同济大学机械设计基础课程设计减速器设计说明书

1、. . . . 机械设计基础课程设计说明书设计题目： 单级圆柱齿轮减速器 学院： 航空航天与力学学院 专业： 航空航天类班级： 学号： 设计人： 指导老师：完成日期： 2011年7月15日 目录1) 传动方案.32) 电动机的选择.33) 计算总传动比与分配各级的传动比.44) 运动参数与动力参数计算.45) 传动零件的设计计算.46) 输入轴的设计计算.117) 输入轴滚动轴承的选择与校核计算.188) 输入轴键联接的选择与计算.209) 输出轴的设计计算.2110) 联轴器的选择.2211) 输出轴滚动轴承的选择与校核计算.2712) 输出轴键联接的选择与计算.2913) 减速器附件的选择

2、.3014) 润滑与密封.3215) 参考资料目录.331.传动装置的总体设计1.1传动方案（1） 工作条件：带式运输机传动装置，使用年限10年，工作为二班工作制，单向运转，有轻微震动（2）原始数据： 带牵引力F= 2.9kN； 带速V=1.4m/s；滚筒直径D=400mm；1.2电动机的选择计算项目设计计算与说明结果1.选择电动机根据用途选用Y系列三相交流异步电动机3.电动机转速的确定由nw=Vw*60*1000/D得传送带滚筒的转速为= 60*1000*1.4/(3.14*400)=67r/min按手册P7表1推荐的传动比合理围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比围Ia=36。取V带传动比I1

3、=24，则总传动比理时围为Ia=624。故电动机转速的可选围为nd=Ia×n筒=（624）×67r/min=402-1608r/min符合这一围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有两种适用的电动机型号：因此有两种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。满载速率为960r/min,型号为Y132M2-6nm=960r/min1.3计算总传动比与分配各级的传动比计算项目设计计算与说明结果1. 总传动比i总=n

4、电动/n筒=960/67=14.33i总=14.332. 分配各级的传动比据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=3(单级减速器i=36合理）（1） i总=i齿轮×I带i带=i总/i齿轮=14.33/3=4.78i齿轮=3i带=4.781.4运动参数与动力参数计算计算项目设计计算与说明结果1.各轴转速nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/3=320(r/min)nIII=nII/i齿轮=320/4.78=67(r/min)nI=960r/minnII=320(r/min)nIII=67(r/min)2.各轴功率PI=P工作=4.67kwPII=PI×带=4.67

5、×0.96=4.48KWPIII=PII×轴承×齿轮=4.48×0.99×0.97=4.30KWPI=4.67kwPII=4.48KWPIII=4.30KW3. 各轴扭矩TI=9550×PI/nI=9550×4.67/960=46.46N·mTII=9550×PII/nII=9550×4.48/960=133.70 N·mTIII=9550×PIII/nIII=9550×4.30/67=612.91 N·mTI=46.46N·mTII=133.7

6、0 N·mTIII=612.91N·m2.传动件的设计计算2.1减速器外传动件的设计计算项目设计计算与说明结果1.确定设计功率查表13-8得：kA=1.2PC=KAP=1.2×4.67kw=5.60kwPC= 5.60kw2.选择带型根据PC=5.60kw，n1=960r/min,由图13-15选用A型V带选用A型V带3. 确定带轮基准直径由课本表13-9得，小带轮基准直径不应小于75mm，则取dd1=125mm dd2=n1/n2·dd1=3×125=367.5mm由表13-9，取dd2=375mmdd1=125mmdd2=367.5mm4.

7、 验算带速带速V：V=dd1n1/（60×1000）=×125×960/（60×1000） =6.25m/s在525m/s围，带速合适。带速合适5.确定带长和中心矩初步选取中心距a0=1.5(dd1+dd2)=1.5×（125+375）mm=750mm符合0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)由式13-2得带长：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×750+1.57(125+375)+(375-125)2/（4×500） =2306mm查表对A型带适用Ld=2500mm根据1

8、3-16得实际中心距：aa0+（Ld-L0）/2=750+（2500-2306）/2=847mma0=750mmL0=2306mma=847mm6. 验算小带轮包角1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（375-125）/847×57.30=1630>1200 合适1=16307.确定带的根数根据课本13-3得P1=1.37KW根据课本13-5P1=0.11KW根据课本表（13-7）K=0.96根据课本表（13-8）KL=1.09得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =5.6/(1.37+0.11)×0.96×0.96

