减速机设计说明书1.

1、课程设计课程名称题目名称学生学院专业班级学 号学生姓名 指导教师目录机械设计基础课程设计任务书 1一、传动方案的拟定及说明.3二、电动机的选择.3三、计算传动装置的运动和动力参数.4四、传动件的设计计算6五、轴的设计计算.15六、滚动轴承的选择及计算.23七、键联接的选择及校核计算.26八、高速轴的疲劳强度校核.-.27九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择30十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择.31参考资料目录题目名称学生学院专业班级姓 名学 号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见图1）。设计内容应包括：传动装置的 总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；

2、减速器装 配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。NT动力及传动装置Jo 皿?d丿二、课程设计的要求与数据已知条件：1.运输带工作拉力：F 二kN；2.运输带工作速度：V -2.0 m/s;3.卷筒直径：D =320 mm;4.使用寿命：8年；5. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳;6. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。三、课程设计应完成的工作1. 减速器装配图1张;2. 零件工作图2张（轴、齿轮各1张）;3. 设计说明书1份。四、课程设计进程安排五、应收集的资料及主要参考文献1孙桓，陈作模.机械原理M.北京：高等教育出版社，2001.2濮良贵，纪

3、名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，2001.3王昆，何小柏，汪信远.机械设计/机械设计基础课程设计M.北京：高等教育出版社，1995.4机械制图、机械设计手册等书籍。设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱 齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传 动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷 筒的转速叩，即60xl000v60x1000x2.nw =a 119.4 r mintttx320f一般常选用同步转速为3000 r/nin的电动机作为原动机， 因此传动装置总传动比约为1623O根据总传动比数

4、 值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加 二级圆锥斜齿轮传动二、电动机选择1.电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132M-4吗系 列三项异步电动机。它为卧式封闭结构= 119.4r/niinPw =5.2kWT q 0.784设计计算及说明结果2.电动机容量Pd =6.63kW1）巻筒铀的输出功率P. P - Fv _ 2600x20_ 17 100010002）电动机输出功率Pd Pd - Pw传动装置的总效率 =W4式中，“Lb.为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得：弹性联轴器;Z1 = 0.99 :滚子轴承72=0.98

5、；圆柱齿轮传动% =0.97 ;卷筒轴滑动轴承久=0.95 ; V带传动仏二贝U = 0.99 0.98 4 0.97 2 0.95 0.96 * 0.784故Pd - Pw _ 5 2 _663W0.7843.电动机额定功率由1表20T选取电动机额定功率Ped=7.5kW4.电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范 b-围。由任务书中推荐减速装置传动比范围厂=2434,则】3_设计计算及说明结 果电动机转速可选范围为nd =nw i，2 =119.4x（21 34） = 2864.8 4059 .6/7min可见只有同步转速为3000r/min的电动机均符合。选定电动机的

6、型号为Y132S22o主要性能如下表：电机型额定功满载转起运转最大转率速矩矩Y132S2-2900r/m-2in5、计算传动装置的总传动比鼻并分配传动比1）、总传动比i=（符合 24iz2/iZI =仝工=4 = 3 5 2/ / ill ill11i 工4. 1 2”山一以-2 * 1 162. 各轴输入功率按电动机所需功率4计算各轴输入功率，即电动机的输入功率，R)= E = 6.63kW第一根轴的功率,呂=切5 =6.63x0.96 = 6.36阳第二根轴的功率，片严 劭20 = 6.36 x 0.98 x 0.97 = 6.05k W第三根轴的功率，片ii =片刃2仏=6.05 x 0

7、.98 x 0.97 = 5.75k W3. 各轴输入转矩T(Nm)V=19. Om/s55皿右9.55皿裟伽如7； = % 加I = 2 183 x 10N nun x 096 x 2 = 4.191 x 10“N mmAi =卩122 = 4.191 x 104- nunx 0.98x0.97 x4.12 = 1.642x 10 mm dd -250mmTiii =刁 7*3 = 1 642 x 10 N mmx 0.98 x 0.97 x 2.95 = 4.603 x 10、N mn将计算结果汇总列表备用。项目电动机高速轴1中间轴II低速轴IIIN转速(r/min)29001450352

