)×0.99×0.91=5(6)计算轴上压力由课本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1） qV2=[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1) 0.1×5.032]N=160N则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2=1250N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。

　　小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

　　大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本选7级精度。

　　齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥76.43(kT1(u 1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=6取小齿轮齿数Z1=20。

　　则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6×20=120实际传动比I0=120/2=60传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用齿数比：u=i0=6由课本取φd=0.9(3)转矩T1T1=9550×P/n1=9550×2.6/960=25.N?m(4)载荷系数k由课本取k=1(5)许用接触应力[σH][σH]=σHlimZNT/SH由课本查得：σHlim1=625MpaσHlim2=470Mpa由课本查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625×0.92/1.0Mpa=575[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa=460故得：d1≥766(kT1(u 1)/φdu[σH]2)1/3=766[1×25.9×(6 1)/0.9×6×4602]1/3mm=38.3mm模数：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm根据课本表9-1取标准模数：m=2mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本式σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2×20mm=40mmd2=mZ2=2×120mm=240mm齿宽：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm取b=35mmb1=40mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得YFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83(8)许用弯曲应力[σF]根据课本P136（6-53）式：[σF]=σFlimYSTYNT/SF由课本查得：σFlim1=288MpaσFlim2=191Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa=410Mpa[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=191×2×0.9/1.25Mpa=204Mpa将求得的各参数代入式（6-49）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×2586.583/35×22×20)×2.80×1.55Mpa=8Mpa<[σF]1σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×2586.583/35×22×120)×2.14×1.83Mpa=1.2Mpa<[σF]2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1 Z2)=2/2(20 120)=140mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000=2.0096m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217~255HBS根据课本并查表，取c=115d≥115(2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7×(1 5%)mm=20.69∴选d=22mm2、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将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm长度取L1=50mm∵h=2cc=1.5mmII段:d2=d1 2h=22 2×2×1.5=28mm∴d2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

　　取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2 20 16 55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=45mm由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3 2h=35 2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30 3×2）=36mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm.长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=40mm②求转矩：已知T2=34747.5N?mm③求圆周力：Ft根据课本式得Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N④求径向力Fr根据课本式得Fr=Ft?tanα=1737.375×tan200=632N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=316NFAZ=FBZ=Ft/2=868N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

　　截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=235.3×50=11.765N?m(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12 MC22)1/2=(11.7652 31.582)1/2=43.345N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2 (αT)2]1/2=[43.3452 (1×35)2]1/2=55.5N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353=12.9MPa<[σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。

　　输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）根据课本取c=115d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm取d=35mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，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，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

　　（2）确定轴的各段直径和长度初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。

　　考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

　　(3)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=300mm②求转矩：已知T3=271N?m③求圆周力Ft：根据课本式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N④求径向力式得Fr=Ft?tanα=1806.7×0.36379=657.2N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12 MC22）1/2=（16.12 44.262）1/2=47.1N?m(5)计算当量弯矩：根据课本得α=1Mec=[MC2 (αT)2]1/2=[47.12 (1×271)2]1/2=275.06N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×10=58400小时1、计算输入轴承（1）已知nⅡ=686r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2)∵FS1 Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本得e=0.68FA1/FR158400h∴预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知nⅢ=114r/minFa=0FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2∵FS1 Fa=FS2Fa=0∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本得：e=0.68∵FA1/FR158400h∴此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得，选用C型平键，得：键A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mmT2=48N?mh=7mm根据课本P243（10-5）式得σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42=29.68Mpa<[σR](110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mmL3=48mmT=271N?m查手册P51选A型平键键10×8GB1096-79l=L3-b=48-10=38mmh=8mmσp=4T/dhl=4×271000/35×8×38=101.87Mpa<[σp](110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm查手册选用A型平键键16×10GB1096-79l=L2-b=50-16=34mmh=10mm据课本得σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]。

机械设计:带式运输机单级圆柱齿轮减速器

给你做个参考

一、前言

(一)

设计目的：

　　通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。

(二)

