课程设计减速器设计说明书汇总

1、机械设计课程设计计算说明书 设计题目减速器的设计 专业班级XXXXXX 设计人员 XJH WZW 指导老师WWZ 完成日期2013-1-4 目录 一、传动方案拟定3 二、电动机的选择.4 三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比 .6 四、传动装置的运动和动力设计7 五、普通 V 带的设计 .10 六、齿轮传动的设计 .15 七、传动轴的设计 . .18 八、轴承的选择及计算 . . .27 九、键连接的选择和校核 29 十、联轴器的设计 31 十一、箱体的设计 32 十二、密封和润滑的设计 33 十三、设计小结 33 一、传动方案拟定 1、设计课题： 设计 用于带式运输机的减速器。工作时有

2、轻微冲 击，输送带允许速度误差士 4% 班制，使用期限15年 （每年工作日300天），连续单向运转，大修期五年，小 批量生产。 2、原始数据： 滚筒圆周力F=1600N 带速 V=1.7m/s; 滚筒直径D=280mm 3、方案拟疋： 根据设计课题及其数据，拟选择单级圆柱齿轮减速 器和一级带传动。 采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比 要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适 应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护 方便。 4、大体图如下所示： 由电动机至运输带的传动总效率为： 3 n总= niX“2 Xn sXn 4Xn 5 式中：n i、n 2、n 3、n 4、n

3、 5分别为带传动、轴承（球 轴承）、齿轮传动（8级精度）、联轴器（弹性联轴器）和 卷筒的传动效率。 取 n 1=0.96 n 2=0.99 n 3=0.97 n 4=0.99 n 5=0.96 贝S：n 总=0.96X 0.993 X 0.97X 0.99X 0.96 =0.859 所以：电机所需的工作功率： 电动机工作 Pd = FV/1000 n 总 功率： =(1600 X 1.7)/(1000 X 0.859) Pd=3.3(kw) =3.3 (kw) 3、确定电动机转速 卷筒工作转 卷筒工作转速为： 速 n 卷筒=60 X 1000 V/ ( n D) n卷筒 =(60 X 1000

4、 X 1.7)/ (280 n ) =116r/mi n =116 r/mi n 根据机械设计课程设计书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 =35。 取V带传动比Ii = 24。则总传动比理论范围为： I a=6 20 O 故电动机转速的可选范围为 Nd =1 axn 卷筒 =（6 20） X 116 =696 2320 r/min 则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min 根据容量和转速，由指导书取电动机型号：丫112M-4 ,具体参数如 下 电动机型号 Y132M1-6 p = 4kw m = 1440r/min 尺 F 10 中心高H

5、外型尺寸 L*(AC/2+AD )*HD 地脚安装 尺寸 A*B 地脚螺栓 孔尺寸 K 轴伸尺寸 D*E 112 400*310*265 190*140 12 28*60 电动机主要外形和安装尺寸: 人广阳 a n AB 三、确定传动装置的总传动比和分配级传 动比： 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n 1、可得传动装置总传动比 为： 总传动比: ia=12.4 ia=nm/n=nm/n 卷筒 =1440/116 =12.4 总传动比等于各传动比的乘积 ia=iox i （式中io、i分别为带传动和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 带传动比:io=3 取io=3 （普通

6、V带i=24） 因为：ia= io x i 所以: 齿轮传动比: i=4.1 i = ia/ io =12.4/3 =4.1 四、传动装置的运动和动力设计： 将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴，H轴，以 及 io , ii,分别为相邻两轴间的传动比 n 01, n i2,为相邻两轴的传动效率 Pi, Pn,为各轴的输入功率（KW ） TI , Tn,为各轴的输入转矩（N m） n i ,n n,为各轴的输入转速（r/min） 可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运 动和动力参数 1、运动参数及动力参数的计算 1)计算各轴的转数： I 车由：ni =nm/ io =1440/3 =

