单级圆柱齿轮减速器说明书

目录
一、工作要求 (1)
二、原动机选择 (2)
三、传动比分配 (3)
四、各轴转速和转矩计算 (4)
五、传动零件设计计算 (5)
1.带传动的设计及校核 (5)
2.变速箱齿轮设计及校核 (6)
3.链传动设计及校核 (7)
4.最终实际传动比 (8)
六、轴的设计计算及校核 (9)
1.计算轴的最小直径 (9)
2.轴的结构设计 (9)
3.确定输入轴的各段直径和长度 (16)
七、轴承的选择及计算 (17)
八、键的选择和计算 (18)
九、联轴器的选择 (19)
十、减数器的润滑方式和密封类型的选择 (19)
十一、参考资料 (19)
一、工作要求
运输带传递的有效圆周力F=4000N，输送速度V=0.75m/s，运输带滚筒直径D=300mm。

原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击，工作时间为10年，每年300天计，单班8小时工作。

总体设计示意图所下：
根据以上参数及要求设计其中的单级齿轮减速器。

二、原动机选择
工作机功率
W FV
P w 30001000
==
工作机转速
min /746.4760r d
V n w ==π
各传动部件效率
η带=0.95； η轴承=0.985； η齿轮=0.97； η链=0.96； η滚筒=0.96； η联轴器=0.99； η总=0.8243
电动机功率
W P P W
o 7.37333
=⋅⋅⋅⋅⋅=滚筒
联轴器链齿轮轴承带ηηηηηη 选择电动机型号为Y132M1-6，具体参数：额定功率P o =4kW ；满载转速n o =960r/min 。

三、传动比分配
各级传动比
i带=2.27
i齿轮=3.45
i链=2.567 总传动比
i 总=i
带
i
齿轮
i
链
=20.11
工作机实际转速
n w=n o
i
总
=47.75r/min
转速误差
n w−n w0
n w0
=1.36×10−4<5%满足允许的误差要求。

四、各轴转速和转矩计算
各轴功率 W P 7.37330=
3493.8W 01=⋅⋅=带轴承ηηP P 3338.2W 12=⋅⋅=齿轮轴承ηηP P
3256.6W 23=⋅⋅=链轴承ηηP P
3000W 3w =⋅⋅=滚筒联轴器ηηP P
各轴转速确定
m in
/960o r n =
min
/91.4220
1r i n n ==带
min
/122.5812r i n n ==
齿轮
min /47.752
w 3r i n n n ==
=链
根据n
P
T 9550=计算各轴的转矩
mm N n P T ⋅⨯==
40
01071.39550
mm N n P T ⋅⨯==
411
11089.79550
mm N n P T ⋅⨯==
522
21060.29550
mm N n P T ⋅⨯==
53
3
31031.69550
mm N n P T w
w
w ⋅⨯==
51000.69550
五、传动零件设计计算
1.
带传动的设计及校核
1.1 计算功率 工况系数K A =1(表13-8)
P c =K A P o =3.73kW
1.2 选取普通V 带
根据P c 和n o 根据表13-15可用A 型带，小带轮直径为112mm ～140mm ，考虑带速,现取d 1=130mm
d 2=i 带0∙d 1∙(1−ε)≈300mm
1.3 实际传动比
i 带=
d 2d 1
=2.3
1.4 带速
s m n
d v /53.660000
=⋅⋅=
π
符合要求。

1.5 中心距 初步选取a 0
a o =1.5(d 1+d 2)=645mm
实际取值为650mm 。

L 0=2a 0+π∙(d 1+d 2)
2
+
(d 2−d 1)24∙a 0
=2324mm
查表13-2，基准长度L d =2500，实际中心距为
a =a 0+
L d −L 02
=735mm
1.6 小带轮包角
α1=180°−
d 2−d 1a
×57.3°=166.7°
符合要求。