传动方案的分析

　　机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。

　　传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器晌拍的重要组成部分。

　　传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

　　合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

　　本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

　　带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

　　齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。

　　减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

二、传动系宴宴羡统的参数设计

　　原始数据：运输带的工作拉力F=0.2KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。

　　工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。

　　工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。

　　动力来源：电力，三相交流380/220伏。

1

、电动机选择

（1）、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机

（2）、电动机功率选择：

①传动装置的总效率：

=0.98×0.99×0.96×0.99×0.96

②工作机所需的输入功率：

因为F=0.2KN=0.2KN=1908N

=FV/1000η

=1908×2/1000×0.96

=3.975KW

③电动机的输出功率：

=3.975/0.87=4.488KW

　　使电动机的额定功率P＝（1～1.3）P，由查表得电动机的额定功率P＝5.5KW。

⑶、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

=（60×v）/（2π×D/2）

=（60×2）/（2π×0.2）

=96r/min

　　由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’=3~6。

　　取V带传动比I’=2~4，则总传动比理时范围为I’=6~24。

　　故电动机转速的可选范围为n’=（6~24）×96=576~2304r/min。

⑷、确定电动机型号

　　根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4，满载转速1440r/min。

　　其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。

2、计算总传动比及分配各级的传动比

（1）、总传动比：i=1440/96=15

（2）、分配各级传动比：

根据指导书，取齿轮i=5（单级减速器i=3~6合理）

=15/5=3

3、运动参数及动力参数计算

⑴、计算各轴转速（r/min）

=960r/min

=1440/3=480(r/min)

=480/5=96(r/min)

⑵计算各轴的功率（KW）

电动机的额定功率Pm=5.5KW

所以

P=5.5×0.98×0.99=4.354KW

=4.354×0.99×0.96=4.138KW

=4.138×0.99×0.99=4.056KW

⑶计算各轴扭矩（N?mm）

TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N?m

=9550×4.138/96=411.645N?m

=9550×4.056/96=403.486N?m

三、传动零件的设计计算

（一）齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

　　考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。

　　小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

　　大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。

　　齿面精糙度R≤1.6~3.2μm。

（2）确定有关参祥桐数和系数如下：

传动比i

　　取小齿轮齿数Z=20。则大齿轮齿数：

=5×20=100，所以取Z

实际传动比

i=101/20=5.05

传动比误差：（i-i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5%可用

齿数比：u=i

　　取模数：m=3；齿顶高系数h=1；径向间隙系数c=0.25；压力角=20°；

则h*m=3，h）m=3.75

h=（2h）m=6.75，c=c

分度圆直径：d=×20mm=60mm

d=3×101mm=303mm

由指导书取φ

齿宽：b=φ=0.9×60mm=54mm

=60mm，

b

齿顶圆直径：d）=66，

d

齿根圆直径：d）=52.5，

d）=295.5

基圆直径：

dcos=56.38，

dcos=284.73

(3)计算齿轮传动的中心矩a：

a=m/2(Z)=3/2(20 101)=181.5mm液压绞车≈182mm

（二）轴的设计计算

1、输入轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据指导书并查表，取c=110

所以d≥110(4.354/480)1/3mm=22.941mm

d=22.941×(1 5%)mm=24.08mm

∴选d=25mm

⑵、轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

②确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d=25mm

，L=（1.5～3）d，所以长度取L

∵h=2c

c=1.5mm

2h=25 2×2×1.5=31mm

　　考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L=（2 20 55）=77mm

III段直径：

初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

=d=35mm，L=T=18.25mm，取L

Ⅳ段直径：

由手册得：c=1.5

h=2c=2×1.5=3mm

此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d=（35 3×2）=41mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm

2h=35 2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L

Ⅴ段直径：d=50mm.，长度L=60mm

取L

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm

Ⅵ段直径：d=41mm，L

Ⅶ段直径：d=35mm，L＜L3，取L

2、输出轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110

=110×(2.168/76.4)=38.57mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=38.57×(1 5%)mm=40.4985mm

∴取d=42mm

⑵、轴的结构设计

①轴的零件定位，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，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

