减速器课程设计——吉林大学珠海学院.doc

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1、 目录一、课程设计任务书1（一）、设计课题1（二）、设计要求1（三）、设计步骤2二、电动机的选择3三、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4五、传动件的设计计算6（一）、V带传动的设计6（二）、高速极直齿圆柱齿轮设计：9（三）、低速极直齿圆柱齿轮设计13七、轴的设计17八、轴的校核（只校核中间轴）20九、键的选择和校核23（一）、中间轴上的键23（二）、高速轴上的键24（三）、低速轴上的键25十、滚动轴承的选择与校核25（一）、中间轴上的滚动轴承25（二）、高速轴上的滚动轴承27（三）、低速轴上的滚动轴承27十一、联轴器的选择27十二、箱体及其附件设计27（一）、齿轮的结

2、构设计27（二）、箱体结构设计28十三、润滑、密封的设计30十四、设计小结30附图31参考文献33一、课程设计任务书（一）、设计课题设计带式运输机传动装置 已知条件：（1）运输带工作拉力； （2）运输带工作速度； （3）滚筒直径； （4）工作机传动效率； （5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； （6）工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度； （7）要求齿轮使用寿命为15年（每年按300天计）； （8）生产批量：中等； （9）动力来源：电力，三相交流，电压380V。传动方案：如图1所示。（二）、设计要求（1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型

3、；（2）减速器装配图1张（A0或A1图纸）；（3）零件工作图1张；（4）设计计算说明书1份。图1（三）、设计步骤（1）总体设计：1.电动机的选择；2.传动比的分配；3.各传动轴的运动和动力参数计算；（2）传动零件的设计计算1.V带传动的设计；2.齿轮传动的设计；（3）轴的设计1.轴的材料选择和最小直径估算；2.减速器装配草图的设计；3.轴的结构设计；（4）轴的校核（5）键的选择和校核（6）滚动轴承的选择和校核1.滚动轴承的选择；2.滚动轴承的校核；（7）联轴器的选择（8）箱体及其附件设计（9）润滑、密封的设计二、电动机的选择（1）：选择电动机类型：根据工作和电源条件，选择Y系列三相异步电动机。

4、（2）：选择电动机功率：工作机使用功率; Pw=Kw=9.75 Kw电动机到滚筒轴的传动总效率：, , , 分别代表V带轮传动，滚动轴承，直齿圆柱齿轮，联轴器的效率，由设计指导书查表分别取0.95、0.99、0.97、0.99，则： 故：所需电动机功率： （3）:选择电动机额定功率：因为工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度。电动机额定功率只需略大于Pn即可，所以（4）：选择电动机转速：滚筒工作转速：按照表查得：V带传动比范围：二级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围：总传动比推荐范围：电动机转速可选范围：符合这一范围的同步转速

5、有1000、1500、3000 r/min三种。根据计算出的容量，由表查得有三种适用的电动机型号，其技术要求及传动比比较情况如下表：方案电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y180L-615100097015.622Y160L-4151500146023.513Y160M2-2153000293047.18综合考虑电动机、传动装置尺寸、重量以及传动比分配，比较上表中的三种方案：方案1电动机转速低,能使传动装置的传动比较小，但外轮廓尺寸及重量较大，价格较高；方案3电动机价格比较便宜，但传动比较大，致使传动结构尺寸也较大；方案2的电动机价格和传动比都比较适中，传动装置结构也比较紧凑。因此选

6、定电动机型号为Y160M-4,其主要外形尺寸查表得下表：型号额定功率满载转速同步转速电动机中心高外伸轴直径和长度Y160L-4151460150016042X110三、计算总传动比及分配各级的传动比（1）：传动系统的总传动比： i=23.51（2）:分配传动系统的各级传动比：假设V带传动分配的传动比i1=2.2,则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比i=10.69二级减速器中：高速级齿轮传动比：i2=3.73低速级齿轮传动比：i3=2.87四、运动参数及动力参数计算（1）：各轴转速：减速器传动装置从各轴从高速至低速依次编号为：轴、轴、轴。各轴转速为：=1460 r/min=663.64 r/min

