广东工业大学减速箱课程设计说明书

1、 机械设计课程设计说明书 -两级展开式减速箱学 院 机电工程学院 专业班级 学 号 姓 名 指导老师 2016 年 01 月 10 日目 录一、 传动方案的拟定及说明3二、 电机的选择31. 电动机功率32. 电动机额定功率33. 电动机的转速4三、 计算总传动比及分配各级的传动比4四、 计算传动装置的运动和动力参数41. 各轴转速42. 各轴输入功率53. 各轴输入转矩5五、 传动件的设计计算6 设计带传动的主要参数6 六、齿轮传动设计7七、轴的设计计算及校核191. 中间轴的设计192. 高速轴的设计213. 低速轴的设计24八、箱体结构的设计33九、润滑密封设计34十、设计感想34十一、

2、参考文献35 计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计二级展开式圆柱减速器减速器基本构想如下：（1） 工作条件：减速箱使用年限8年，工作为两班工作制，每班8小时，每天工作16个小时，每年工作300天，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：输送带拉力F=2.8KN；带速V=2.1m/s；滚筒直径D=340mm； 二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：取V带效率为90%，一对滚动轴承的的效率为98%，渐开线圆柱齿轮效率为97%，联轴器效率为99%，一对滑动轴承的效率为96%，平带效率为90%。总=v×3滚×2齿轮&#

3、215;联轴器×滑×平 =0.90×0.983×0.972×0.99×0.96×0.90=0.6822、电机所需的工作功率：P工作=FV/总 =8.62KW3、确定电动机转速：计算卷筒轴的工作转速：n筒=60×V/D =118.0r/minV带传动比为24。二级圆柱齿轮的传动比为840综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动等因素，选择电动机电机的具体参数如下：电机额定功率/kw转速/(r/min)转动惯量/重量/Kg功率因数/%Y160M1-21129300.037711587.2 三、计算总传动比及分配

4、各级的传动比1、总传动比：i总=n电动机/n筒=2930/118=24.832、分配各级传动比（1） V带的传动比为24，取iv带=2（2） i总=i齿轮×I带i齿轮=i总/iv带=24.83/2=12.415四、运动参数及动力参数计算1计算各轴转速（r/min）nI=2930/2=1465r/minn2=1465/3.875=378.06(r/min)n3=378.06/3.2=118.1(r/min)2计算各轴的输入功率（KW）3计算各轴扭矩（N·m）五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V选带截型由课本表8-8得：kA=1.1根据和由图8-1

5、1得：选用A型V带 （2）初步选定带轮基准直径，由表8-7和表8-9，取小带轮基准直径验算带速按照式8-13验证带速度5m/s<<30m/s带速是符合的 （3）计算大带轮基准直径，根据式8-15a，计算大带轮的基准直径 (4) 确定V带的中心距和基准长度由式8-20初步选定中心距为500mm由式8-22计算出=1596.9mm,由表8-2选带基准长度为1640mm. (5)计算实际中心距按照式8-23中心距的变动范围 (6)验算小带轮包角根据式8-6（7）确定带的根数计算单根V带的额定功率 由和=2930r/min,查表8-4a得 根据=2930r/min，i=2和A型带，查表8-

6、4b得 查表8-5得，表8-2得 于是 计算V带的根数 取根数为4根 （8）计算单根V带的初拉力最小值由表8-3得A型带的单位长度质量应使实际的初拉力（9） 计算压轴力 (10)带轮的结构设计：1. 小带轮采用实心式，查机械设计手册得电动机的轴径，V带轮的所以轮毂宽，其最终尺寸结合安装带轮的直径的轴段来确定。轮缘宽2. 大带轮采用腹板式结构，轮缘宽与小带轮的相同，轮毂宽要与轴的结构设计同步。6 齿轮设计1、高速级齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 高速级小齿轮采用40Cr（调质），硬度为280HBS，高速级大齿轮采用45钢（调质），硬度为240HBS，选取精度为8级。初步选取小齿

