精品二级减速器设计毕业论文计算说明书.docx
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精品二级减速器设计毕业论文计算说明书
西安科技大学高新学院
课程设计计算说明书
学院机电信息学院
课程机械设计
专业机械设计与制造及其自动化
班级机单1001
姓名温晨光
指导教师程安宁
日期2013年1月6号
任务书
姓名
温晨光
学号
专业班级
机单1001
设计参数：
载荷：
383.97N，皮带速度：
0.791ms,滚筒直径:
355mm,使用年限:
6年
完成时间：
2013年1月6日
内容及要求：
机械设计课程设计通过传动方案的拟定，结构设计，设计计算，查阅有关标准和规范以及编写设计计算说明书，使学生掌握机械传动装置的设计步骤和方法的一般规律，提高设计技能。
机械设计课程设计包括：
（1）确定机械系统总体传动方案。
（2）选择电动机。
（3）传动装置运动和动力参数的计算。
（4）传动件如齿轮．带及带轮的设计。
（5）轴的设计。
（6）轴承组合部件设计。
（7）键的选择和校核。
（8）机架或箱体的设计。
（9）润滑设计。
学生在规定的时间内应绘制装配工作图1张（A0或A1图纸），组件或零件工作图2—3张，并编写设计计算说明书1份。
指导教师：
程安宁
2012年12月24日
课程设计说明书成绩：
指导教师：
年月日
计算及说明
结果
原始数据。
运行阻力：
F（KN）：
383.97N
皮带速度：
V（ms）：
0.791ms
滚筒直径：
D（mm）：
355mm
使用年限：
6年
二．传动方案的拟定
电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至减速器外的
齿轮5，带动车轮6工作。
传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构
较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速
级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。
1.电动机2.联轴器3.减速器
4.联轴器5.齿轮6.车轮
三．电动机的选择
1选择电动机类型
按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机
2选择电动机的容量
1）滚筒所需功率：
滚筒的转速
=60×1000VπD=53.83rmin
2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为η：
其中，，，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承效率，是齿轮至车轮的效率，=0.97，=0.96，=0.98=0.96
=0.633
3）确定电动机的额定功率
电动机的输出功率为
=1.3X1.6X0.3030.633=0.11Kw
K为功率储备系数，为启动系数
确定电动机的额定功率
选定电动机的额定功率=4kw
3、选择电动机的转速
=32.74rmin
该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅机械设计教材表推荐传动比为=8～60
则总传动比可取20至150之间
则电动机转速的可选范围为
=20=8×53.83=654.8rmin
=150=60×53.83=4911rmin
可见同步转速为1000rmin，1500rmin，3000rmin的电动机都符合，这里初选同步转速为1000rmin，1500rmin，3000rmin的三种电动机进行比较，如下表：
由参考文献[1]中表16-1查得：
方案
电动机型号
额定功率
（KW）
电动机转速n（rmin）
质量kg
同步转速
满载转速
1
Y112M-2
4
3000
2890
2.2
2.2
2
Y112M-4
4
1500
1440
2.2
2.2
3
Y132M1-6
4
1000
960
2.0
2.0
4
Y160M1-8
4
750
720
2.0
2.0
由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定方案3
四．总传动比确定及各级传动比分配
4.1计算总传动比
由《机械设计课程上机与设计》中表16-2查得：
满载转速nm=960rmin；
总传动比=nm=96053.83=17.83
4.2分配各级传动比
查阅《机械设计课程上机与设计》中表5-1各级传动中
分配各级传动比，取减速器外齿轮传动比为，则高速级的圆柱齿轮传动比==3.83，则低速级的圆柱齿轮的传动比为
==6.613.83=1.72
=0.303kw
=53.83rmin
η=0.633
=0.11kw
=4kw
=654.8rmin
=4911rmin
电动机型号为Y32M1-6
i=17.83
=3.83
=1.72
五．计算传动装置的运动和动力参数
1.各轴转速
电动机轴为轴Ⅰ，减速器高速级轴为轴Ⅱ，中速轴为轴Ⅲ，低速级轴为轴Ⅳ，减速器外的轴为小齿轮轴Ⅴ、大齿轮轴Ⅵ则
=960rmin
9603.83rmin=250.65rmin
250.651.72rmin
=145.73rmin
=145.732.7=53.97min
解得车轮速度在速度允许误差为±5％范围内
2.按电动机额定功率计算各轴输入功率
=0.303kw
=0.303×0.98kw=0.31kw
=0.31××0.98kw
=0.28kw
=0.28×0.96×0.98kw
=0.26kw
==0.26×0.98×0.97kw
=0.25kw
=0.25×0.96×0.98=0.24kw
3.各轴转矩
=9550×0.303960
=3.01
=9550×0.31960
=3.08
=9550×0.28250.65
=10.77
=9550×0.26145.73
=17.04
=9550×0.2553.97
=44.24
=9550×0.2453.97
=42.47
表3轴的运动及动力参数
项目
电动机轴I
高速级轴II
中间轴III
低速级轴IV
减速器外大齿轮轴Ⅵ
转速（rmin）
960
960
250.65
145.73
53.97
功率（kw）
4
3.80
3.434
3.231
2.889
转矩（）
0.31
0.28
0.26
0.25
0.24
传动比
1
3.83
2.81