9、 =3.62取4根z=48. 计算轴上压力由课本表13-1查得q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=500×5.6/（4×5.03）×(2.5/0.96-1)+0.1×6.252N =184N则作用在轴承的压力FQ=2ZF0sin1/2=2×4×184×sin163°/2N=1456NFQ=1456N2.2减速器传动的设计计算计算项目设计计算与说明结果1. 选择齿轮材料与精度等级因要求结构紧凑故采用硬齿面的组合。小齿轮选用20CrMnTi渗碳淬火，

10、齿面硬度为56-62HRC。大齿轮选用20Cr，渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC； 选择9级精度。小齿轮：20CrMnTi渗碳淬火；大齿轮：20Cr渗碳淬火9级精度2.计算主要传动尺寸小齿轮Hlim1=1500MPa,FE1=850MPa;大齿轮Hlim2=1500MPa,FE2=850MPa。取SH=1，SF=1.25取ZH=2.5,ZE=189.8F1= F2=FE1/SF=680 MPaH1= H2=Hlim1/SH=1500 MPa2)按轮齿弯曲强度设计计算齿轮按9级精度制造。取载荷系数K=1.3，齿宽系数d=0.8小齿轮上的转矩为T1=9.55×106×P/n

11、1=9.55×106×4.48/320 =1.34×105N·mm初选螺旋角 =15°齿数 取z1=30,则z2=4.78×30=143.4143，取z2=143实际传动比 i=z2/z1=4.77i=(4.78-4.77)/4.78=0.22%<5%齿形系数 zv1=30/cos315°=33.29 zv2=143/cos315°=158.67查图得 YFa1=2.55 YSa1=2.18YFa2=2.18 YSa2=1.81YFa1 YSa1/F1=0.0062> YFa2 YSa2/F2=0.00

12、58故应对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模数mn(1/3=1.59mm由表取mn=2mm。中心距 a=mn(z1+z2)/2cos=179.10mm取a=180mm.确定螺旋角 =arccos(mn(z1+z2)/2a)=16°153”齿轮分度圆直径 d1=mnz1/cos=62.438mm d2= mnz2/cos=297.572mm齿宽 b=dd1=49.950mm取 b2=50mm,b1=55mm3)验算齿面接触强度H=ZEZHZ(2KT1(u+1)/bd12u)1/2=684 MPa<H1=1500 MPa 安全。4）齿轮的圆周速度V=d1n1/(60×

13、;1000)=1.05m/s对照表，选9级精度是合宜的。满足齿面弯曲强度mn=2mma=180mmd1=62.438mmd2=297.572mmb2=50mmb1=55mm满足齿面接触强度3.齿轮上作用力的计算计算项目设计计算与说明结果1.已知条件高速轴传递的转矩为=133.70N/m,小齿轮分度圆直径为62.438mm2.小齿轮1的作用力圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为其方向由力的作用点指向轮1的转动中心=tan=4280tan16°153”=1230N3. 大齿轮2的作用力从动轮2各个力与主动轮1上相应的力大小相等，作用方向相反5.轴的设计计算5.1高速轴的设计与

14、计算计算项目设计计算与说明结果1.按扭矩初算轴径选用40Cr调质，硬度241-286HBS根据dminc(p/n)1/3查表，取c=98dmin98 (4.48/320)1/3mm=23.6mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=23.6(1+5%)mm=24.8取25mm40Cr调质dmin=25mm2、轴的结构设计（1）确定轴各段直径和长度0段：最小直径25mm长度：考虑到大带轮直径375mm，查表得轮毂长度为65mm,故轴长度略短取L0=62mm1段：考虑到密封圈径，得d1=32mm长度：考虑V带和箱体外壁应有一定矩离而定，为拆装螺栓做准备（通过计算与查表得出螺栓长度约为40mm）为此，取

15、该段长为74.5mm2段:考虑到滚动轴承径d2=d1+2h=32+2×1.5=35mm初选用6307型深沟球轴承，其径为35mm,宽度为21mm. 考虑齿轮端面和箱体壁，轴承端面和箱体壁应有一定距离。取封油环为24mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故2段长：L2=43mm3段：直径d3=37.5mmL3=55-2=53mm4段：直径d4=43mm长度：10-2=8mm5段：直径：同样安装滚动轴承，35mm长度：与另一侧对称，经计算为10+21+2=33mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距和受力简图如图（2）按弯矩复合强度计算求垂直面的支