7、480(r/min) H轴：nu = ni/ ii =480/4.1 =116 r/mi n 卷筒轴：n山=n n (2)计算各轴的输入功率： I 轴：Pi =PdX n 01 =PdX n 1 =3.3 X 0.96 =3.168 (KW) I轴转速: ni =480r/min n轴转速：n n =116r/mi n I轴输入功 率: Pi =3.168kw II轴输入功 Pn =3.024kw i轴输入转 矩： T i =63.043N? m n轴输入转 矩： T n =248.21N? m H 轴：Pi = PiXn 12= PiXn 2X n 3 =3.168X 0.99X 0.97

8、=3.042 (KW) 卷筒轴：P山=n 23= P1，n 2 n 4 =3.042X 0.99X 0.99 =2.98 (KW) 计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为： Td=9550 Pd/nm=9550X 3.3/1440 =21.89 N m i 轴：Ti = Td i0 n 01= Td i0 n 1 =21.89X 3X 0.96=63.043N m I 轴：Tn = Ti i1 n 12= Ti i1 n 2 n 3 =63.043X 4.1 X 0.99X 0.97=248.21 N m 卷筒轴输入轴转矩：T山=Tnn 2n 4 =248.21 X 0.99 X 0.99

9、=243.27 N m 计算各轴的输出功率： 由于in轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效 率： 故: P=PiX n 轴承=3.168X 0.99=3.136 KW Pn= Pn X n 轴承=3.024X 0.99=2.994 KW 计算各轴的输出转矩： 由于IH轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效 率：则： T= T i x n 轴承 =63.043 X 0.99 =62.41 N m T= TnX n 轴承 =248.21 x 0.99 =245.73 N m 综合以上数据，得表如下: 轴名 效率P ( KW) 转矩T ( N -m) 转速n r/mi n 传动比 i 效率 n 输入

10、输出 输入 输出 电动机轴 3.3 21.89 1440 3 0.96 I轴 3.168 3.136 63.043 62.41 480 4.1 0.96 H轴 3.042 2.994 248.21 245.73 116 1.00 0.98 卷筒轴 2.98 2.82 243.27 231.2 116 五. V带的设计 1、确定计算功率 查课本表8-7得：Ka =1.1 Pca=KaK P=1.1 x4=4.4kw式中KA为工作情况系数，p为 传递的额定功率，即电机的额定功率. 2、选择带型号 根据=4.4，kA =1.1,查课本图8-11选用带型为A 型带. 3、选取带轮基准直径dd1,dd2

11、 小带轮直径 dd1=132mm 带速： V=9.948m/s 大带轮直径 dd2=400mm 1）初选小带轮基准直径 查课本表8-6和表8-8取小带轮基准直径dd 132mm 2）验算带速v V -二dd1 nm ：一60 1000=9.948m/s 在525m/s范围内，故V带合适 3）计算大带轮基准直径 dd2 二 i0 dd1 =3 132 = 396mm 查课本表8-8后取dd2 =400mm 4、确定中心距a和带的基准长度Ld 根据课本式8-20，初步选取中心距a = 500mm 2 Ld=1800mm 中心距： a=464mm 包角： a 1=146.9 所以带长，C=2a0+Z

12、（dd1+dd2）+（dd2 ddl）=1871.58mm 24a。 查课本表8-2选取基准长度L 1800mm得实际中心 距 a =玄（Ld -L）/2 ： 464mm 由8-24式得中心距地变化范围为 437- 518mm 5、验算小带轮包角 ：1 =180：-dd2dd1 180 =146.9，包角合适。 a兀 6、确定v带根数z 1）计算单根V带额定功率Pr 由 dd1 =132mm 和 n =1440r /min 查课本表 8-4a 得 p0 =2.1kw 转速n =1440r / mi n ,传动比i=3,查课本8-4b得 p0 =0.17kw 查课本表8-2得Kl =1.01 查