7、轮的取初步选定螺旋角（2）按齿面接触强度设计按式10-21试算，即1. 确定公式内的所有数值选取由图10-30选取区域系数由表10-6查的材料的弹性影响系数由式10-13计算应力循环次数查图10-19，取得接触疲劳寿命系数图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度;大齿轮的接触疲劳强度极限取安全系数为1.由式10-12得计算小齿轮的分度圆直径2 按公式计算：1 计算圆周速度 2计算载荷系数K查表10-2查的使用系数。根据使用系数，八级精度，查图10-8查的动载系数；由表10-3查得;查表10-4用插值法查的7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，； 故载荷系数3按实际的载荷系数校正所算的的

8、分度圆直径由式10-10a得4计算模数3 按齿根弯曲强度设计：由式10-17 计算1 取载荷系数，计算得重合度系数根据公式求得2根据纵向重合度，求得螺旋角影响系数3计算当量齿数4查取齿形系数由表10-5查的5查取应力校正系数由表10-5查的6由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限7由图10-18取弯曲疲劳寿命系数8计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得9计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大10 调整齿轮模数根据使用系数，八级精度，查图10-8查的动载系数。由表10-3查得;查表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，； 故载荷

9、系数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度设计的法面模数大于由弯曲疲劳强度设计的法面模数，取为2既可以满足弯曲强度又可以满足接触疲劳强度，应该按接触疲劳强度的分度圆直径来计算齿数。于是就取，则4几何尺寸的计算1计算中心距将中心距圆整为106mm。2 按圆整后的中心距修正螺旋角 3计算大小齿轮的分度圆直径4计算齿轮的宽度圆整后取。5其它几何尺寸齿顶高齿根高全齿高齿顶圆直径齿根圆直径高速级齿轮1采用左旋，齿轮2采用右旋。5圆整中心距后的强度校核1. 齿面接触疲劳强度校核仅给出圆整后的计算结果：满足齿面接触疲劳强度条件2 齿根弯曲疲劳强度校核仅给出圆整后的计算结果齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯

10、曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6 主要设计结论齿数z1=21，z2=82，模数m=2mm。压力角，螺旋角，变位系数x1=x2=0，中心距a=106mm，齿宽b1=50mm，b2=45mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按8级精度设计。2低速级齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级 大小齿轮都采用45钢，小齿轮调质，大齿轮正火。选取精度为8级。初步选取小齿轮的取跟高速轴齿轮一样初步选定螺旋角（2）按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计按式10-21试算，即2. 确定公式内的所有数值选取由图10-30选取区域系数由表10-6查的材料的弹性影响系数由式10-13计算应

11、力循环次数查图10-19，取得接触疲劳寿命系数图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度;大齿轮的接触疲劳强度极限取安全系数为1.由式10-12得，计算小齿轮的分度圆直径2 按公式计算：1 计算圆周速度 2计算载荷系数K查表10-2查的使用系数。根据使用系数，八级精度，查图10-8查的动载系数；由表10-3查得;查表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，； 故载荷系数5按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径由式10-10a得6计算模数3 按齿根弯曲强度设计：由式10-17 计算1 取载荷系数，计算得重合度系数根据公式求得2根据纵向重合度，求得螺旋角影响系数3计算当量齿

12、数4查取齿形系数由表10-5查的5查取应力校正系数由表10-5查的6由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限7由图10-18取弯曲疲劳寿命系数8计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得9计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大10 调整齿轮模数根据使用系数，八级精度，查图10-8查的动载系数。由表10-3查得;查表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，； 故载荷系数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度设计的法面模数大于由弯曲疲劳强度设计的法面模数，取为2.5既可以满足弯曲强度又可以满足接触疲劳强度，应该按接触疲劳强度的分度圆直径来计算齿

13、数。于是就取，则4几何尺寸的计算1计算中心距将中心距圆整为148mm。2 按圆整后的中心距修正螺旋角 3计算大小齿轮的分度圆直径4计算齿轮的宽度圆整后取。5其它几何尺寸齿顶高齿根高全齿高齿顶圆直径齿根圆直径高速级齿轮3采用右旋，齿轮4采用左旋。5圆整中心距后的强度校核1齿面接触疲劳强度校核仅给出圆整后的计算结果：满足齿面接触疲劳强度条件2 齿根弯曲疲劳强度校核仅给出圆整后的计算结果齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6 主要设计结论齿数z3=28，z2=87，模数m=2.5mm。压力角，螺旋角，变位系数x1=x2=0，中心距a=148mm，齿宽b1=80mm，