8、119P功率(kW)转矩T (N* m)2.183x104.191X1041.642X1054.603x10si传动比2qj=500mmld =1600mm设计计算及说明结果效率=166V带取2根.Emin 二四、传动件的设计计算1.设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：两班制（共16h）,连续单向运 转，载荷平稳，所需传递的额定功率p二小带轮转速 n1=2900r/m 大带轮转速n2 =1450r/zw,传动比儿=2。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中 心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压 轴力等等（因为之前已经按仏选择了V带传动，所以带 的设计按V带传动设计

9、方法进行）1计算功率Pe pfl = /C4 P = 1.1X6.63jtw= 1.29kw2）、选择V带型 根据p八由图8T0机械设计p157选择 A 型带（d1 二H2140mm）3）、确定带轮的基准直径ci,并验算带速v（1）、初选小带轮的基准直径由（机械设计p155 表8-6和p157表8-8,取小带轮基准直径J =125mm设计计算及说明结果(2) 、验算带速v兀叫U125 x 2900/ lon .60x100060x1000因为5m/s19. Om/s30m/s,带轮符合推荐范围(3) 、计算大带轮的基准直径根据式8T5% % =2x125mm =250mm ,初定 dj, =2

10、50mm(4) 、确定V带的中心距a和基准长度厶a、根据式8-20机械设计p152g + 必)Sq 52(心 + 您)x(125+25O)t/o 2x(125+250)262. 5a90包角满足条件(6) .计算带的根数单根V带所能传达的功率根据=2900r/min 和Jrfl=125mm 表 8-4a用插值法求得几二设计计算及说明结果单根V带的传递功率的增量 p0已知A型V带，小带轮转速/?I=2900r/min转动比dd,-2n2查表8-4b得 Po =计算V带的根数查表8-5得包角修正系数心二，表8-2得带长修正系数灯二(儿 + Pq) X ka X 灯二+ XX 二Z=竺=故取2根.P

11、r(7) 、计算单根V带的初拉力和最小值仏严500*(2二丿代+qw二对于新安装的V带，初拉力为：化min=285N对于运转后的V带，初拉力为：化min=247N(8) .计算带传动的压轴力歼K=心二m,a =2mm设计计算及说明结果FP=2ZFosin(a1/2)=754N（9）.带轮的设计结构A.带轮的材料为:HT200带轮的结构形式为：腹板式.C.结构图（略）2、齿轮传动设计选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB=350HBS), 8 级精度,查表 10-1 得小齿轮40Cr调质处理HB 产280HBS大齿

12、轮45钢调质处理HB2 二240HBS设计计算及说明结果2）、按齿面接触强度计算：ai=116mm取小齿轮Z,=2O,则z2=i2 z, Z2=x=,取Z2 =83并初步选定 B =15处2严（徉汀V 抵j ? 1 %丿A =155 24”确定公式中的各计算数值二 45.5X ”a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt二二 186.42/2b.由图10-30选取区域系数Zh二C.由图 10-26 查 得= 0.76 ,= 0.84 ,则B. = 45mm,% =禺+空2=160Bl =50mmd.计算小齿轮的转矩:7； =4.189xl04?/nin。确定需用接触应力e.由表10-6查

13、得材料的弹性影响系数ZE=f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触強度设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，查表9-5得齿轮接触应力o-liml=600MPa大齿轮设计计算及说明结果的为 K2=550MPah.由式10-13计算应力循环次数N、=60/0. =60x1450 xlx(8x2x8x365) = 4.065xl094.065 xlO9 心N、= 9.866 x 10s4.12i.由图10-19取接触疲劳寿命系数K加二K肿0-Khnx crljml/S=540Mpa0订2 二 KHN1 Tlim2/S=528 Mpa0“二(

14、0订+0訂2)/2二543 Mpa3)、计算(1)计算圆周速度：V二几 n n 1/60000=3. 26m/s(2)计算齿宽B及模数B=4)d=1X42. 9mm=42. 9mmmm = JIfcos B /z二2. 07mmH二 口二4. 66mm设计计算及说明结果B/H=V=1.21m/s(3)、计算纵向重合度勾勺二4)dzitan 3 =(4)、计算载荷系数由表分别查得：K、= 1, Ky = 1.15,= 1.45, K 卜.0 = 1.35, KHa = KFa =1.2故载荷系数K = K,a心K力K0 =lxl15xl45xl2 = 2001K=(5)、按实际的载荷系数校正所得