7、=177.92 r/min r/min（2）：各轴输入功率：按电动机所需功率Pn计算各轴输入功率，即电动机的输入功率：P0=Pn=11.35 kw第一根轴的输入功率：P=Pn=11.35*0.95=10.78 kw第二根轴的输入功率：P=P=10.78*0.99*0.97=10.35 kw第三根轴的输入功率：P=P=10.35*0.99*0.97=9.94 kw工作机轴功率：Pw=P9.94*0.99*0.99=9.74 kw（3）：各轴转矩：电动机轴的转矩：T0=9550第一根轴的转矩：T=第二根轴的转矩：T=第三根轴的转矩：T=工作机轴的转矩：Tw=将计算结果汇总列表如下：轴名参数电动机轴

8、轴轴轴工作机轴转速n/（r/min）1460663.64177.9261.9662.10功率P/kW11.3510.7810.359.949.74转距T/(N)74.24155.13555.541532.071497.86传动比i2.23.732.871效率0.950.960.960.98五、传动件的设计计算（一）、V带传动的设计设计带传动的主要参数：已知带传动的工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳;传递的功率Ped=15Kw,小带轮转速n1=1460r/min，大带轮转速n2=663.64,传动比i1=2.2。设计内容包括：带的型号、长度、根数、传动中心距，带轮的直径及结构尺寸等等。（

9、1）：确定设计功率Pd式中：KA=1.2（2）：选择带型根据设计功率Pd和小带轮转速n1，选择B型带 （D1=125140）(3 )：选择带轮的基准直径并验算带速为了避免弯曲应力过大，应使小带轮直径所以取小带轮基准直径D1=132mm验算带速v其中普通V带vmax=2530m/s带速也不宜过低，否则带受的拉力过大。一般带速v=525m/s代入数据得：带轮符合推荐范围。（4）： 计算大带轮的基准直径根据基准直径系列，初定D2=287mm转速误差（5）：确定中心距a和带长Ld根据：初定中心距按下式计算带的基准长度Ld：由表查得基准长度Ld=1800mm计算实际中心距：+中心距满足变化范围：293.

10、3838mm考虑安装调整的需要，中心距的变动范围为（6） 验算小带轮包角包角满足条件。（7）：确定带的根数式中:单根V带的基本额定功率，查表5-5由插值法算得2.60kW；包角修正系数，查表5-9得0.96；带修正系数，查表5-3得0.95；单根V带额定功率增量，已知带型为B型带，小带轮转速为1460r/min，传动比查表5-10得0.46Kw。（8）：确定带的初拉力F0（9）：计算带轮作用在轴上的力FQ式中：带的根数； 带跟带的初拉力；小带轮包角。（10）： V带轮设计A. 带轮的材料为：HT200B. 带轮的结构形式：腹板式将计算结果汇总列表如下：设计功率带速小带轮直径大带轮直径带长中心距

11、包角带的根数初拉力轴上压力（二）、高速极直齿圆柱齿轮设计：（1）： 选择齿轮材料、热处理、精度等级、齿轮齿数根据工作条件与已知条件，减速器应采用闭式硬齿面齿轮；小齿轮齿数，大齿轮齿数，取；传动比设计说明（HB=350HBS）,8级精度，查表6-2得小齿轮45钢表面淬火HB=4050HBC大齿轮45钢表面淬火HB=4050HBC因为小齿轮是高速极，在啮合过程中，小齿轮的啮合次数比大齿轮多，小齿轮齿面硬度比大齿轮高3050HBS。（2）： 按齿根弯曲疲劳强度设计确定式中各项数值:A. 由表6-3查,故初选载荷系数B. 由表6-6，非对称分布，选取0.6C. 小齿轮传递的转矩 D. 重合度系数E.