16、撑反力（如图b）F1v=(Fr×58+ Fa×d1/2)/116 =(1620×58+1230×62/2)/116=1139NF2v=Fr-F1v=1620-1139=481N求水平面支撑反力（如图c）F1H= F2H= Ft/2=2140NF力在支点产生的反力F1F=F*116/116=1456*116/116=1456NF2F=F+ F1F=2912N绘制垂直面弯矩图（如图b）Mav=1139*58/1000=66N·mMav=481*58/1000=28N·m绘制水平面弯矩图（如图c）：MaH=2140*58/1000=124N

17、·mF力产生弯矩图（如图d）M2F=1456*116/1000=169N·mA- A截面F产生的弯矩MaF=0.5* M2F =169*0.5=84.5N·m绘制合弯矩图（如图e）考虑到最不利的情况把MaF与(Mav2+MaH2)1/2直接相加Ma=(Mav2+MaH2)1/2+MaF=(282+1242)1/2+85=225N·m绘制扭矩图（如图f）转矩：T=133N·m求危险截面的当量弯矩由图可知A-A截面最危险转矩产生的扭切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=2252+(0.6×13

18、3)21/2=239N·m校核危险截面的强度轴的材料选用40Cr，调质处理B=750MPa由表14-3差得-1 b=70MPa则dMe/(0.1-1 b)1/3=32.4考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%故d=1,05*32.4=34.0mm该轴强度足够d0=25mmL0=62mmd1=32mmL1=74.5mmd2=35mmL2=43mmd3=37.5mmL3=53mmd4=43mmL4=8mmD5=35mmL5=33mmF1v=1139NF2v=481NF1H=2140NF1F=1456NF2F=2912NMav=66N·mMav=28N·mMaH=124N

19、·mM2F=169N·mMaF=84.5N·mMa=225N·mT=133N·mMec=239N·m该轴强度足够3.滚动轴承的选择与校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×250×10=40000小时计算当量动载荷：Fa=1230NC0r=17800NFa/C0r=0.069接近0.056E=0.26Fr=（21402+11392+14562）0.5=2828NFa/ Fr=1230/2828=0.43>0.26x=0.56 y=1.71 P= xFr+yFa=0.56*2828+1.71*1230=3687

20、N轴承寿命计算LH=16670/n(ftCr/Pfp) =16670/320×(1×25800/1.1*3687)3=13408h 3.4年三年为检修期更换滚动轴承，预期寿命足够计算当量动载荷：Fa=0NC0r=17800NFa/C0r=0.069接近0.056E=0.26Fr=（21402+4812+29122）0.5=NFa/ Fr=0P= xFr+yFa=3646N轴承寿命计算LH=16670/n(ftCr/Pfp) =16670/320×(1×25800/1.1*3646)3=13865h 3.5年三年为检修期更换滚动轴承，预期寿命足够轴承预期寿

21、命足够轴承预期寿命足够4.键的校核（1）齿轮处的键轴径d2=37.5mm T=133.70Nm查指导书选用A型平键键8×32 GB1096-79 h=8mml=L-b=32-10=34mm校核挤压强度条件p=4T/dhl=4×133700/（37.5×8×22）=81.0Mpa由表10-10：钢，轻微冲击p=100 Mpap<p强度合格（2）连接带轮的键查指导书选用C型平键键C8×40 GB1096-79 h=7mml=L-b/2=40-8/2=36mm 校核挤压强度条件p=4T/dhl=4×133700/（25×7&

22、#215;36）=84.9Mpa由表10-10：钢，轻微冲击p=100 Mpap<p强度合格齿轮处的键强度合格连接带轮的键强度合格5.2低速轴的设计与计算计算项目设计计算与说明结果1.按扭矩初算轴径选用40Cr调质，硬度241-286HBS根据dminc(p/n)1/3查表，取c=98dmin98 (4.3/67)1/3mm=39.2mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=39.2 (1+5%)mm=41.2mm取45mm40Cr调质dmin=45mm2.联轴器的选择（1）选择类型对于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不很大时，选用弹性柱销联轴器（2）求计算转矩转矩T=9550P/