②确定轴的各段直径和长度

　　初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

则d=42mmL=50mm

L=55mm

L=60mm

L=68mm

L=55mm

L

四、滚动轴承的选择

1、计算输入轴承

选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

2、计算输出轴承

选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm

五、键联接的选择

1、输出轴与带轮联接采用平键联接

键的类型及其尺寸选择：

　　带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。

根据轴径d=42mm，L=65mm

查手册得，选用C型平键，得：卷扬机

装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56

则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L＝65，故取键长L=56

2、输出轴与齿轮联接用平键联接

=60mm,L

查手册得，选用C型平键，得：

装配图中赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45

则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L＝53，故取键长L=45

3、输入轴与带轮联接采用平键联接=25mmL

查手册

选A型平键，得：

装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50

则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L＝62，故取键长L=50

4、输出轴与齿轮联接用平键联接

=50mm

L

查手册

选A型平键，得：

装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49

则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L＝60，故取键长L=49

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

　　箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：

七、轴承端盖

主要尺寸计算

轴承端盖：HT150d3=8

n=6b=10

八、减速器的

减速器的附件的设计

1

、挡圈：GB886-86

查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58

2

、油标：M12：d=6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D

3

、角螺塞

M18

×

1.5：JB/ZQ4450-86

九、

设计参考资料目录

1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6

2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11

急求~机械设计课程设计任务书:单级圆柱齿轮减速器~

目录

设计计划任务书﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎1

传动方案说明﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎2

电动机的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎3

传动装置的运动和动力参数﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎5

传动件的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎6

轴的设计计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎8

联轴器的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎10

滚动轴承的选择及计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎13

键联接的选择及校核计算﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎14

减速器附件的选择﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎15

润滑与密封﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16

设计小结﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎16

参考资料﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎﹎17

1.拟定传动方案

为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即

v=1.1m/s;D=350mm;

nw=60*1000*v/(∏*D)=60*1000*1.1/(3.14*350)

　　一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为17或25。

2.选择电动机

1）电动机类型和结构形式

　　按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。

2）电动机容量

（1）卷筒轴的输出功率Pw

F=2800r/min;

Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000

(2)电动机输出功率Pd

Pd=Pw/t

传动装置的总效率t=t1*t2^2*t3*t4*t5

　　式中，t1,t2,…为从电动机到卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表2－4查得：

弹性联轴器1个

t4=0.99;

滚动轴承2对

t2=0.99;

圆柱齿轮闭式1对

t3=0.97;

V带开式传动1幅

t1=0.95;

卷筒轴滑动轴承润滑良好1对

t5=0.98;

则

t=t1*t2^2*t3*t4*t5=0.95*0.99^2*0.97*0.99*0.98＝0.8762

故

Pd=Pw/t=3.08/0.8762

（3）电动机额定功率Ped

　　由第二十章表20－1选取电动机额定功率ped=4KW。

3）电动机的转速

　　为了便于选择电动事，先推算电动机转速的可选范围。由表2－1查得V带传动常用传动比范围2~4，单级圆柱齿轮传动比范围3~6，

可选电动机的最小转速

Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min

可选电动机的最大转速

Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6r/min

同步转速为960r/min

　　选定电动机型号为Y132M1－6。

4）电动机的技术数据和外形、安装枣拿尺寸

由表20－1、表20－2查出Y132M1－6型电动机的方根技术数据和

　　外形、安装尺寸，并列表刻录备用。

电机型号额定功率同步转速满载转速电机质量轴径mm

Y132M1-64Kw10009607328

大齿轮数比小齿轮数=101/19=5.3158

3．计算传动装置总传动比和分配各级传动比

1）传动装置总传动比

nm=960r/min;

i=nm/nw=960/60.0241=15.9936

2）分配各级传动比

取V带传动比为

i1=3;

则单级圆柱齿轮减速器比为

i2=i/i1=15.9936/3=5.3312

　　所得i2值符合一般圆柱齿轮和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。

4．计算传动装置的运动和动力参数

1）各轴转速

电动机轴为0轴拆知，减速器高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为

n0=nm;

n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min

n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/旅岩消min

2）各轴输入功率

按机器的输出功率Pd计算各轴输入功率，即

P0=Ped=4kw

轴I的功率

P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw

轴II功率

P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw

3）各轴转矩

T0=9550*P0/n0=9550*4/960=39.7917Nm

T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063Nm

T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878Nm

二、设计带轮

1、计算功率

P=Ped=4Kw

一班制，工作8小时，载荷平稳，原动机为笼型交流电动机

查课本表8－10，得KA=1.1;

计算功率

Pc=KA*P=1.1*4＝4.4kw

2选择普通V带型号

n0=960r/min

根据Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由图13-15（205页）查得坐标点位于A型

d1=80~100

3、确定带轮基准直径

表8－11及推荐标准值

小轮直径

d1=100mm;