12、由F. 由图6-19、6-20，查得,G. 应力循环次数由图6-21，查得、H. 由图6-22d，查得大、小齿轮的接触疲劳强度、I. 许用接触应力的确定取取设计齿轮模数；将确定后的各项数值代入设计公式，求得修正：由图6-7查得;由图6-10查得(减速器轴的刚度较大);由表6-4查得则：由表6-1选取第一系列标准模数齿轮的主要几何尺寸：圆整中心距，取；小齿轮直径：；大齿轮直径：；齿宽，取大齿轮齿宽，小齿轮齿宽（3）： 校核齿面接触疲劳强度确定式中各项的值：由表6-5，查得由图6-14，查得 由图6-13，查得由图6-15，按不允许出现点蚀，查得由图6-16e，按齿面硬度均值，在MQ和ML线中间查

13、出取将确定出的各项数值代入弯曲强度校核公式，得齿面接触疲劳强度足够。将计算结果汇总列表如下：高速极小齿轮高速极大齿轮齿轮材料45钢45钢热处理方法表面淬火表面淬火齿面硬度4050HRC4050HRC精度等级88齿数2075齿数比3.75模数3中心距142.5mm齿轮直径60mm225mm齿轮厚度45mm40mm（三）、低速极直齿圆柱齿轮设计（1）： 选择齿轮材料、热处理、精度等级、齿轮齿数根据工作条件与已知条件，减速器应采用闭式硬齿面齿轮；小齿轮齿数22，大齿轮齿数，取传动比设计说明（HB=350HBS）,8级精度，查表6-2得小齿轮40Cr表面淬火HB=4855HRC大齿轮40Cr表面淬火H

14、B=4855HRC因为小齿轮是高速极，在啮合过程中，小齿轮的啮合次数比大齿轮多，小齿轮齿面硬度比大齿轮高3050HBS。（2）： 按齿根弯曲疲劳强度设计确定式中各项数值:A. 由表6-3查,故初选载荷系数B. 由表6-6，非对称分布，选取0.6C. 小齿轮传递的转矩 D. 重合度系数E. 由F. 由图6-19、6-20，查得,G. 应力循环次数由图6-21，查得、H. 由图6-22d，查得大、小齿轮的接触疲劳强度、I. 许用接触应力的确定取取设计齿轮模数；将确定后的各项数值代入设计公式，求得修正：由图6-7查得;由图6-10查得(减速器轴的刚度较大);由表6-4查得则：由表6-1选取第一系列标

15、准模数齿轮的主要几何尺寸：圆整中心距，取；小齿轮直径：；大齿轮直径：；齿宽，取大齿轮齿宽，小齿轮齿宽（3）： 校核齿面接触疲劳强度确定式中各项的值：由表6-5，查得由图6-14，查得 由图6-13，查得由图6-15，按不允许出现点蚀，查得由图6-16e，按齿面硬度均值，在MQ和ML线中间查出取将确定出的各项数值代入弯曲强度校核公式，得齿面接触疲劳强度足够。将计算结果汇总列表如下：低速极小齿轮低速极大齿轮齿轮材料40Cr40Cr热处理方法表面淬火表面淬火齿面硬度4855HRC4855HRC精度等级88齿数2263齿数比2.86模数4mm中心距170mm齿轮直径88mm252mm齿轮厚度58mm5

16、3 mm七、轴的设计（1）：轴的材料选择和最小直径估算材料选45钢，调质处理，其各项数据列表如下：抗拉强度极限屈服强度极限弯曲疲劳强度剪切疲劳极限许用弯曲应力64035527515560（2）：初步估算轴的直径按扭转强度法进行最小直径估算，即：初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽是，两个键槽是， 。查表8-3：取高速轴=118，中间轴=112，低速钢=110。 高速轴：因高速轴最小直径处安装大带轮，设有一个键槽，则：31.97mm，由机械设计手册取为B型带带轮基准孔径系列标准值。中间轴：，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值。低速轴：，

17、因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：63.95mm，联轴器的孔径取为。（3）： 轴的结构设计1)中间轴的结构设计各段轴直径的确定 ：最小直径，滚动轴承处轴段，45mm。滚动轴承选取6409，其尺寸为dDB=45mm120mm29mm。 ：低速级小齿轮轴段，=50mm。：轴环定位，=58mm。：高速级大齿轮轴段，=50mm。 ：滚动轴承处轴段，=45mm。各轴段长度的确定 :由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，=58mm。 :由低速级小齿轮宽度=58mm确定，=56mm。 :轴肩宽度，=10mm。 :由高速级大齿轮的毂孔宽度=40mm，确定，=38mm。 :由滚动轴承、挡油环及装配关

