减速器机械设计课程设计

1、减速器设计说明书学院：机电学院专业：机械工程自动化班级：110105姓名： 学号：指导老师：设计时间:2014-1-52014-1-10目录一.设计任务书3二传动装置总体设计3三. 电动机的选择5四. V带设计7五. 带轮的设计9六. 齿轮的设计及校核9七. 高速轴的设计校核14八. 低速轴的设计和校核20九轴承强度的校核28十键的选择和校核 29十一 减速箱的润滑方式和密封种类的选择31十二.箱体的设置32十三减速器附件的选择33十四设计总结35十五。参考文献36任务设计书题目A :设计用于带式运输机的传动装置传动装置总体设计r!i动力及传动装邀设计工作1 减速器装配图一张(A3)量：2零件

2、图(1-3)3设计说明书一份个人设计数据：运输带的工作拉力T(N/m)_850运输机带速V (m/s)1.60卷筒直径D (mm)270已给方案三. 选择电动机1. 传动装置的总效率：n = n1n2n2n3n4n5式中：为V带的传动效率，取n仁0.96；n 2n 2为两对滚动轴承的效率，取n 2=0.99；n 3为一对圆柱齿轮的效率，取n 3=0.97;n为弹性柱销联轴器的效率，取n 4=0.99；n 5为运输滚筒的效率，取n5=0.96。所以，传动装置的总效率n =096P99P99P97998P96=0859电动机所需要的功率P=FV/ n =850*1.6/ (0.859X 1000)

3、 =1.58KW2. 卷筒的转速计算nw=60*1000V/ n D=60*1000*1.6/3.14*500=119.37r/minV带传动的传动比范围为i 14；机械设计第八版142页一级圆柱齿轮减速器的传动比为i2 3, 5;机械设计第八版413页总传动比的范围为6, 20;则电动机的转速范围为716,2387；3. 选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功 率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选 用Y100L1-4型电动机。额定功率2.2KW,满载转速1430(r/min),额定 转矩2.2 (N/m),最

4、大转矩 2.3 (N/m)4计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比 ia=n/nw=1430/119.37=12.00式中：n为电动机满载转速；nw为工作机轴转速。取V带的传动比为i1=3,则减速器的传动比i2=ia/3=4.00;5. 计算传动装置的运动和动力参数6. 计算各轴的转速。O 轴:n0=1430 r/min;I 轴：n t n 1/iO 仁 1430/3=476.67 r/min;II 轴:n2=n2/i12=115.27 r/mindi卷筒轴：n3=n2=115.27 r/min7 计算各轴的功率O 轴：P0=2.2(KW)；I 轴：P 仁 Pn 1=2.2 0.96=

5、2.11(KW);H 轴 P2=P1 n2n 3=2.11 0.99 0.97=2.03(KW);III 轴(卷筒轴)的输入功率：P3=P2 n n 2=2.03 0.98 0.99=2.00(KW)&计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩:T1=9550 P1/n 仁 9550 2.11/476.67=42, 27N mI轴的转矩：T2=T1*i1*n 1*n 2=68.5*3*0.96*0.99=168.18 N mH轴的转T3=T2 i2* n 2 n 3=195.3 6.76 0.99 0.97=165.70N m矩：第二部分传动零件的计算四. V型带零件设计1. 计算功率：33.9Pca

6、KP1.3CAAkA工作情况系数，查表取值13；（机械设计第八版156页）P电动机的额定功率2. 选择带型根据Pca 3.9 , n=1430,可知选择B型；（机械设计第八版157页）由表8-6和表8-8取主动轮基准直径lULUOOL则从动轮的直径为d300d23.验算带的速度dd,n3. 141001430V=60 1000 60 1000=7.5m/s机械设计第八版157页V带的速度合适4. 确定普通V带的基准长度和传动中心矩根据0.7 (ddi + ch) a0取Z=3根8.计算预紧力F。500 常(护 1) qv2（机械设计第八版158页）查表 8-3 得 q=0.10 ( kg/m)