1.7 V 带根数计算
由n 1、d 1查表13-3得到P 0=1.4kW
由i 查表13-5得到ΔP 0=0.11kW 由α1查表13-7，K α=0.97 由L d 查表13-3，K L =1.09 则
z =
P c
(P 0+∆P 0)K αK L
=2.3
应取3根。

1.8 轴上压力
查表13-1，A 型带q =0.1kg/m ，单根V 带的初拉力
N qv k zv
P F c 43.15415.250020=+⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=
α 作用在轴上的压力
N zF F Q 33.9202
sin
21
0==α
2. 变速箱齿轮设计及校核
2.1 材料选择
齿轮均采用45钢表面淬火处理，硬度40～50HBS ，σH =1140MPa ，σFE =690MPa ；查表11-5知安全系数S H =1.3，S F =1.5
2.2 由齿面接触强度计算尺寸
精度暂取为9级，根据表11-3载荷系数K =1.2 许用应力
MPa S H
H
H 92.876][==
σσ
MPa S F
F
F 460][==
σσ
查表11-4，Z E =188；对于标准齿轮Z H =2.5 小齿轮直径
d 1≥m
Z Z u u KT H H E d 63.45)]
[()1(23
2
1=Φ+σ
根据表4-1选取模数m =2
选取齿数为
z 1=23，z 2=23×3.45≈80
实际传动比
i =
8023
=3.48
实际齿轮直径
d 1=46mm ；d 2=160mm
中心距 a =
d 1＋d 2
2
=103mm
查表11-6，齿宽系数ϕd =0.8
b =ϕd ·d 1=36.8mm
b 1=40mm ；b 2=35mm
2.3 校核齿轮弯曲强度
由图11-8和11-9得到齿型系数
Y Fa1=2.8；Y Sa1=1.58
Y Fa2=2.25；Y Sa2=1.77
齿面危险截面弯曲应力
MPa Z bm Y Y KT Sa Fa F 26821
21
111==
σ<MPa F 460][=σ
MPa Z bm Y Y KT Sa Fa F 24121
2
2
222==
σ<MPa F 460][=σ 2.4 齿轮圆周速度
v =
πd 1n 1
60×1000
=1.01m/s <2m/s
用9级精度设计制造是合适的。

3. 链传动设计及校核 3.1 链轮齿数
传动比为2.567，由表13-12选取z 1=27，
3.69z 12==链i z
取z 2=69，实际传动比
56.21
2
==
z z i 误差在允许范围内。

3.2 链条节数
取中心距a 0=40p
节134)2(222
110210≈-+++=π
z z a p z z p a L p
3.3计算功率
由表13-15查得工况系数K A =1.0得到计算功率
P c =K A ·P=3.34kW
3.4 链条选取
由n 1和P o 查图13-33得
648.11908
.11=⎪
⎭
⎫ ⎝⎛=Z K z
单根链条K m =1
P 0=
P c K z K m
=2.03kW
查图13-33在该工作点处应选取链型号为12A ，节距p =19.05mm 。

3.5 中心距
a=a 0=40p=762mm
3.6 链条速度
s m n
p z v /05.160000
=⋅⋅=
符合速度要求，无须验算静力强度。

3.7 轴上压力确定
N v
P F F c
Q 381710002.12.1=⨯
⨯== 3.8 链轮尺寸 分度圆直径
mm z p d 9.50180sin
11
1=︒=
mm
d i d 3.13012=⋅=
4. 最终实际传动比 总传动比
i 总= i 带i 齿轮i 链=20.49
工作机实际转速
n w =
n o i 总
=46.85r/min
n w −n w 0n w
0=1.87%<5%
满足允许的误差要求。

