减速器设计课程设计

1、目 录课程设计（论文）评阅表 课程设计（论文）任务书1、 系统总体方案设计11.1、 电动机选择11.2、 传动装置运动及动力参数计算1 2、 v带传动的设计与计算 33、 传动零件的设计计算43.1、 高速级齿轮的设计43.2、 低速级齿轮的设计84、 轴的设计 124.1、 高速轴的设计124.2、 中间轴的设计144.、 低速轴的设计175、 键的设计与校核20 6、 滚动轴承的选择与校核227、 箱体及各部位附属零件的设计24 设计总结与参考文献27计算与说明主要结果1 、系统总体方案设计1.1 电动机选择（1） 选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温

2、度不超过35，因此可选用y系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，b级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、价格低廉。（2）确定电动机功率和型号运输带机构输出的功率： pw = fv/(1000x0.96) =63002.3/(1000x0.96) (kw)=15.09 kw传动系得总的效率：= 4 2=0.85 电动机所需的功率为：pd=pw/n=15.09/0.85= 17.75kw 由题意知，选择y200l1-6比较合理，额定功率=17.75kw,满载转速970r/min.。1.2 传动装置运动及动力参数计算（1）各传动比的计算卷筒的转速

3、总传动比: 取v带的传动比为: 则减速器的传动比为：齿轮传动比：； pw=15.09kwpd=17.75kw 2、v带传动的设计与计算（1） 确定计算功率pca由表8-7查得工作情况系数ka=1.1,故 pca=kap=1.117.75kw=19.525kw（2）选择v带的型号 根据pca、由图8-10选用b型。一、初始条件 传动功率p为：7.56(kw) 主动轴转速n1为：1000(r/min) 从动轴转速n2为：500(r/min) 传动比i：2 二、选定带型和基准直径 设计功率pd:8.77(kw) 带型:spa型 小带轮基准直径dd1:118(mm) 小带轮基准直径dd2:236(mm

4、) 三、轴间距的确定 初定轴间距a0:700(mm) 所需基准长度ld:2000(mm) 实际轴间距a:719(mm) 四、额定功率及增量的确定 单跟v带传递的额定功率p1:2.8(kw) 传动比i1的额定功率增量p1:0.5(kw) 五、带速、包角和v带根数 带速v:6.18(m/s) 小带轮包角:170.6() v带的根数z :3 六、各项力的计算 v带每米长的质量m:0.12(kg/m) 单跟v带的预紧力fo:365.33(n) 作用在轴上得力fr :2184.61(n) 3、传动零件的设计计算因减速器中的齿轮传动均为闭式传动，且所受的负载且小，其失效形式主要是点蚀，故先按齿面接触疲劳强

5、度的要求设计。对于两级传动的齿轮可设计为：运输机要求的速度为1.1m/s，速度不高，故选用7级精度的直齿轮。材料的选择：由1表10-1选择两个小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，两个大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。3.1 低速级齿轮的设计 渐开线圆柱齿轮传动设计报告一、设计信息 设计者 name=09922119 设计单位 comp=099221 设计日期 date=2011/11/29 设计时间 time=15:30:33传递功率 p=15(kw)传递转矩 t=147.66(nm)齿轮1转速 n1=970(r/min)齿轮2转速 n2

6、=323.33(r/min)传动比 i=3预定寿命 h=10000(小时)原动机载荷特性 sf=轻微振动工作机载荷特性 wf=均匀平稳结构形式 cons=闭式齿轮1布置形式 cons1=对称布置齿轮2布置形式 cons2=对称布置齿面啮合类型 gface=硬齿面热处理质量级别 q=ml齿轮1材料及热处理 met1=45齿轮1极限应力类别 mettype1=11齿轮1材料类别 metn1=0齿轮1硬度取值范围 hbsp1=4550齿轮1硬度 hbs1=48齿轮2材料及热处理 met2=45齿轮2极限应力类别 mettype2=11齿轮2材料类别 metn2=0齿轮2硬度取值范围 hbsp2=45

7、50齿轮2硬度 hbs2=48齿轮1接触强度极限应力 hlim1=960.0(mpa)齿轮1抗弯疲劳基本值 fe1=480.0(mpa)齿轮1接触疲劳强度许用值 h1=0.0(mpa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值 f1=0.0(mpa)齿轮2接触强度极限应力 hlim2=960.0(mpa)齿轮2抗弯疲劳基本值 fe2=480.0(mpa)齿轮2接触疲劳强度许用值 h2=0.0(mpa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值 f2=0.0(mpa)接触强度用安全系数 shmin=1.00弯曲强度用安全系数 sfmin=1.40接触强度计算应力 h=0.0(mpa)接触疲劳强度校核 hh=满足齿轮1弯曲疲劳强度计