18、系等确定，=58mm。2).高速轴轴系的结构设计各轴段直径的确定:最小直径，安装大带轮的外伸轴段，。：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=35mm。：滚动轴承处轴段，=40mm。滚动轴承选取6308，其尺寸为dDB=40mm90mm23mm。：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s，滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油环的轴向定位，=45mm。: 齿轮过渡段， =52mm。：齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢，调质处理。考虑挡油环的轴向定位：齿轮过渡段，=47：滚动轴承处轴段，40mm。各轴

19、段长度的确定: 由大带轮的毂孔宽度L=B=64mm确定，=66mm。 : 由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=90mm。 : 由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，=39mm。 : 由装配关系、箱体结构等确定，=68mm。 ：齿轮前段，=12.5mm。 : 由高速级小齿轮宽度=45mm确定，=45mm。 ：齿轮前段，=12.5mm。：由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，=41mm。3).低速轴的结构设计各轴段直径的确定 ：滚动轴承处轴段，=65mm。滚动轴承选取6215，其尺寸为dDB=75mm130mm25mm。：低速级大齿轮轴段，=88。：轴肩定位，根据齿轮的轴向定位要求，=95mm。：

20、过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=88mm。：滚动轴承处轴段，=75mm。：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=70mm。：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，=65mm。各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=60.5mm。：由低速级大齿轮的毂孔宽=53确定，=51mm。：轴肩宽度，=12mm。：由装配关系、箱体结构等确定，=55.5mm。：由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，=39mm。：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=87mm。：由联轴器的毂孔宽=107mm确定，=107mm。八、轴的校核（只校核中间轴）按弯扭合成强度条件计算（

21、1）：由所决定的轴结构可确定出简支梁的支撑距离：深沟球轴承中心（1点）到低速极小齿轮齿宽中心（3点）70.5mm，低速极小齿轮齿宽中心（3）到高速极大齿轮齿宽中心（4点）=59mm，高速极大齿轮齿宽中心（4点）到深沟球轴承中心（2点）=61.5mm，据此求出低速极小齿轮宽度中心所在截面B和高速极大齿轮宽度中心所在截面C的的值。（2）：计算轴上作用力低速极小齿轮高速极大齿轮（3）:计算支反力水平面内支反力垂直面内支反力(4):计算轴的弯矩，并画弯矩图水平面弯矩3点的弯矩：4点的弯矩：垂直面弯矩3点的弯矩：4点的弯矩：合成弯矩(5):转矩(6):当量弯矩转矩按脉动循环变化计算，取得：(7):弯矩合

22、成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩的截面（即危险截面）的强度。根据轴所选定的材料45钢，调质处理，由。因，故强度足够。(8):力学模型图：九、键的选择和校核（一）、中间轴上的键由中间轴的细部结构设计选定：低速小齿轮处的键为A键：高速大齿轮处的键为B键：标记为：GB/T 1096 键A；GB/T 1096 键B；GB/T 1096 键A校核：齿轮轴段,键的工作长度为；键的接触高度；由于单键可能强度不足，所以采用双键结构；传递的转矩为：；键静连接时的挤压许用应力（键、齿轮轮毂和轴的材料均为钢调质）。，键联接强度足够。GB/T 1096 键B校核：齿轮轴段,键的工作长度为；键的接触高度

23、；由于单键可能强度不足，所以采用双键结构；传递的转矩为：；键静连接时的挤压许用应力（键、齿轮轮毂和轴的材料均为钢调质）。，键联接强度足够。（二）、高速轴上的键由高速轴的细部结构设计选定：大带轮处处的键为键： 标记：GB/T 1096 键 C。校核键：该轴段,键的工作长度为；键的接触高度；传递的转矩为：；由机械设计表6-2查得键静连接时挤压许用应力（键、带轮轮毂和轴的材料均为钢调质）。，键联接强度足够。（三）、低速轴上的键由低速轴的细部结构设计选定：低速大齿轮处取B键： 联轴器上的键为C键： 分别标记：GB/T 1096 键 B;GB/T 1096 键 C。校核B键：齿轮轴段,键的工作长度为；键