六、轴的设计计算及校核
1. 计算轴的最小直径 查表11.3,取:110=c
I 轴:mm n P c d in 4.232.458416.41103
13
111Im =⎪⎭⎫
⎝⎛⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅= II 轴:mm n
P c d in
I 8.414.76198.411031
3
12
2
Im =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅=
III 轴:mm n P c d in
II 4.414.76073.411031
3
1
33Im =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅= 考虑有键槽,将直径增大%5
()mm d 89.43%518.41min =+⨯=.
2. 轴的结构设计 选材45钢,调质处理.
由表11.1,查得
MPa
MPa MPa MPa
s b 355155,64027511====--δτδδ. 由表11.4查得
[]MPa b 601=-δ
mm N T ⋅=5249172.
联轴器的计算转矩 2T K A ca ⋅=τ
由表10.1,查得 3.1=A K
mm N T ca ⋅=⨯=1.6823925249173.1
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查表8-7,选择弹性柱销联轴器,型号为:3LX 型联轴器
公称转矩为:m N m N ⋅>⋅917.5241250
半联轴器I 的孔径:mm d I 45=,故取:mm d 451=. 半联轴器长度mm L 112=
半联轴器与轴配合的毂孔长度为:mm L I 84=.
2.1 轴上零件的定位,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.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位.
2.2 确定轴各段直径和长度
2.2.1 II I -段:为了满足半联轴器的轴向定位要求,II I -轴段右
端需制出一轴肩,故取III II -段的直径mm d III II 52=-,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径mm d 55=,半联轴器与轴配合的毂孔长度:mm L 841=,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故段的长度应比略短,取:mm L II I 82=-.
2.2.2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 ,
故选用蛋列圆锥滚子轴承,参照工作要求并根据:mm d III II 52=-.
由表76-选取30211型轴承,尺寸:2110055⨯⨯=⨯⨯B D d ，轴肩mm d a 64min = 故
mm l mm d d VII VI VII VI IV III 21,55===---
左端滚动轴承采用绉件进行轴向定位,右端滚动轴承采用套筒定位.
2.2.3 取安装齿轮处轴段IV 的直径：mm d V IV 60=-，齿轮右端与
右轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为mm 75,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取：mm l V IV 73=-,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度
5507.007.0⨯=>d h ,取mm h 4= 则轴环处的直径
mm d mm h d a VI V 6568260min =>=+=-
轴环宽度
mm h b 6.54.1=≥
取mm l VI V 10=-
mm D d a VI V 91=<-
即轴肩处轴径小于轴承内圈外径,便于拆卸轴承。