大轮直径

d2=d1*3.5=100*3.5=350mm

取标准件

d2=355mm;

4、验算带速

验算带速

v=∏*d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s

在5~25m/s范围内

从动轮转速

n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s

n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s

从动轮转速误差=(n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857

=-0.0141

5、V带基准长度和中心距

初定中心距

中心距的范围

amin=0.75*(d1 d2)=0.75*(100 355)=341.2500mm

amax=0.8*(d1 d2)=0.8*(100 355)=364mm

a0=350mm;

初算带长

Lc=2*a0 pi*(d1 d2)/2 (d2-d1)^2/4/a0

Lc=1461.2mm

选定基准长度

表8-7,表8-8查得

Ld=1600mm;

定中心距

a0 (Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419.4206mm

a=420mm;

amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm

amax=a 0.03*Ld=420 0.03*1600=468mm

6、验算小带轮包角

验算包角

＝180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)*57.3/a

145.2107>120度故合格

7、求V带根数Z

由式（13-15）得

查得n1=960r/min,d1=120mm

查表13-3P0=0.95

由式13-9得传动比

i=d2/(d1(1 0.0141)=350/(100*(1 0.0141)=3.5

查表（13-4）得

由包角145.21度

查表13-5得Ka=0.92

KL=0.99

z=4.4/((0.95 0.05)*0.92*0.99)=3

8、作用在带上的压力F

查表13-1得q=0.10

故由13-17得单根V带初拉力

三、轴

初做轴直径：

轴I和轴II选用45#钢c=110

d1=110*（3.8/320）^(1/3)=25.096mm

取d1=28mm

d2=110*(3.65/60)^（1/3）=43.262mm

由于d2与联轴器联接，且联轴器为标准件，由轴II扭矩，查162页表

取YL10YLd10联轴器

Tn=630>580.5878Nm轴II直径与联轴器内孔一致

取d2=45mm

四、齿轮

1、齿轮强度

由n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3

　　采用软齿面，小齿轮40MnB调质，齿面硬度为260HBS，大齿轮用ZG35SiMn调质齿面硬度为225HBS。

因，

SH1=1.1，SH2=1.1

，

，

因：，，SF=1.3

所以

2、按齿面接触强度设计

　　设齿轮按9级精度制造。取载荷系数K=1.5，齿宽系数

小齿轮上的转矩

按计算中心距

u=i=5.333

mm

齿数z1=19,则z2=z1*5.333=101

模数m=2a/(z1 z2)=2.0667取模数m＝2.5

确定中心矩a=m(z1 z1)/2=150mm

齿宽b=

b1=70mm,b2=60mm

3、验算弯曲强度

齿形系数YF1=2.57，YF2=2.18

按式（11-8）轮齿弯曲强度

4、齿轮圆周速度

　　按162页表11-2应选9做精度。与初选一致。

五、轴校核：

圆周力Ft=2T/d1

径向力Fr=Ft*tan=20度标准压力角

d=mz=2.5*101=252.5mm

Ft=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5N

Fr=5852.5*tan20=2031.9N

1、求垂直面的支承压力Fr1,Fr2

由Fr2*L-Fr*L/2=0

得Fr2=Fr/2=1015.9N

2、求水平平面的支承力

FH1=FH2=Ft/2=2791.2N

3、画垂直面弯矩图

L=40/2 40/2 90＋10=140mm

Mav＝Fr2*L/2＝1015.9*140/2=71.113Nm

4、画水平面弯矩图

MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm

5、求合成弯矩图

6、求轴传递转矩

T=Ft*d2/2=2791.2*2.5*101/2=352.389Nm

7、求危险截面的当量弯矩

从图可见a-a截面是最危险截面，其当量弯矩为

轴的扭切应力是脉动循环应力

取折合系数a=0.6代入上式可得

8、计算危险截面处轴的直径

轴的材料，用45#钢，调质处理，由表14-1查得

由表13-3查得许用弯曲应力，

所以

　　考虑到键槽对轴的削弱，将轴的最小危险直径d加4%。

故d=1.04*25.4=26.42mm

由实际最小直径d=40mm,大于危险直径

所以此轴选d=40mm,安全

六、轴承的选择

由于无轴向载荷，所以应选深沟球轴承6000系列

径向载荷Fr=2031.9N，两个轴承支撑，Fr1=2031.9/2＝1015.9N

工作时间Lh＝3*365*8=8760（小时）

因为大修期三年，可更换一次轴承

所以取三年

由公式

式中fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1(工作环境温度不高)