7、贝卩 Fo=145.8N9.计算作用在轴上的压轴力Fp 2zFsi n (丿 2) 863.51 N（机械设计第八版158页）五. 带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径dd1100,故釆用腹板式（或实心式），从动轮基准直径d 300, 采用孔板式。d27六. 齿轮的设计1 选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数;（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2)减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度(GB10095-88);(3) 选择材料。由表101可选择小齿轮的材料为45Gr (调质)，硬度为280HBS,大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS,二者的

8、材料硬度相差为40HBS（4）选小齿轮的齿数为24,则大齿轮的齿数为24 6.76=97.36,取Z 2=972按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即dt 2.323kTiU （ Ze）（机械设计第八版203页）选用载荷系数Kt=1.3计算小齿轮传递的转矩T 95.5 105P/ n 95.5 1052.11 / 476.674.2273 104N / mm111由表10-7选定齿轮的齿宽系数d1 ;（机械设计第八版205页）1由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189$Mpa2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hmi=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限h阮=

9、550MPa3 计算应力循环次数(24 365 10) =2.5 109:=0.895；机械设计第八版207页5HN2JNi=60riiiL=60 476.67 1(机械设计第八版206页)N =2.51 109/4.057=0.621092取接触疲劳寿命系数K =0.89,KHN 14.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,得KHN1 皿八534S=492.25机械设计第八版205页5 计算接触疲劳许用应力1）试算小齿轮分度圆的直径d,带入h中较小的值11Hdu 2.32 3 K tT1 - (_ZE )=49mm=2.324.22731047766.76(189.8)249

10、2.25(1)计算圆周的速度Vd nV 卫 G1.22mm/s60 1000(2)计算齿宽d , _149mm_49mmd it(3)计算齿宽和齿高之比。d 模数m业=2 mm t z1齿高 h 2.25m =4.5 mm494.510.89（4）计算载荷系数。根据V=1.22mm/s;7级精度,可查得动载系数k=0.6；V（机械设计第八版194页）直齿轮kK=1；HF可得使用系数kA=1；机械设计第八版193页A用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时,k h =1.422 ；机械设计第八版196页由 *10.68, k =1.423 可得 K=1.35hHF故载荷系数 KKKKK=

11、1 0.6 1 1.423=0.8538AVHH（机械设计第八版192页）(5) 按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。d55 古二42 5mm/ 11 (6) 计算模数m。d 4? 5一j營=17 ;取 z6按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式2 kt2丄(可；机械设计第八 版(1) 确定公式内各计算数值201页1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限fe2=380 Mpa机械设计第八版209页2)查表可得弯曲疲劳寿命系数K fni=.86,K fn2= .87； 3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式可得KFN1FE1_0.8650

12、0 =307.14 MpaS=1.4FN2fe2 = 0.87 380S1 4=236.14 Mpa计算载荷系数KK K aK /K F K F = 10_611 36=Q 816查取齿形系数查得丫2.65Fa1丫 Fa22.06机械设计第八版200页6）查取应力校正系数。查表可得丫二 1.58丫 SazM97Sal机械设计第八版200页YraYsa计算大，小齿轮的F并加以比较。斗=0.0159307.14s206 1.97=0 072236.14F2大齿轮的数值大。（2）设计计算0.0172=1.842 0.816 12.9684 1041 242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m

13、大于由齿根弯曲疲劳强度 计 算的模数，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，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可 取由弯曲强度算得的模数2.3并就近圆整为标准值按接触强度计算得的分度 圆直径d 1=48 mm,算岀小齿轮数Z 上=241 m 2大齿轮的齿数Z =24 4.057=972这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费4 几何尺寸的计算(1) 计算分度圆直径d2=Z2m = 194mm计算中心距dda 122=120mm(3) 计算齿轮的宽度b ddi48 mm七.