23、n=9550*4.21/67N=600.08N*m由表17-1工作机为输送机时工作情况系数KA=1.5，故计算转矩Tc=KAT=1.5*600.08=900.12 N*m（3）确定型号由课程设计指导书选取弹性柱销联轴器HL4材料为铁/钢时，许用转速为2800/4000r/min允许孔的直径为40.42.45.48.50.55.56以上数据均能满足要求，故合用3轴的结构设计（1）确定轴各段直径和长度0段：最小直径45mm长度：考虑到联轴器的轴孔长度为84mm，故轴长度略短取L0=82mm1段：考虑到密封圈径，得d1=55mm长度：考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为拆装螺栓做准备（通过计算与

24、查表得出螺栓长度约为40mm），并且要为弹性联轴器的柱销安装留下空间，为此，取该段长为80mm2段:考虑到滚动轴承径d2=60mm初选用6012型深沟球轴承，其径为60mm,宽度为18mm. 考虑齿轮端面和箱体壁，轴承端面和箱体壁应有一定距离。取封油环为22.5mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并且安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故2段长：L2=42.5mm3段：直径d3=63mmL3=55-2=48mm4段：直径d4=72mm长度：12.5-2=10.5mm5段：直径：同样安装滚动轴承，60mm长度：与另一侧对称，经计算为2+10+18=30mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距和

25、受力简图如图（2）按弯矩复合强度计算求垂直面的支撑反力（如图b）F1v=(Fr×113/2+ Fa×d2/2)/113 =(1620×113/2+1230×298/2)/113=2432NF2v=Fr-F1v=1620-2432=-812N求水平面支撑反力（如图c）F1H= F2H= Ft/2=2140N绘制垂直面弯矩图（如图b）Mav=2432*113/2/1000=137N·mMav=812*113/2/1000=46N·m绘制水平面弯矩图（如图c）MaH=2140*113/2/1000=121N·m绘制合弯矩图（如图d

26、）Ma=(Mav2+MaH2)1/2=183N绘制扭矩图（如图e）T=638N*m求危险截面的当量弯矩由图可知A-A截面最危险转矩产生的扭切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=1832+(0.6×638)21/2=424N·m校核危险截面的强度轴的材料选用40Cr，调质处理B=750MPa由表14-3差得-1 b=70MPa则dMe/(0.1-1 b)1/3=39.3考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%故d=1,05*39.3=41.3mm该轴强度足够d0=45mmL0=82mmd1=55mmL1=80mmd2=60mmL2=4

27、2.5mmd3=63mmL3=48mmd4=72mmL4=10.5mmD5=60mmL5=30mmF1v=2432NF2v=-812NF1H=2140NMav=137N·mMav=46N·mMaH=121N·mMa=183N·mT=638N·mMec=424N·m该轴强度足够3.滚动轴承的选择与校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×250×10=40000小时计算当量动载荷：Fa=1230NC0r=19200NFa/C0r=0.064接近0.056E=0.26Fr=（21402+24322）0.5=3239NFa

28、/ Fr=1230/3239=0.38>0.26x=0.56 y=1.71 P= xFr+yFa=0.56*3239+1.71*1230=3917N轴承寿命计算LH=16670/n(ftCr/Pfp) =16670/67×(1×24500/1.1*3917)3=45733h 11.4年预期寿命足够计算当量动载荷：Fa=1230NC0r=19200NFa/C0r=0.064接近0.056E=0.26Fr=（21402+8122+）0.5=2311N<3917预期寿命足够Fr=3239N轴承预期寿命足够轴承预期寿命足够4.键的校核（1）齿轮处的键轴径d2=63mm

29、T=612.91N*m查指导书选用B型平键键18×40 GB1096-79 h=11mml=L =40=40mm 校核挤压强度条件p=4T/dhl=4×612910/（63×11×40）=85Mpa由表10-10：钢，轻微冲击p=100-120 Mpap<p强度合格（2）连接联轴器的键查指导书选用C型平键键C14×70 GB1096-79 h=9mml=L-b/2=70-14/2=63mm 校核挤压强度条件p=4T/dhl=4×612910/（45×9×63）=96Mpa由表10-10：钢，轻微冲击p=100-120 Mpap<p强度合格齿轮处的键强度合格连接联轴器的键强度合格7.减速器箱体的结构尺寸计算项目设计计算与说明结果箱体壁厚=0.025a+=5.5<8=8箱盖壁厚=0.02a+=4.6<8=8箱盖凸缘厚度=1.5=1.5×8=12mm=12mm箱座凸缘厚度b=1.5=12mmb=12mm箱座底凸缘厚度=2.5=20mm=20mm 地脚螺钉直径=0.036a+12=18.48mm=20mm地