8、算应力 f1=0.0(mpa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 f2=0.0(mpa)齿轮1弯曲疲劳强度校核 f1f1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核 f2f2=满足齿轮1第组精度 jd11=7齿轮1第组精度 jd12=7齿轮1第组精度 jd13=7齿轮2第组精度 jd21=7齿轮2第组精度 jd22=7齿轮2第组精度 jd23=7齿轮1齿厚上偏差 jdu1=f齿轮1齿厚下偏差 jdd1=l齿轮2齿厚上偏差 jdu2=f齿轮2齿厚下偏差 jdd2=l齿轮1齿数 z1=19齿轮1变位系数 x1=0.00齿轮1齿宽 b1=33.364(mm)齿轮1齿宽系数 d1=0.439齿轮2齿数 z2=55齿轮2变位系

9、数 x2=0.00齿轮2齿宽 b2=33.364(mm)齿轮2齿宽系数 d2=0.152齿宽最小值 bmin=33.364(mm)模数(法面模数) mn=4(mm)端面模数 mt=4.00000(mm)螺旋角 =0.00000(度)总变位系数 xsum=0.000标准中心距 a0=148.00000(mm)实际中心距 a=148.00000(mm)齿数比 u=2.89474齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)端面齿顶高系数 ha*t=1.00000端面顶隙系数 c*t=0.25000端面压力角 *t=20.0000000(度)端面啮合角 t=20.0000

10、001(度)刀具基本齿廓齿顶高1 hao1=(mm)刀具基本齿廓齿顶高2 hao2=(mm)刀具齿顶圆半径1 pao1=(mm)刀具齿顶圆半径2 pao2=(mm)两齿轮齿宽差 db=(mm)基圆柱螺旋角 b=0.0000000(度)齿轮1当量齿数 zv1=19.00000齿轮1端面变位系数 xt1=0.00000齿轮2当量齿数 zv2=55.00000齿轮2端面变位系数 xt2=0.00000端面总变位系数 xsumt=0.00000齿轮1分度圆直径 d1=76.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=84.00000(mm)齿轮1齿根圆直径 df1=66.00000(mm)齿轮1基圆直

11、径 db1=71.41664(mm)齿轮1节圆直径 dc1=76.00000(mm)齿轮1齿顶高 ha1=4.00000(mm)齿轮1齿根高 hf1=5.00000(mm)齿轮1全齿高 h1=9.00000(mm)齿轮1齿顶压力角 at1=31.766780(度)齿轮2分度圆直径 d2=220.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径 da2=228.00000(mm)齿轮2齿根圆直径 df2=210.00000(mm)齿轮2基圆直径 db2=206.73238(mm)齿轮2节圆直径 dc2=220.00000(mm)齿轮2齿顶高 ha2=4.00000(mm)齿轮2齿根高 hf2=5.00000(

12、mm)齿轮2全齿高 h2=9.00000(mm)齿轮2齿顶压力角 at2=24.943928(度)中心距变动系数 yt=0.00000齿高变动系数 yt=0.00000端面重合度 =1.65726纵向重合度 =0.00000总重合度 =1.65726齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=6.27603(mm)齿轮1分度圆弦齿高 hh1=4.12979(mm)齿轮1固定弦齿厚 sch1=5.54819(mm)齿轮1固定弦齿高 hch1=2.99023(mm)齿轮1公法线跨齿数 k1=3齿轮1公法线长度 wk1=30.58573(mm)齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=6.28233(mm)齿轮2分度圆弦齿高 h

13、h2=4.04486(mm)齿轮2固定弦齿厚 sch2=5.54819(mm)齿轮2固定弦齿高 hch2=2.99023(mm)齿轮2公法线跨齿数 k2=7齿轮2公法线长度 wk2=79.83663(mm)齿形做特殊处理 zps=特殊处理齿面经表面硬化 zas=不硬化齿形 zp=一般润滑油粘度 v50=120(mm2/s)有一定量点馈 us=不允许小齿轮齿面粗糙度 z1r=rz6m(ra1m)载荷类型 wtype=静载荷齿根表面粗糙度 zfr=rz16m(ra2.6m)刀具基本轮廓尺寸 hmn=hao/mn1.25, pao/mn0.38圆周力 ft=0(n)齿轮线速度 v=(m/s)使用系数