2.2.4 轴承端盖的总宽度为：mm 20,取：mm l III II 70=-. 2.2.5 取齿轮距箱体内壁距离为:mm a 10=.
()mm a l IV III 34727521=-++=-,mm l VII VI 21=-.
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.
2.3 轴上零件的周向定位
齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接
按mm d V IV 72=-查手册53P 表4-1,得:平键截面1220⨯=⨯h b ,键槽用键槽铣刀加工,长为:mm 63.
为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;
6
7
n H ,
半联轴器与轴的联接,选用平键为:70914⨯⨯=⨯⨯l h b ,半联轴器与轴的配合为:67k H . 滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:6m .
2.4 确定轴上圆角和倒角尺寸, 参照课本228P 表11.2,取轴端倒角为: 456.1⨯,各轴肩处圆角半径:II I -段左端取6.1R ,其余取2R ,VII VI -处轴肩定位轴承,轴承圆角半径应大于过渡圆角半径,由手册0.2=as r ,故取VII VI -段为6.1R .
2.5 求轴上的载荷
在确定轴承的支点位置时,查手册75P 表6-7,轴承30211型,取21=a 因此,作为简支梁的轴的支撑跨距1324932+=+L L ,据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面.
2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度.
2.6.1 作用在齿轮上的力
因已知低速级大齿轮的分度圆直径为m N T mm d ⋅==917.524,985.34122，
N d T F t 307022
2
==
N F F n
t r 1137cos tan =⋅
=β
α N F F t a 582tan =⋅=β.
2.6.2 求作用于轴上的支反力
水平面内支反力
(),.3070494747,221⎪⎩
⎪
⎨⎧=+=⨯=+N F R F F R R t H t t H H .1487,158321N R N R H H == 垂直面内支反力
.995182,1137,04996,02121⎪⎪⎩
⎪
⎪
⎨
⎧
⋅=⋅===+⨯-⨯=+-mm N d F M N F M F R R R R a a
r a r v v r v .1587,45021N R N R v v =-=
2.6.3 作出弯矩图
分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.
.
20961,78557,
73608212223
23
2mm N M M M mm N l R M N l l l l F M a v v v v t H ⋅-=-=⋅===+⋅⋅=
由2
2v H M M M +=计算总弯矩
().1076547855773608,
7653420961736082
222
21mm N M mm N M ⋅=+=⋅=-+=
2.6.4 作出扭矩图
mm N T ⋅=⨯=2.3149505249176.02α.
2.6.5 作出计算弯矩图
mm
N M mm
N M M ca ca ⋅=+=⋅==3328402.314950107654765342
2
211.
2.6.6 校核轴的强度
对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核.
[]b ca
ca W
M 1-≤=
δδ, 由表11.5
()d
t d bt d W 2322
3
--=π, 由表4-1,取5.7=t ,计算得:7.29488=W ,得
[],603.117
.29488332840
1MPa MPa b ca =<==
-δδ故安全.
2.7 精确校核轴的疲劳强度
校核该轴截面IV 左右两侧.
2.7.1 截面IV 右侧:由课本233P 表11.5,得:
抗弯截面模量
3335.16637551.01.0mm d W =⨯==,
抗扭截面模量
33333275552.02.0mm d W T =⨯==,
截面IV 右侧的弯矩
mm N M ⋅=-⨯
=8741349
36
49332840, 截面IV 世上的扭矩
mm N T ⋅=5249172,
截面上的弯曲应力
MPa W M b 25.55
.1663787413===
δ, 截面上行的扭转切应力
MPa W T T T 78.1533275
5249172===
τ. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数δα及τα, 由图1.15,查得:
,09.155
60,036.0550.2====d D d r 得:.31.1,0.2==τδαα
由图1.16,查得:材料的敏性系数为:,85.0,82.0==τδαq 故有效应力集中系数为:
()()()()26
.1131.185.0111,82.110.282.0111=-⨯+=-+==-⨯+=-+=τττδδδααq k q k
由图1.17,取:尺寸系数68.0=δε;扭转尺寸系数:82.0=τε. 按磨削加工,
由图1.19,取表面状态系数:92.0==τδββ. 轴未经表面强化处理,即:1=q β.
计算综合系数值为:
62
.111
76