15、的分度圆直径，由式 1010a 得JZ=46. 22mm(6)、计算模数% 二“1 Cos P /Z1 =2. 232mm4)、按齿根弯曲强度设计由式10-17设计计算及说明结果、j2K7Scos2 0 川一* 必( + 1)计%(1)、计算载荷系数：K = K、 Kv K% = 1x1.15x1.2x1.35 = 1.863(2)、根据纵向重合度勺二，从图10-28查得螺旋角影响系数 Yp = 0.85(3)、计算当量齿数齿形系数OHQQ= = 22.19, j=9210cos 15cos 15(4)、由1图 10-5 查得畑=2.72,2=2.21由表 10-5 查得rs;1 =1.57,

16、 $2=1.776由图 10-20C 但得b阳二500 MPa o-ff2=380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限K加二，KFN2 =计算弯曲疲劳应力：取安全系数S二，由10-12得：/z?/ri =2. 5mmrfI=7Cwl tFi/S= MPaz3 = 27 z4 = 802=2 F2/S= MPa设计计算及说明结果(5)、计算大小齿轮的牡辛，并比较aFl38mm幽= 2.72x1.57 “。 站303.57幽=2.268x1.794 “ 0I7040肥238.84A =14。1536且徉罕，故应将牡竽代入式-计算。3二69 64mm(6)、计算法向模数=206. 36mm、J2K7

17、；*儿 co0，H - 以“ + 1加0詔/2xl.863x4.189xl0S0.85xcos215001704 = 148Vlxl.6x202B4 = 70mm,= 75mm对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直径/二46. 22mm来计算应有的数，于是有：取 mnl = 2mm;(7)则，_选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同） （HB=350HBS）, 8级精度，查表10T 得小齿轮40Cr调质处理HB,=280HBS大齿轮45钢调质处理HB2=240HBS2）、取小齿轮z3=20,则 z4 = i3 -z3 = 2.95 x 20 =59取 z4=59,初步选定3 =15

18、3）、按齿面接触强度计算：确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt二L=290mmS=174mmb. 由图10-30选取区域系数s = 2.425c. 由图10-26查得闵=76,处=0.85,设计计算及说明结果则=%+% =1.61d.计算小齿轮的转矩：7；=1.64xlO5N mm确定需用接触应力e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE二f.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面dmin=30mm接触强度设计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，查表9-5得齿轮接触应力0爲二600MPa大齿轮的为0吸二55

19、0MPah.由式10-13计算应力循环系数=6OJG =60x352x1x(8x2x8x365) = 9.867x10*9.867 x 10二 3.345 x/2.95i.由图10-19取接触疲劳寿命系数K加二K HN2二0二GmJ/S二576Mpab2= Km im2/S二 Mpa设计计算及说明结果0二(0订+0订2)/2二 Mpa4)、计算(1)、圆周速度：V二几 n n1/60000=1.21m/s(2)、计算齿宽b及模数B二 ed 几=65. 87mmmM = du cos 3 / Z| 二3. 18mmH二 =7. 16mmb/h=(3)、计算纵向重合度引 = 0dZ1tan B -

20、a由表分别查得：dmin=45mmK.4 = 1, Ky = 1.12, K砂=1.458, K 邛= 136, Klla = K“ = 1.2故 载荷系数K=1*=(4)、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式设计计算及说明结果10-10a 得心二右爲二70. 48mm(5)计算模数%二 1 cos 3 /z3-3. 404mm5)、按齿根弯曲强度设计由式10-17a 上式中 K = Ka - Kv - KFa= 1 x 1.12 x 1.2x 1.36 = 1.829b根据纵向重合度勺二，从图10-28查得螺旋角影响系数Y3 =c计算当量齿数齿形系数7 一 2_ jO r 59 一 63

21、3。J cos3iy _儿5 cos315铝丄由图 10-5 查得厶=2.72, YF2 = 2.292由图 10-20C 但得 &阳二500 MPa rf,=380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限K肿二，KFN2 =设计计算及说明结果d计算弯曲疲劳应力：取安全系数S二，由10-12得：EJ二心皿b阳/S二 MPa2=F2/S= MPaYrY .2.715x1.571召畔-0.01363、勿307.14e比较L J冷2蔦2 一 2.212x 1.772 _0 003=110所以轴的直径：dmin=39. 65mmo因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12%, dm二44. 408mm。由表（