13、课本表8-5,并由内插值法得=0.914 带的根数: Z=3 Pr =（P0：P0）k_.k| =（2.1+0.17）0.914 1.01=2.10 2）带的根数 Z 二 Pea Pr =2.10 故选Z=3根带。 7、计算初拉力 由 8-3 得 q=0.1kg/m , 张紧力：（Fo） min = 137.81N 压轴力： Fp=792.6N 单根普通V带张紧后的初拉力为 （F）min =500（2.5 -Ka） Pea kaZV qV2=137.81N 则大齿轮齿数 乙=卩?乙=4.1 X 23=94.3，取Z2=95 2、按齿面接触疲劳强度设计 由设计公式（10-9a ） 进行试算，即

14、lktTT+1Ze 2 d宀32忻 （1）确定公式内的各计算数据 1）、试选 K = 1.3; 2）、t-；5 1o6p=6.37 104N?mm； 3）、由课本表10-7选取d=1； 4）、由课本表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8 1 MPa2 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳强度极 限二H liml - 600MPa 大齿轮的解除疲劳强度极限；Hiim2 =550MPa 6）由课本式10-13计算应力循环次数 汕 OnJLhM =60 480 1 8 300 15=1.0368 109 8 NN:i2 = 2.53 10 7）由课本图10-19取接触疲劳寿命

15、系数 Knh=1, Knh=1.08 8）计算接触疲劳许用应力 去失效概率1%,安全系数S=1，由课本式（10-12）得 61 二 Knh1 6lim1“S=600MPa 二H2 二 Knh2 二 Hlim2 _S=594MPa （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t 2）、计算圆周速度 V=dm =1.27m/s 60 1000 3）、计算齿宽 b=d d1t=50.72mm 4）计算齿宽和齿高的比b h 模数 g = d1t Z| =2.205 齿高 h=2.25mt =4.96mm b =50.72/4.96=10.225 h 5）计算载荷系数 根据v=1.27m/s, 8级精度，由

16、课本图10-8查得动载荷系 数 KV=1.10 直齿轮Kh：.二心：.=1 由课本表10-2查得使用系数Ka =1.25 由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承 对称布置时=1.35 由 b =10.225, Kh： =1.35查图 10-13 得心，1.28 h 故载荷系数 K 二KaKvKh：Kh，1.25 1.10 1 1.35 = 1.86 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 （10-10a ）得 d1 = d1t3. k kt =57.15mm 7）计算模数 m = d F 1 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模式m大于 由齿根弯曲疲劳强度计算的模数

17、，由于齿轮模数m的大 小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲 劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径（即模数）与 齿轮的乘积有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.87 并就近圆整为标准值m=2m m,按接触疲劳强度计算分度 圆直径di=57.i5mm，算出小齿轮齿数 Z =d325.572Nm 半联轴器I的孔径：d| =38mm,故取：a = 38mm.半联轴器长 度L =82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为：Li = 60mm. 4、轴的结构设计 in ir vn (1)轴上零件的定位,固定和装配 h轴各尺寸如 图所示： 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

18、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)确定轴各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-11轴段右端需制出 一轴肩,故取II -III段的直径du=43mm ,左端用轴端挡圈定 位,查手册表按轴端取挡圈直径d = 50mm,半联轴器与轴配合的毂 孔长度：L 60mm,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：Li58mm. 初步选择滚动轴承，因轴承只受有径向力的作用，故选用 深沟球轴承，参照工作要求并根据：dIIjn =43mm. 由机械设计课程设计表12-5，选取6209型轴承，尺 寸：d

19、 xD xB =45x85x19，轴肩 damin =52mm 故dm jv =dvn卫ii =45mm,lvii mi =19mm，左端滚动轴承采用套 筒进行轴向定位，右端滚动轴承采用轴肩定位.取d-皿=53mm 取安装齿轮处轴段IV的直径：div=50mm,齿轮左端与 左轴承之间米用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为65mm ,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： liv -61mm,齿轮右端米用轴肩定位，轴肩高度h0.07d ,取 h =5mm,则轴环处的直径：dVi =50+2h = 60mm ad amin = 52mm, 轴环宽度：b兰1.4h,取IVm =1