.211
=-+
=
=-+=τ
ττ
τδ
δ
δ
δβεβεk K k K .
取材料特性系数:05.0,1.0==τδϕϕ. 计算安全系数ca S : 由式,得
98.181
=⋅+⋅=
-m
K S δϕδδδαδδ,
76.111
=⋅+⋅=-m
K S τϕττταττ.
由表11.6,取疲劳强度的许用安全系数:5.1=S .
5.11.1576
.1198.1876.1198.182
2
2
2
=>>=+⨯=
+⋅=
S S S S S S ca τ
δτδ
故可知其安全.
2.7.2 截面IV 左侧
抗弯截面模量
33321600601.01.0mm d W =⨯=⨯=.
抗扭截面模量
33343200602.02.0mm d W T =⨯==.
弯矩及弯曲应力
MPa W M mm N M b 05.421600
87413,87413===
⋅=δ, 扭矩及扭转切应力
MPa W T mm N T T 15.1243200
524917,52491722===
⋅=ττ, 过盈配合处的
δ
δ
εk 值:
16.3=δ
δ
εk ,由
δ
δ
τ
τ
εεk k ⨯
=8.0,得:
53.2=τ
τ
εk .
轴按磨削加工,由图1.19,取表面状态系数为:92.0==τδββ. 故得综合系数
25.3192
.01
16.311
=-+
=-+
=
δ
δ
δ
δβεk K , 62.2192
.01
53.211
=-+
=-+
=
τ
τ
τ
τβεk K . 所以在截面IV 右侧的安全系数
89.200
1.005.425.3275
1=⨯+⨯=⋅+⋅=-m K S δϕδδδαδδ,
22.162
15.1205.0215.1262.2155
1=⨯
+⨯=⋅+⋅=
-m K S τϕττταττ.
5.181.1222
.1689.2022.1689.202
2
2
2
=>>=+⨯=
+⋅=
S S S S S S ca τ
δτδ.
故该轴在截面右侧的强度也是足够的.
3. 确定输入轴的各段直径和长度
七、轴承的选择及计算
1. 轴承的选择：
轴承1：单列圆锥滚子轴承30211（GB/T 297-1994） 轴承2：单列圆锥滚子轴承30207（GB/T 297-1994）
2. 校核轴承： 圆锥滚子轴承30211，查手册：KN C KN C or r 115,8.90== 由表8.6，取2
2
,0.1H v P R R R f +==
()N
R R R N
R R R H V H v 217514871587164615834502
2
2
22
222
2212
11=+=+==+-=
+=
由表8.5查得：单列圆锥滚子轴承e R
A
>时的y 值为：5.115cot 4.0= . 由表8.7得：轴承的派生轴向力
N y R S 5495
.121646211=⨯==
N y R S 7255
.122175222=⨯==
. 因21S F S a >+，故1为松边， 作用在轴承上的总的轴向力
N F S A N S A a 1307582725,5492211=+=+===.
查表6-7，得:30211型
4.0=e ,
e R A <==33.01646
54911. 由表8.5，查得：0,111==y x ,
e R A >==6.02175
130722 得
5.1cot 40.0,4.022===αy x .
计算当量动载荷
()N P 1646164610.11=⨯⨯=,
()129.392021755.116464.00.1P P >=⨯+⨯⨯=.
计算轴承寿命
ε
⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛=p c n L h 60106 取3
10
=
ε. h L h L h h 2000077224609
.3920108.904.766010
3
103
6='>>=⎪
⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯=
.
八、键的选择和计算
1.输入轴：键78⨯，T GB 20031090-，A 型.
2.大齿轮：键1118⨯，T GB 20031090-，A 型.
3.输出轴：键914⨯，T GB 20031090-，A 型. 查表3.1， []MPa P 120100-=δ,式3.1得强度条件:[]b L l dhl
T
P -=≤,4δ. 校核
键1：()
[]P MPa dhl T δδ<=-⨯⨯⨯==
13.7583672592033
440; 键2：()
[]P MPa dhl T δδ<=-⨯⨯⨯==
70.7018631160524917
440; 键3：()
[]P MPa dhl T δδ<=-⨯⨯⨯==
81.891470945509274
440. 所有键均符合要求。

九、联轴器的选择
选择联轴器为弹性柱销联轴器 型号为：3LX 型联轴器
()20035014112
45112
48-⨯⨯T GB JB ZC
公称转矩:,1250m N T ⋅=许用转速:min
4700r n =质量:kg 8.
十、减数器的润滑方式和密封类型的选择
1、 减数器的润滑方式：飞溅润滑方式
2、 选择润滑油：工业闭式齿轮油（GB5903-95）中的一种。

3、密封类型的选择：密封件： 毡圈1 30 JB/ZQ4606-86 毡圈2 40 JB/ZQ4606-86
十一、参考资料
杨可桢,程光蕴,李仲生.机械设计基础.第五版.北京:高等教育出版社,2005 龚溎义.机械设计课程设计指导书.第二版. 北京:高等教育出版社,1990 龚溎义.机械设计课程设计图册.第三版. 北京:高等教育出版社,1989。