22、机械设计课程设计指导书）选联轴器型号为LH3 轴孔的直径二45mm长度L二84mm轴III设计图如下:首先，确定各轴段直径ah=2S.9MP(=QA5MP1aA段：J=45mm,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合B段：（K =60mm,非定位轴肩，h取2. 5mmC段：J,=72mm,定位轴肩，取h二6mm设计计算及说明结果D段：几二68mm,非定位轴肩，h=6. 5mmE段：J5=55mm,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合F段：J6=60mm,按照齿轮的安装尺寸确定G段：J7 =45mm,联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段：厶=46. 5mm，由轴承长度，Z3, A2,挡油盘尺寸B

23、段：L2=68mm,齿轮齿宽减去2mm,便于安装C段：厶hOmm,轴环宽度，取圆整值根据轴承（圆锥滚子轴承30211）宽度需要D段：G二57.5mm，由两轴承间距减去已知长度确定E段：厶二33mm,由轴承长度，A3, A2,挡油盘尺寸F段：L6=65mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段：L. =84mm，联轴器孔长度J = 2.04 Kt = 1.65J = 2.92 0.72r = 0.85Sb = 57.43= 6&4S “ = 44轴的校核计算，第一根轴：求轴上载荷已知：百=1839N,斥=693N,Fa = 4967V, Fp = 754N设该齿轮轴齿向是旋，受力如右图：右厶=8

24、1.75mm,Ly = 132.25mmL3 = 48.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：Fnz=703NFnh2=36NMu = 65013N mm垂直支反力:可=10.00=3.353K= 274Kr = 2.21Sb = iv.95 S 厂=9.84Sg = &6设计计算及说明结果F nv = F = 496N,M& = 113047V nun.w=1360Mw2=87NMVI =61640N mm,= 1 18227V mmMy3 =-106917Nmm合成弯矩A/= 61640 N mix M2 = 134918 N mm.= 125132 N - mm由图可知，危险截面在c右

25、边W= J3 =9469b“二 M“/W 二70MPa轴材料选用40Cr查手册b_J = 70MPa符合强度条件！第二根轴求轴上载荷已知：厅=1839N,斥=693NFa = 496NFt =446W,Fr =1675F a = 1134N设该齿轮轴齿向两个 是左旋，受力如右图：L、= 60.75mm,Ly = 69.5mmL3 = 48.25mm由材料力学知识可求水平支反力:= 2446N,fnhi =176N= 148595/V mm, Mll2 = -8552N mm垂直支反力:M a = 39486N nun.Fr=9门 N、Fr2=65NMVl = 55708NM V2 =95194

26、7V nunM V3 =4251377 mm, MV4 = -8664 mm合成弯矩M =15894Nmm,M、= 176472N ”M； =43365N ”2,= 12174N mm设计计算及说明结果由图可知，危险截面在B右边W=J3 =33774b“二 M“/W 二 = 121.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：设计计算及说明结果1）计算轴承的径向载荷：=V7032 +13602 =1531N=J% + 琢2 = J 13& + 8722 = 1 139N2）计算轴承的轴向载荷（查指导书p125）30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr二，基本额定静载荷Cor=, e=, Y=两轴

27、承派生轴向力为：Fd= = 478N,賂=區=356Ndl 2Yd2 2Y因为 巧 + 巧2 =496 + 356何=852心=356N轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松巧广巧+陥=852N、巧厂心=356N2）计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数厶=1.5因为一 2 一0.56-037 X. - 0.4, K 一 1.6 53111小=A，（XF八+YF= 2963因为 71 = n|r = 0-312 X2=l/=0设计计算及说明结果2=厶化竹2 +須2）=1709所以取P = =2963N3）校核轴承寿命r 106 C;10643.3xlO3fL, -（ 丫 h ）3/-87700/?；

28、，60n P60x 14502963按一年300个工作日，每天2班制.寿命18年.故所选轴承适用。2. II轴轴承1）计算轴承的径向载荷：巴严 J% + 斤舘=V24462 + 91 尸=2612N庁2 =+ 琮，2 = & 76? * 652 = 1882）计算轴承的轴向载荷（查指导书p125）30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr二，基本额定静载荷Cor=, e=, Y=两轴承派生轴向力为：F.= = S6N,Fr=59N dl 2Yd2 2Y因为件1 + 血=816+496 = 1312川/ + 巧2=1193川设计计算及说明结果轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧巧2 =巧+巧i =