14、b2=75mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮按8级精度设计。七、轴的设计计算中间轴的设计计算1、 初算轴的最小直径中间轴的基本设想如下图： 中间轴选用40Cr调质，硬度217255HBS从上述计算结果已知先按式15-2初步计算轴的最小直径，因为轴段不承受转矩，而承受少量的弯矩且载荷较平稳所以取较小值，取2确定轴上各段的长度及直径设计中间轴时，考虑到轴的长度不长，所以轴承采用两段固定的方式。1在轴段1和5上将会安装轴承，因为齿轮上存在轴向力的作用，所以轴承选用角接触球轴承。查机械设计手册，暂取轴承为7307B，其基本尺寸为，定位轴肩的直径为，外径的定位直径为，对轴的

15、力作用点与外圈大端面的距离，由于同一根轴上的轴承是相同的所以。2轴段2上将安装齿轮3，轴段4上将安装齿轮2，为了便于齿轮的安装及拆卸，应略大于，初定。齿轮2的轮毂宽度的范围为，已知齿轮2的宽度为45mm,于是取齿轮轮毂宽度等于齿轮宽度。齿轮2的左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的宽度为80mm,齿顶圆直径小于160mm,所以采用实心式。取其轮毂宽度等于齿轮宽度。齿轮3的右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为了是套筒的端面可靠的压紧齿轮，轴段2和轴段4的长度应小于各自齿轮的轮毂宽度。所以取轴段2的长度为78mm,轴段4的长度为42mm。3 轴段3是为两个齿轮做定位用的，其轴肩的高度范

16、围为，所以取高度为3mm,所以。取齿轮3的左端面距离箱体内壁的距离与齿轮1右端面距离箱体内壁的距离为，齿轮2和齿轮3的距离初定为10mm,则箱体内壁的距离为，于是轴段3的距离取为10.5mm，箱体内壁的距离为158mm.齿轮2右端面距离箱体内壁距离。4轴段1和轴段5上安放轴承，轴承采用油润滑的方式，需要设置挡油板盘阻止齿轮啮合时挤出的高压热油冲向轴承内部，取轴承内端面距离箱体内壁的距离为，中间轴上的两个齿轮的固定都由套筒来完成，所以轴段1的长度为。轴段5的长度为。5齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查机械设计手册得键的型号分别为。高速轴的设计计算高速轴的基本构想如下：1、初算轴的最小直径因为传递

17、的功率不大且无其他特殊要求，所以高速轴选用40Cr（调质），硬度217255HBS。轴承两端采用两段固定的方式。从上述计算结果已知先按式15-2初步计算轴的最小直径，取考虑到键槽的影响，将最小直径增大，所以mm，同时考虑到轴段1将与V带轮的轮毂配合，为了满足轴承寿命的要求，初步设定轴最小的直径为25mm.带轮的轮毂宽度为，取带轮的轮毂宽度为42mm，则轴段1的长度应小于轮毂的宽度，所以取轴段1的长度为40mm.2确定轴上各段的长度及直径1.在轴段1上要设计一定位的轴肩定位带轮，定位轴肩的高度按故轴段2上的直径，由于高速轴的圆周速度小于，所以采用毡圈油封。查机械设计手册选择毡圈30 。则。2.在

18、轴段3和轴段7上安放滚动轴承，因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参考工作要求并根据，由轴承产品的目录中初步选定角接触球轴承7307B，其尺寸为,内圈的定位轴肩直径，外圈的定位直径，在轴上力作用点与外圈大端面的距离，所以取轴段 3的直径。轴承采用油润滑，需要设置挡油盘来阻止齿轮啮合时挤出的高压热油冲向轴承内部。为了补偿箱体的铸造误差和安装的方便，取轴承靠近箱体内壁的端面距离箱体内壁的距离为，轴段3的长度 。在轴段7中也是采用同样的轴承，所以轴段7的直径，长度为25mm。3.轴段4和轴段6的直径可取比轴段7的直径略大，取为，因为齿轮1右端面距离箱体内壁的距离，则轴段6的长度为