14、 ka=1.100动载系数 kv=0齿向载荷分布系数 kh=0综合变形对载荷分布的影响 ks=安装精度对载荷分布的影响 km=齿间载荷分布系数 kh=0节点区域系数 zh=0材料的弹性系数 ze=0接触强度重合度系数 z=接触强度螺旋角系数 z=重合、螺旋角系数 z=0接触疲劳寿命系数 zn=0润滑油膜影响系数 zlvr=0工作硬化系数 zw=0接触强度尺寸系数 zx=0齿向载荷分布系数 kf=0齿间载荷分布系数 kf=0抗弯强度重合度系数 y=0抗弯强度螺旋角系数 y=0抗弯强度重合、螺旋角系数 y=0寿命系数 yn=0齿根圆角敏感系数 ydr=0齿根表面状况系数 yrr=0尺寸系数 yx=

15、0齿轮1复合齿形系数 yfs1=0齿轮1应力校正系数 ysa1=0齿轮2复合齿形系数 yfs2=0齿轮2应力校正系数 ysa2=0齿轮1齿距累积公差 fp1=0.04779齿轮1齿圈径向跳动公差 fr1=0.03969齿轮1公法线长度变动公差 fw1=0.03004齿轮1齿距极限偏差 fpt()1=0.01676齿轮1齿形公差 ff1=0.01295齿轮1一齿切向综合公差 fi1=0.01783齿轮1一齿径向综合公差 fi1=0.02372齿轮1齿向公差 f1=0.01352齿轮1切向综合公差 fi1=0.06074齿轮1径向综合公差 fi1=0.05556齿轮1基节极限偏差 fpb()1=0

16、.01575齿轮1螺旋线波度公差 ff1=0.01783齿轮1轴向齿距极限偏差 fpx()1=0.01352齿轮1齿向公差 fb1=0.01352齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01352齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00676齿轮1齿厚上偏差 eup1=-0.06705齿轮1齿厚下偏差 edn1=-0.26818齿轮2齿距累积公差 fp2=0.07499齿轮2齿圈径向跳动公差 fr2=0.05167齿轮2公法线长度变动公差 fw2=0.03750齿轮2齿距极限偏差 fpt()2=0.01814齿轮2齿形公差 ff2=0.01475齿轮2一齿切向综合公差 fi2=0.0197

17、3齿轮2一齿径向综合公差 fi2=0.02564齿轮2齿向公差 f2=0.00630齿轮2切向综合公差 fi2=0.08974齿轮2径向综合公差 fi2=0.07234齿轮2基节极限偏差 fpb()2=0.01704齿轮2螺旋线波度公差 ff2=0.01973齿轮2轴向齿距极限偏差 fpx()2=0.00630齿轮2齿向公差 fb2=0.00630齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315齿轮2齿厚上偏差 eup2=-0.07255齿轮2齿厚下偏差 edn2=-0.29020中心距极限偏差 fa()=0.02910设计过程 proces

18、s=7 d2=330mml0=1941.675mma=629.2mm=162z=57、箱体的设计及各部位附属零件的设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约见减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体选用球墨铸铁qt40018，布氏硬度。7.1铸造减速箱体主要结构尺寸表:名 称符号尺寸关系取 值箱座壁厚10mm箱

19、盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径18mm地脚螺钉数目a250mm6轴承旁联接螺栓直径14mm盖与座联接螺栓直径10mm联接螺栓的间距mm180视孔盖螺钉直径6mm定位销直径8mm至直外箱壁距离查手册16mm至凸缘边缘距离查手册14mm轴承旁凸台半径14mm凸台高度30mm外箱壁至轴承座端面距离38mm铸造过度尺寸查手册3mm,15mm,r4大齿轮顶圆与内箱壁距离12mm齿轮端面与内箱壁距离10mm箱盖箱座肋厚=m=7mm轴承端盖外径108115mm135mm轴承旁连接螺栓距离1407.2各部位附属零件的设计窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以

20、看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内. 放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。 通气器 减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙

21、处的密封性，通气器用带空螺钉制成.启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整. 定位销为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置. 环首螺钉、吊环和吊钩 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。 调整垫片 用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用.10.9密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内. 7.3润滑方式的确定 传动零件的润滑采用浸油润滑。 滚动轴承的润滑采用脂润滑 因为传动装置属于轻型的，且传