14、轴的设计与校核高速轴的计算。(1)选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下硬度为HBS= 220抗拉强度极限oB二650MPa屈服强度极限os= 360MPa弯曲疲劳极限(T- 1= 270MPa剪切疲劳极限一1 = 155MPa许用弯应力(1=60MPa二初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知n广476.7r/min;p=2.11(KW);查表可取2 =115;(机械设计第八版370页表15-3)minA0=1153 厲二叫 88A三轴的机构设计(1 )拟定轴上零件的装配方案如图(轴1),从左到右依次为带轮、轴承端盖、轴承、小齿轮1、轴套、轴承。*(2) 根据轴向定位的要求确定轴的

15、各段直径和长度1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径d i,取d =20 mm,为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故I段的长度应比带轮的宽度略短一些,取带轮的宽度为35 mm,现取I仁30。带轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h 0.07do.id ,取 h=1 mm,贝卩1177d 皿=22mmo轴承端盖的总宽度为15 mm,根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂 的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离l=30mm,故取| =52 mm.2初步选责滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的 作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴d b=22 mm,故轴承的型号为6

16、205,其尺寸 为 d 25mm , D 52mm, B 15 mm.所以 d =d 从川=25mm, l=l =8皿ivvnWlmm3. 取做成齿轮处的轴段V-W的直径d=52mm; I =45mm取齿轮距箱体内壁间距离a= 6mm,考虑到箱体的铸造误差，4在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s,取s二2mm,贝卩hwS+a= 8mmd =30mmvV同理 | w-v=s+a=14mm, d w-v =43 mm至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径(3) 轴上零件的轴向定位齿轮，带轮和轴的轴向定位均釆用平键链接(详细的选择见后面的键的选择过程)(4) 确定轴上的倒角和圆角尺寸R=1

17、.2mm参考课本表15-2,取轴端倒角为1A5各轴肩处的圆角半径.OF. Fnu亠7丿-051i*.rfirfllIIITrrh,冷 tfr1itrk|严（四）计算过程1 根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于 6205深沟球滚轴承的9mm简支梁的轴L=-2a=78 mmL _74mmL2=64 诃丄68mm1，J2.作用在齿轮上的力Ft2T1=805NFd2tanFr F n333.6Nt cosF Ft805Na计算支反力水平方向的艺M=0,所以FhN2“。Ft 飞 40Fhn2=4o5.5NFnhi.1 10 Ft .680 9 F nhi=482.5NFNVI.1 10 Fr .6

18、8 O,FNV2.1 10 Fr .64 O,垂直方向的艺M=0,有F nvi=1 77NF nv2=1 36.2N计算弯矩水平面的弯矩CH FNH2L 324432 5N mm垂直面弯矩McviFnvi L28220N mmMcv2F NV2La8220n mm合成弯矩M ci = M CH M cvi =25777 N mmM C2 = M 2ch M 2cv2 =25777N mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C为危险截面，现将计算岀的截面C处的Mv、Mh及M的值列于下表:载荷水平面H垂直面V支反Fnhi 482.5NFhvi 177N力Fnh2 405.5NFhv2 1

19、36.2N弯矩M h=24432.5N mmM viM V2 8220N mm总弯矩M i=25/N mmM 2=25/N mm扭矩T=195300 N mm3 按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式15-5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取3=0.6,轴的计算应力Me2 ( T ) 2caV/=11.25QMPa已由前面查得许用弯应力（-1=60Mpa,l,故安全。4 精确校核轴的疲劳强度截面只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定

20、 的，所以截面A, B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和v和VI处的过盈配合引起的应 力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响 和截面v的相近，但截面VI不受扭距作用，同时轴径也较大，故可不必作强度校 核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在 两端），而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左侧 即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。2）截面V左侧抗弯截面系数： W二 0.1 d3= 0.1 453= 9112.5mm3抗扭截面系数：WT= 0.2d3 = 0.2 453=

21、18225mm3截面V左侧的弯矩为55 32M 31700 5AA213256.3655截面V上的扭矩为T3=195300截面上的弯曲应力132566 =145Mpa 9112.5截面上的扭转切应力TIA=21.45MpaWt,_155I =0.92轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得B=640 MPa,MPa, =275Mpa过盈配合处的k/的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取k/ 0.8k/, k/ = 2.18贝ij k/ 0.8 218= 1.744轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数故得综合系数值为：k11k= 丄 1 二 2.18 1 = 2.2670.92k 1