29、 1312N、巧产巧2=59N2）计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数厶=1.5因为59 -0.026 -0.37 X, 1.K O你 261211pr，(X& + “J=3918N因为巧2 _1312 一6.98 j X.-OAK-1.6Fr2 188B = /p(X& + %2)=3262 N所以取P = A=3918N3）校核轴承寿命106(C、s10643.3xlO3f“ fL, -( 丫 h (yh -142356 hh 60n P60x3523918按一年300个工作日，每天2班制.寿命29年.故所选轴承适用。2. Ill轴轴承1）计算轴承的径向载荷：设计计算及说明结果巴严 J 痛

30、“ + 磕仃=V29482 +110护=3149N巴 2 = J% + 巧爲 2 = V15132 + 268 = 16162）计算轴承的轴向载荷（查指导书p125）30211圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr二，基本额定静载荷Cor=114KW, e二，Y=两轴承派生轴向力为：略一 J 一 1O5ON迟2 _ Frl -5392V dI 2Y山 2Y因为 ! += 1134 /V + 1050= 2184 NFd2=539N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 = ,=1050.巧 2 =柑 +耳n=2184N2）计算轴承1、2的当量载荷，取载荷系数厶=1.5因为 一 1050 -0.3334

31、J X.-OAK-1.5 Fr2 1616p2=fp(XFr2+YFa2)=5885N设计计算及说明结果所以取 P = / =5885 7V3)校核轴承寿命4=106(=，06 严8。、归 2806660/1 P60x1195885按一年300个工作日，每天2班制.寿命26年.故所 选轴承适用。七、键联接的选择及校核计算47r1ap = dhi-apE屮35。I 70 801. I轴上与带轮相联处键的校核键 A10X28, bXhXL=6X6X20 单键键联接的组成零件均为钢，rJ=125MPa刃-仃引如-心 183x10_ 36.38 =125MPa7 dhl L ,J20x6x20l r满

32、足设计要求设计计算及说明结果2. II轴上大齿轮处键键 A12X25, bXhXL=10X8X36 单键键联接的组成零件均为钢，rp=125MPa4T 4x1 642 x 1()56 -_60.00恢 6 25MPadhl38x8x36L pJ满足设计要求3. Ill轴上1)联轴器处采用键A, bXhXL=14X9X70单键_ 47 _ 4x4.603 x 10、_ * 舛刈皿 v b- 125MPa 满足设 卩 dhl45x9x70L “计要求2)联接齿轮处采用A型键A Z?x/xL=18xllx56 单键4T -i 4 x 4.603x10、，r 】bp = |tTpj= 66.42Mpa

33、 125Mpadhl45 x 11 x 56满足设计要求设计计算及说明结 果八、高速轴的疲劳强度校核第一根轴结构如下：AdiBCdaDcU E d5rdvGchit30uU5408JU36| 508363U(1) 判断危险截面在A-B轴段内只受到扭矩的作用，又因为e2m高速轴 是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确 定的，所以A-B内均无需疲劳强度校核。从应力集中疲劳强度的影响来看，E段左截面和E段右 截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截 面E左端面上的应力最大。但是由于齿轮和轴是同一种 材料所受的应力条件是一样的，所以只需校核E段左右 截面即可。(2) .面右侧：抗弯截

34、面系数 w = 0.k/5 =0.lx36、= 4665.6/7?/?设计计算及说明结果抗扭截面系数 Wt= 0.2/ = 0.2 x 363 = 9331 加 F左截面上的扭矩T3为T、= 41970 N mm截面上的弯曲应力6-M - 134918-28.9M/?；W 4665.6截面上的扭转应力可-厲-41970 - 0.45M/%93312轴的材料为40Cr,调质处理。由表15-1查得：=685M：b_ =335M; j =185M截面上理论应力系数及按附表3-2查取。因r 2.0D 50, w、=0.043:=1 389d 31d 36经查之为：叫=2.25;勺=1.80 ;又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数qa = 083;么=0.81