19、，轴段4的长度=。4 .轴段5上安装齿轮，为了安装齿轮的方便，轴段5的直径应大于轴段3，初定轴段5的直径，查表6-1得此处键的截面尺寸为，轮毂的键槽深度为已知齿轮的宽度为50mm,齿轮的轮毂宽度范围为，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等。此处齿轮的齿根圆到键槽底部的距离，所以高速轴设计为齿轮轴，轴段5的直径为，长度为50mm。5 轴段2的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座的宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，查机械设计手册得下箱座壁厚 取。，查设计手册取轴承旁的连接螺栓为M16，则，所以轴承座的宽度为取。可取箱体凸缘螺栓为M12，地脚螺栓为，则有轴承端盖连接螺钉为,取轴承端盖凸缘厚度为,端盖与

20、轴承座间的垫片的厚度为2mm，查机械设计手册，端盖的连接螺钉采用螺钉,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承的润滑的要求，取端盖的外端面表面与带轮凸缘端面的距离为。所以轴段2的长度为6带轮与轴段1间采用A型普通平键连接，查机械设计手册，采用键 低速轴的设计计算1、 初算轴的最小直径低速轴的基本构想：选用45钢调质，硬度217255HBS从上述计算结果已知先按式15-2初步计算轴的最小直径，考虑到轴段只承受转矩，所以取考虑到键槽的影响，最小直径应增大所以。2确定轴上各段的长度及直径设计低速轴时，考虑到轴的长度不长，所以轴承采用两端固定的方式。1轴段1上要安装联轴器，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应

21、，并减小安装的误差。联轴器的计算转矩为,查表14-1，考虑到转矩变化很小故取,则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查设计手册选择弹性套柱联轴器TL9。其公称转矩为1000N.m。半联轴器的孔径为50mm，所以，半联轴器的长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。J型轴孔，A型键，轴段1的长度应略小于84mm，所以取轴段1的长度为82mm。2计算轴段2的直径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器采用轴肩定位，轴肩的高度为。于是取轴段2的直径为，最终的尺寸由密封圈来确定。该轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查机械设计手册选择毡圈,所以。3轴段3和轴段7上，其直径应该既有利于轴

22、承的安装，又要负荷轴承的内径要求。考虑到轴承有轴向力的存在，所以还是选用角接触的球轴承。查机械设计手册先暂取轴承为7213C。其尺寸为，内圈的定位轴肩为74mm，外圈的定位直径为111mm，轴上的定位端面圆角半径最大为1.5mm，对轴力的作用点与外圈大端面的距离为24.2mm，所以。轴承采用油润滑的方式，需要设置挡油盘，轴段3的长度为。因为同一根轴上的轴承通常取相同的型号，所以轴段7的直径为。5. 轴段6上将安装齿轮4，为了便于齿轮的安装及拆卸，轴段6的直径应大于轴段7的直径。初定，已知齿轮4的宽度为75mm,所以取轮毂的宽度等于齿轮的宽度75mm,齿轮的右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为

23、了使套筒端面能到顶到齿轮的端面上，轴段6的长度应小于轮毂的宽度，所以取轴段6的长度为72mm。6. 轴段5是为齿轮提供定位和固定用的。定位轴肩的高度，取h为5mm,所以轴段5的直径为，轴段5的长度为，所以轴段5的长度为7mm。轴段4的直径可取轴承内圈的定位直径，。齿轮左端面距离箱体内壁的距离为，则轴段4的长度为。7轴段2的长度除了与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承的宽度等零件有关。轴承端盖连接螺栓选择螺栓，其安装圆周大于联轴器的轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，所以取联轴器轮毂端面与端盖外端的距离为K=28mm。则有轴段2的长度为，轴段7的长度为：。8.联轴器与轴段1及齿轮4