（深沟球轴承系列）

由附表选6207型轴承

七、键的选择

选普通平键A型

由表10-9按最小直径计算，最薄的齿轮计算

b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm

由公式

所以

选变通平键，铸铁键

　　所以齿轮与轴的联接中可采用此平键。

八、减速器附件的选择

1、通气器：

由于在外界使用，有粉尘，选用通气室采用M181.5

2、油面指示器：

选用油标尺，规格M16

3、起吊装置：采用箱盖吊耳，箱座吊耳

4、放油螺塞：选用外六角细牙螺塞及垫片M161.5

5、窥视孔及视孔盖

选用板结构的视孔盖

九、润滑与密封：

1、齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级大齿轮的速度为：

　　查《课程设计》P19表3-3大齿轮浸油深度为六分之一大齿轮半径，所以取浸油深度为30mm。

2、滚动轴承的润滑

　　采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟，并设挡油盘，以防止轴承旁齿轮啮合时，所挤出的热油溅入轴承内部，增加轴承的阻力。

3、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备选用

L-AN15润滑油

4、密封方式选取：

　　选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密封。

　　轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定。

设计小结：

二、课程设计总结

　　设计中运用了Matlab科学工程计算软件，用notebook命令调用MS—Word来完成设计说明书及设计总结，在设计过程中用了机械设计手册2.0软件版辅助进行设计，翻阅了学过的各种关于力学，制图，公差方面的书籍，综合运用了这些知识，感觉提高许多，当然尤其是在计算机软件CAD方面的运用，深切感到计算机辅助设计给设计人员带来的方便，各种设计，计算，制图全套完成。

　　由于没有经验，第一次做整个设计工作，在设计过程中出现了一些错误比如线形，制图规格，零件设计中的微小计算错误等都没有更正，设计说明书的排版也比较混乱等等。

　　对图层，线形不熟悉甚至就不确定自己画出的线，在出图到图纸上时实际上是什么样子都不知道，对于各种线宽度，没有实际的概念。

　　再比如标注较混乱，还是因为第一次做整个设计工作，没有经验，不熟悉。

　　这次设计的目的是掌握机械设计规律，综合运用学过的知识，通过设计计算，绘图以及运用技术标准，规范设计手册等有关设计资料进行全面的机械设计技能训练。目的已经达到，有许多要求、标准心中虽然明确理解掌握但是要全力，全面的应用在实际中，还有待于提高水平。

　　特别感谢—程莉老师。

参考资料目录

　　[1]《机械设计基础》，机械工业出版社，任成高主编，2006年2月第一版；

　　[2]《简明机械零件设计实用手册》，机械工业出版社，胡家秀主编，2006年1月第一版；

　　[3]《机械设计-课程设计图册》，高等教育出版社，龚桂义主编，1989年5月第三版；

　　[3]《设计手册软件》，网络上下载；

Nw=60.0241r/min

Pw=3.08Kw

效率t=0.8762

Pd=3.5150

Ped=4Kw

i=15.9936

i1=3

i2=5.3312

n0=960r/min

n1=320r/min

n2=60.0241r/min

P0=4Kw

P1=3.8Kw

P2=3.6491Kw

T0=39.7917Nm

T1=113.4063Nm

T2=589.5878Nm

KA=1.1

Pc=4.4Kw

d1=100mm

d2=355mm

初定中心距

a0=350mm

Lc=1461.3mm

Ld=1600mm

中心距

a=420mm

z=3根

预紧力

FQ＝274.3N

d1=28mm

d2=45mm

YL10YLd10

T1=113.4063Nm

m=2.5

a=150mm

=20度

Ft=5582.5N

Fr=2031.9N

FH1=FH2=2791.2N

Mav=71.113Nm

MaH=195.38Nm

Ma＝216.16Nm

Me=457.15Nm

Fr1=1015.9N

Lh=8760小时

6207型

bhL=14980

输送带拉力F=2800N

输送带速度V=1.1m/s

滚筒直径D=350mm