20、0mm。 轴承端盖的总宽度为：20mm,取：1”屮-50mm. 取齿轮距箱体内壁距离为：a = 18mm,滚动轴承距箱体内壁 距离s=8mm滚动轴承宽度 T=19mm 1川亠=T +s+a+(65_61) = 18+8+19+4 = 49mm, 由于这是对称结构，算出 Ivix =T+sTvi =18十8_10 =16mm. 选取6209轴承 至此,已初步确定了轴的各段直径和长度 (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 1) 齿轮与轴的连接 按div _y =50mm查课本表6-1,得：平键截面b h=14 9,键槽 用键槽铣刀加工，长为：50mm. 为了保证齿

21、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；H 7 门6 2) 半联轴器与轴的联接,查课本表6-1，选用平键 为:b h L =10 8 45,半联轴器与轴的配合为：H7. 门6 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：m6 . (4) 确定轴上圆角和倒角尺寸 参照课本表15-2,取轴端倒角为：1.6 45 ,V、W处圆角取R2, 各轴肩处圆角半径取R1-6 (5) 求轴上的载荷 齿轮与U轴联 接选用平键为： bx hx L=14 x 9x 50 联轴器与U轴 联接选用平键 为：bx hx L=10 x 8 x 45 在确定轴承的支点位置时，深沟球轴

22、承的作用点在对称中心 处，作为简支梁的轴的支撑跨距 L2 L3 =68mm 68mm,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. 分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩. Mh =Fnh*3 =71553Nmm Mv = Fnv*3 =26043.32Nmm 计算总弯矩：M = Jm H2 +Mv2 =76145.17Nmm 扭矩：oTo =0.6x250440.5=l50264.3Nmm . 计算弯矩：Mca = Jm 2 +(aT f =168456.07Nmm 按弯扭合成应力校核轴的强度 对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核.c

23、为危险截 面 w nd3 bt(d t)2 兀 x503 14x5.5 x (50 5.5)23 W-10747.1mm3 322d322 汉 50 ca =Mca+W=15.67MPa 由表15-1查得Q=60MPa，因此。玄成戸，故安全。 (二)1轴的设计 1. 轴上的功率P、转速山和转矩 P=3.168KW n =480r/min =9550000R m m =63030Nmm 2. 作用在齿轮上的力 切向力 F2T-d1=2173.45N 径向力 Fr =Ft tana =791.07N 3. 初定轴的最小直径 先按课本式(15-2 )初步估计轴的最少直径。 I轴转矩：T I =630

24、30N?mm 材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取A =112 1/3 dimin =Ab(R nJ =21.01mm 输出轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径dvil VI , dvii yii =38mm 电动机轴外伸80mm，配合轮毂长度69mm 4、轴的结构设计 I轴各尺寸如 图所示： 4V-F U 0 L in 1 u i CQ TT g iin 1 LT VI 11 1 | UI IV V VI 1! UIH (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.齿轮右面由套筒定位，左面由轴肩定位，联接以平键作为过渡配 合固定,两

25、轴承均以轴肩定位. (2) 确定轴各段直径和长度 选取6210轴承 为了满足带轮的轴向定位要求,VII -VIII轴段左端需制出 一轴肩,故取W - VH段的直径dw “I二46mm,左端用轴端挡圈定位 查手册表按轴端去挡圈直径d二50mm,带轮与轴配合的毂孔长 度：L1 =69mm,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：Si亠hi = 67mm. 初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用,故选用 深沟球轴承,参照工作要求并根据：d 韧=46mm. 由机械设计课程设计选取6210型轴承,尺 寸：d x D 汽 B =50 汉90 x20，轴肩 dami