24、与轴段5间都采用A型普通平键连接，查设计手册选取型号分别为和。9.轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离为24.2mm。则轴的支点及受力点的距离为：齿轮4上受力和齿轮3的受力是大小相等，方向相反的，所以齿轮4的受力大小为：计算轴承支撑反力，在水平面上：在垂直面上轴承1的总支撑反力为轴承2的总支撑反力为轴的受力情况、弯矩图和扭矩图如下所示：在水平面上a-a剖面为：在垂直平面a-a剖面的左侧为：在垂直平面a-a剖面的左侧为：合成弯矩，在a-a剖面的左侧为在a-a剖面的右侧为转矩按弯扭合成应力校核轴的强度由图可以看出a-a剖面左侧受到的弯矩最大，且其作用有转矩，所以a-a剖面是危险截面。a-a剖面的

25、抗弯截面系数为：抗扭界面系数为：弯曲应力为：扭剪应力为：按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，所以折合系数，则当量应力为：，查设计手册得，而，所以轴的强度是足够的。键的校核联轴器上键的挤压应力为：齿轮4上键的挤压应力为：取键、轴和齿轮，联轴器的材料都是钢，查机械设计手册得，所以轴上的键强度是足够的。校核轴承的寿命1计算轴承的轴向力查机械设计手册得7213C轴承的。 查设计手册得轴承内部轴向力的计算公式，由Fa/C0=0.024用插值法求出e=0.39，则轴承1,2的派生轴向力分别为：外部的轴向力为各轴向力的方向如下图所示：，轴向右移动，左边松右边紧，所以两轴承轴向

26、力分别为：计算轴承的当量载荷由，查表13-5得，因，所以,则轴承1的当量载荷为由，查表13-5得，因，所以,则轴承2的当量载荷为校核轴承的寿命 因为，所以只需要校核轴承1的寿命即可。轴承的工作温度是在以下的，查表13-4得。对于减速器，查表13-6得载荷系数为.轴承1的寿命为：符合减速箱的寿命要求。综上所述，发现有的轴承的寿命要比减速箱的寿命短，所以为了保证减速箱的正常工作，减速箱每5年需要大修一次。八 箱体的设计名称尺寸/mm高速级中心距106低速级中心距148下箱座壁厚8上箱座壁厚8下箱座凸缘厚度12上箱座凸缘厚度12地脚螺栓底脚厚度20箱座上肋板厚度8地脚螺栓直径M20地脚螺栓通孔直径2

27、2地脚螺栓沉头座直径40底脚凸缘尺寸36,30地脚螺栓数目4轴承旁连接螺栓直径M16轴承旁连接螺栓通孔直径17.5轴承旁连接螺栓沉头座直径32上下箱连接螺栓直径M12上下箱连接螺栓通孔直径13.5上下箱连接螺栓沉头孔直径26轴承盖螺钉直径M8，M10窥视孔盖连接螺栓直径M6定位销直径8轴承旁凸台高度55轴承旁凸台半径16箱体内部距离158起盖螺钉M8九.润滑与密封齿轮采用浸油润滑，轴上的轴承都采取油润滑，效果较好。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。十设计感想 这次两级圆柱斜齿轮减速器的课程设计使我们真正的理论联系实际、深入的了解了设计概念和设计过程，很大的提高我们机械设计

28、的思维。 通过近一个多月的学习和设计中，使我对机械设计有了更多的认识和了解。机械设计是一门综合性的课程， 他融合机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、机械工程材料、机械设计手册等为一体。 在这次的课程设计过程中，综合运用先修课程中的有关知识与技能，逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力，特别是提高了分析问题和解决问题的能力，为我们以后对专业产品和设备的设计打下了坚实的基础。 同时在这次的课程设计中，我也发现了自己很多的不足。如对知识的掌握程度远远不足，不能在发现问题时，及时的找出解决的方法；CAD制图上还有很多欠缺的地方；在设计时没有一个整体的把握，不清楚整体的一个设计思路；问题还有很多很多，但当我设计出整个减速器的时候，回头才发现，原来一路上我学的知识远比课堂上的丰富，解决问题的能