22、1k= 1 = 1.744 丄 1 二 1.8310.92又由课本 3-1及3 2得炭钢得特性系 数=0.1 -0.2,取二0.1=0.05-0.1,取=0.05所以轴在截面V左侧的安全系数为275仝？=83.62.267 1.451.831 0.155 =7.681.831 21.45/2 05 21.45/2Sea SSA 8367687.652S=1 .6S2 S2 83.62 7.682（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s= 1.6）故该轴在截面V左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不 对称性，故可略去静强度校核八. 低速轴的计算1. 轴的材料选取选取45钢，调制

23、处理，参数如下硬度为HBS= 220抗拉强度极限oB= 650MPa屈服强度极限os= 360MPa弯曲疲劳极限（仁270MPa剪切疲劳极限一1 = 155MPa许用弯应力（1=60MPa2初步估计轴的最小直径轴上的转速n2功率P2由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知n2=115.27r/min ; P2=2.03kw取 Ao =115d A 32 29.9mmmino*n输岀轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dm为了使所选的轴的直径尙与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TKaT2,查表14-1,考虑到转矩变化小，故取Ka15则T - KaT2 = 1.5

24、168. 18=252270n mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件。查机械设计手册(软件版)R2.0,选HL5型弹性套柱销连轴器，半联轴器孔的直径disomm,长度L二50mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L, 44mmo 故取 dm = 40mm3 拟定轴的装配方案因沦飢合妙IIIK打朕他黔虹舎处3Vy VI4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。(1) 选取d =30mm, 44mmo因l-ll轴右端需要制出一个定位轴肩，故取d川二38mm(2) 初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求，由轴知其工作要求并根据dH -m= 38mm,选取深沟球轴承6

25、208轴承直径：d=40mm ;轴承宽度：B = 18mm, D=80mm所以，dm ivdwi30mm(3) 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取33215型轴承的定位轴肩高度h=2mm,因此，取dm 49mm取做成齿轮处的轴段W -V的直径d45mm;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为40mm,取 lvvi38mm(5) 轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离1 = 30mm,故取I二52mm(6) 因为低速轴要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取|皿卫=30mm.3在=28 mm.(7) 轴上零

26、件的周向定位。齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接(详细选择过程见后面的键选择)。(8) 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考课本表15-2,取轴端倒角为45。各轴肩处的圆角半径为R= 1.2mm参考课本表15-2,取轴端倒角为45。各轴肩处的圆角半径为R= 1.2mm4计算过程J:丿丿FNK3乓penFWV4前IkMh2dMfif lb.R vue?T根据轴上的结构图作岀轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。故 L.!=157mm L2 65mmL3 55mm因此作为简支梁的支点跨距L2+ L3=65mm+55mm=120mm.计算支反力作用在低速轴上的Ft生=曲厂td2】go=62

27、20N F Fttan420 厂R=2263.8N水平面方向艺MB二0,Fnh4 120 Ft 65=0 故 Fnh4=3369NF=0,FnH3 Ft FnH4 6220N3369N2851N垂直面方向艺MB = 0,Fnv4 120 Fr650,故 Fnv4 1226N1226N1037.8NIF= 0 ,Fnv3 Fr FnV4 2263.8N2)计算弯距水平面弯距M ch Fnh4 L 3 = 3369 55 = 185295N mm垂直面弯矩CV3 F NV3u)37 8 65 674 57N mm|/| CV4 F NV43 1226 55 67430N mm合成弯矩M ci= .

28、 M 2ch M 2cv3=197190n mmM C2 = M 2ch M 2cv4 =197190N mm根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c截面为最危险截面,现将计算出的截面C处的Mv、Mh及M的值列于下表3:载荷水平面H垂直面V支反力Fnh3 2851NFnh4 3369NFnv3 1037.8NFnv4 1226N弯距MM H 185295N mmM cV3 67457N .mmM cV4 67430N.mm总弯距Mi 197190N.mmM 2197190N.mm扭距T= 1307.2 N mT5按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截