26、n =57mm 故d|=dVyi =50mm,l|_u =20mm，左端滚动轴承采用轴肩进 行轴向定位,右端滚动轴承采用套筒定位.取d|=58mm。 取安装齿轮处轴段IV的直径：d|V_v =55mm，齿轮右端与 右轴承之间米用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为70mm ,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： hv 乂 -66mm,齿轮左端米用轴肩定位，轴肩高度h0.07d ,取 h =5mm,则轴环处的直径： dm jv =55 + 2h =65mm Ad amin =57mm，轴环宽度：b1.4h,取 Iiii jv =10mm。 轴承端盖的总宽度为：20mm , 根

27、据对称结构：In=14.5mm,lv=47.5mm. 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度. (3)轴上零件的周向定位 齿轮,带轮与轴的周向定位均采用平键联接 1) 齿轮与轴的连接 按diV v = 50mm查课本表6-1,得：平键截面 bh =16mm0mm ,键槽用键槽铣刀加工，长为：50mm . 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；也 门6 2) 带轮与轴的联接 查课本表6-1，选用平键截面b8mm ,键槽用键槽 铣刀加工，长为：56mm . 齿轮与I轴联 接选用平键为： bx h x L=16 x 10 X 50 带轮与与I轴 联接选用平键 为：bx hx

28、 L=10 X 8 x 56 带轮与轴的配合为 H7 门6 小齿轮做成齿 轮轴 大齿轮采用腹 板式 2、对于大齿轮： 当daW 500mm时，采用腹板式结构。 * da2 =( +2h )m =242mm 3)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：m6 . (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 参照课本表15-2,取轴端倒角为：1.6 45 ,川处、W处取圆角半 径R2,其余各轴肩处圆角半径取 R1.6 1、小齿轮结构设计 当齿根圆到键槽顶部ev2mi时，宜将齿轮做成齿轮轴 由于第一轴的结构设计中小齿轮处的轴d=55,而小齿轮的齿根 圆 d f 1=53mm 显然e

29、v 2m故需做成齿轮轴。 丘70 3.5_50*-671 D4二二50mm,d 为U轴安装大齿轮处的轴径。 D3 =1.6D4 =80mm D0 二da2-12m =215-12 2.5=185mm D2=O.3(Do D3)=0.3 (185-80)=31.5mm Di = Do + D3 = 2 = 185+80 2 =132.5mm C = 0.25 B2 =16mm n =0.5m=1mmr=25mm。 大齿轮结构图 如图所示： 高速级大齿轮结构图如下： 八、轴承的选择及计算 轴承6210所算 得的寿命为： Lh=557012.31h 轴承6209所算 得的寿命为： Lh=185088

30、9.8h 1、轴承的选择： 轴承1:深沟球轴承6209 轴承2:深沟球轴承6210 2、校核轴承: 1) 校核深沟球轴承6210,查机械设计课程设计得： Cr 二 35KN , Cor = 23.2KN 由课本表13-6，取fp =1.2 J =(Fnv1Fnv1 ) =1156.47N 1/2 Fr2 =(FNV2 FNV 2 )=1156.47N 由于轴承只受径向力作用 P = fdFr1 =1387.764N 对于球轴承，；=3 Lh =(1060n)(C/P)3=557012.31h 按每年300个工作日，每天一班制，寿命为232年，所以合适 2) 校核深沟球轴承6209,查机械设计课

31、程设计表12-5得: Cr =31.5KN,Cor =20.5KN 由课本表13-6，取fP =1.2 2 2 1/2 Fr1 =(Fnv1Fnv1 ) =1119.78N 2 21/2 Fr2 (FNV2FNV2 ) =1119.78N 由于轴承只受径向力作用 P = fdFr1 =1343.736N 对于球轴承，；： =3 63 Lh =(10 :60n)(C/P) =1850880.8h 按每年300个工作日，每天一班制，寿命为 771.2年，所以合 适 九、键连接的选择和校核 1、选择键联接的类型 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 键的材料为钢，bp=125MPa 2、轴I与带轮相联处键的校核 键