24、的接触高度；传递的转矩为：；由机械设计表4-1查得键静连接时的挤压许用应力（键、联轴器轮毂和轴的材料均为钢调质）。，键联接强度足够。校核C键：联轴器轴段,键的工作长度为；键的接触高度；传递的转矩为：；由机械设计表4-1查得键静连接时的挤压许用应力（键、联轴器轮毂和轴的材料均为钢调质）。，键联接强度足够。十、滚动轴承的选择与校核（一）、中间轴上的滚动轴承根据载荷及速度情况，拟定选用深沟球轴承：(1):滚动轴承的选择滚动轴承选取6309，其尺寸为dDB=45mm100mm25mm。其基本参数(2):滚动轴承的校核1）径向载荷根据轴的分析，可知：1点总支反力2点总支反力2）当量动载荷P根据工况（无冲

25、击或轻微冲击），由机械设计表9-8得，载荷系数。1处轴承：2处轴承：3）验算轴承寿命因，故只需验算1处轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，其为15（年）300（天）16（小时）即：72000h;温度系数。轴承具有足够寿命。（二）、高速轴上的滚动轴承滚动轴承选取6208，其尺寸为dDB=40mm80mm18mm。（三）、低速轴上的滚动轴承滚动轴承选取6215，其尺寸为dDB=75mm130mm25mm。十一、联轴器的选择根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件查标准GB/T 5014-2003选用H

26、L6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，孔径许用转速。故使用：联轴器。十二、箱体及其附件设计（一）、齿轮的结构设计 (1):高速轴大齿轮的设计因 采用腹板式结构代号结构尺寸和计算公式结果腹板最大直径142.1腹板厚度C12倒角尺寸1.5腹板最小直径83.2板孔中心直径112.65轴孔直径52圆角半径r5板孔直径17.67(2):低速轴大齿轮的设计因 采用腹板式结构代号结构尺寸和计算公式结果腹板最大直径200.4腹板厚度C15.9倒角尺寸2腹板最小直径140.8板孔中心直径170.6轴孔直径88圆角半径r5板孔直径17.88（二）、箱体结构设计名称符号计算公式结果箱座厚度8箱盖厚度8箱盖凸缘厚度12

27、箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径M16盖与座联结螺栓直径=（0.50.6）M12连接螺栓的间距150200221轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M8定位销直径=（0.70.8）M8，至外箱壁的距离查表42282420，至凸缘边缘距离查表422218轴承盘凸台半径28凸台高度根据低速级轴承座外径确定53外箱壁至轴承端面距离=+（510）52大齿轮顶圆与内箱壁距离1.230齿轮端面与内箱壁距离（1轴）17.5（2轴）15（3轴）19.5箱盖，箱座肋厚77轴承端盖外径+（55.5）（1轴）130（2轴）

28、150（3轴）170轴承旁联结螺栓距离（1轴）120（2轴）130（3轴）180十三、润滑、密封的设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用脂润滑，箱体内选用CKC150润滑油，装至规定高度.油的深度为H+ H=40 =20所以H+=40+20=60其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创。 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。十四、设计小结这次关于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念

29、和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个多月的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、工程材料等于一体。这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关必修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。附图模型图总装配图零件图参考文献1 寇尊权，王多.机械设计课程设计. 北京：机械工业出版社，20062 谭庆昌，赵洪志.机械设计.北京：高等教育出版社，20083 电子版机械设计手册4 崔宁工程图学课程设计吉林：吉林大学出版社，20115 刘向阳，占向辉，张恩光UG建模、装配与制图（NX中文版）北京：国防工业出版社，20086 甘永立几何量公差与检测上海：上海科学技术出版社，2010 7 庞国星.工程材料与成型技术.北京：机械工业出版社，200533