29、面（即危险截面C）的强度。根据课本式15-5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取3=0.6,轴的计算应力Me? (T 尸caT972(0 6 1307 )21000 Mpa二 13.166 MPa0.1 853已由前面查得许用弯应力（-1=60MPa,因caea S= 1.6（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s二1.6）故该轴在截面W右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循 环不 对称性，故可略去静强度校核。九轴承强度的校核1 高速轴上的轴承校核按照以上轴的结构设计，初步选用6208深沟球轴承。1）轴承的径向载荷轴净 D RdR2dh R2dv=1228.317N轴承

30、 B Rb , R2bh R2bv=1228.317N求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于32007型轴承，按表13-7,轴承派生轴向力FdeFr,其中e为判断系数, 其值由Fa/C。的大小来确定，但现在轴承轴向力Fa未知，故先初取e二0.4,因此可估算Fd10.4Fr10.41228.317 N49132NFd20. 4Fr10.41228. 317N49132N则FalFd1491.32NFa2丘 2491.32N查机械设计手册（软件版）R20得32007型轴承的基本额定动载荷C= 70.5KNCo二89.5KN。按照表13-5注1 ），取fo14.7,则相对轴向载荷为foFa/Co14

31、.7 491.32/ 89500 ,在表中介于0.1 7厂0.345之间，对应的e值为0.19-0.22, Y值为1.99230。用线性插值法求Y值Y = 1.99+ (2.30-1.99)X( 0.345-0.279 / (0.3450172)二 2.108故X=0.4 Y = 2.1083) 求当量动载荷PP二 fp(XFrYFa)= 1.2 (0. 4 1228. 3172. 108 491.32) N=1832. 43N4) 验算轴承寿命，根据式(13-5)Lh=106/60n (C/ P)斗 106/ (60 284) (47800/1832. 43)1h二! 243564. 22h

32、已知轴承工作寿命为LE0 300 16= 48000h因为LhLh,故所选轴承满足工作寿命要求。2低速轴上的轴承的校核选用深沟球轴承61812,查机械设计手册（软件版）R2.0得基本额定动载荷Cr47.8KN ,Co32.8KN轴承的径向力计算：轴承 1 F = . F2nh3 F 2nv3=1290.32Nr1轴承 2 Fr2 = - F 2NH4 F 2NV4 = 1825.35N因为Fl Lh 48000h所选轴承合适。十键的选择和校核1 选择键的链接和类型一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求。应选用平键联接。由于齿轮不在 轴端，故选用圆头普通平键/ A型)根据d二30mm,从表中查得键

33、的截面尺寸为：宽度b二6mm,键高h=6mm, 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L = 25mm2. 校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力P=100-120MPa,取其平均值。二110MPa.键的工作长度1二L-b=19mm键与轮毂键槽的接触高度k二0.5h=0.5X 6=3mm由式/ 61)得,2t103dAT16. 37MPap 110MPa故合适。键的类型为键8x25 GB/10963.带轮上的键的选择带轮处键位于轴端，选择 键C8 25GB/T1096,查表得公称尺寸bx h=8X 7长度 L=25mm,键材料用45钢，查课本得许用挤压应力p二 10

34、0-120Mpa,取P=IIOMPa键的工作长度1二L-b= 30-8= 22mmk二0.5h二 0.5x 7 = 3.5mm。2t 103ppdKI26.33 MPa D p 110MPa故合适4 大齿轮上的键的选择选择 键8X38 GB/T1096,查表得公称尺寸bx h=8x 7长度 L=38mm,键材料用45钢，查课本得许用挤压应力二100-120Mpa,取P=H0MPa键的工作长度1二L-b= 38-8= 30mmk二0.5h二 0.5x 7 = 3.5mm。2T 103d KI25.55 MPaP 110MPa故合适r.减速箱的润滑方式和密封种类的选择1 润滑方式的选择在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦、磨损和发热，还 可起到冷却、散热、防锈、冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。齿轮圆周速度：高速齿轮Vi= nd n (60 1000)=0.5m/sv2m/s低速齿轮V2= mn 2/(60 1000)=0.16 m/s88mm机盖壁厚313 i=0.02a+188mm机座凸缘壁厚b=1.5S12 mm机