2.7
效率
0.95
0.90
0..94
0.65
六、齿轮传动设计
1.高速级齿轮传动设计
（1）选择材料、精度及参数
a.按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动
b.塔式起重机运输机为一般工作机器，速度不高，故选用
c.材料选择。
查机械设计教材图表（P75表6-2），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者的硬度差为40HBS。
d.初选小齿轮齿数=24，则大齿轮齿数
=3.83×24=92
=3.83
e.初选螺旋角β=
f.选取齿宽系数：
=1.2
1）确定公式内的各计算数值
由公式
计算
a.分流式小齿轮传递的转矩=2
=37.842=18.92
b.查图表（P79图6-3）选取区域系数=2.45
c.查图表（p78表6-4）选取弹性影响系数=189.8
d.由公式=0.985
e.由许用接触应力
查表取
，查表取得
=735MPa，=605MPa，则=605MPa
f.由式
N=60nj
计算应力循环次数
=60×960×1×10000=5.76×
=5.76×3.83=1.5×
g.计算载荷系数K
--使用系数，查机械设计教材表6-3，取=1.25
--动载系数，由推荐值1.02-1.2,取=1.08
--齿间载荷分配系数，由推荐值1-1.4，取=1.4
--齿向载荷分配系数，由推荐值1-1.2，取=1.2
得=2.08
，=37.84，=18.92
1.求作用在齿轮上的力
=2×18.92×31.71N=1193.3N
N=449.23N
=1193.31×14.8N=315.29N
圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示
1．初步确定轴的最小直径。
先按式
初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45号钢，调质处理。
查机械设计教材表8-6取=112，得112mm=17.72mm
该轴直径d≤100mm，有一个键槽，轴颈增大3%,安全起见，取轴颈增大3%则
，圆整后取d2=19mm。
输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。
选取联轴器的型号。
联轴器的计算转矩公式为
查图表（P173表11-2），取=2.3，则=2.3×37.84
=87.032
根据=87.032及电动机轴径D=38mm，查标准径=32mm
=960rmin
=53.97rm
=0.303kw
=0.31kw
=0.28kw
=0.26kw
=0.25kw
=0.24kw
=3.01
=3.08
=10.77
=17.04
=42.24
=42.47
8级精度（GB）
小齿轮：
40Cr（调质）
280HBS
大齿轮：
45钢（调质）
240HBS
=24
=92
β=
=1.2
=18.92
=2.45
=189.8
=735MPa=605MPa
=605MPa
×
1.5×
=1.25
=1.08
=1.4
=1.2
2.08
=0.82
m=2mm
=
a=120mm
β=
=49.65mm
=2.5ms
=39mm
=44mm
=1.25
=1.08
=1.4
=1.2
=2.08
=26.56
=101.80
=2.58=2.187
=1.596=1.786
=1.4
=1
=600MPa
=500MPa
=300MPa
=200MPa
=0.693
=0.89
=45.75
=48.96
圆整后
=190mm
8级精度
小齿轮：
40Cr（调质）280HBS
大齿轮：
45钢（调质）240HBS；
=25
=1.2
130.84
=2.45
=189.8
=700Mpa
=550MPa
=735Mpa=605MPa
=605MPa
1.5×
=1.25
=1.08
=1.2
=1.1
1.782
=0.87
m=3mm
=75mm
=0.98ms
a=145mm
=300MPa
=200MPa
=1.782
=2.62
=2.24
=1.59
=1.75
=0.689
=145mm
8级精度
小齿轮：
40Cr（调质）
280HBS
大齿轮：
45钢（调质）
240HBS
=26
=71
=300MPa
=200MPa
=1.2
=2.45
=189.8
=1.25
=1.08
=1.2
=1.1
1.782
=2.6
=2.23
=1.59
=1.76
=0.687
=3mm.
=78mm
=213mm
=0.36ms
a=145.5mm
d2=19mm
=87.032
=32mm
2．轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案。
经分析比较，选用如图所示的装配方案
（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位，1-2段比半联轴器毂孔长短1~4mm，=80mm。
联轴器靠轴肩定位并考虑O型密封圈标准内径，取=35mm。
2）初步选择滚动轴承。
该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。
根据=35mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6008，其尺寸为d×D×B=40mm×68mm×15mm，故=40mm
3）为减少装配轴承处的精加工而设置的轴肩，取=44mm，取轴承到减速器箱体内壁为8mm，取箱体内壁到高速轴小齿轮距离为15mm,故=23mm。
4）由机械设计课程上机与设计查箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm，取=65mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为50mm，到联轴器的距离为15mm，则=68mm.
5）3-4段装配轴承，取轴径长度小于轴承宽度3mm，故=15-3=12mm，同理10-11段装配轴承，并需倒角，故=18mm，
=80+20-5=95mm
6）5-6和7-8段为齿轮，长度，直径=54mm
（3）轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按=32mm，=80mm查机械设计课程上机与设计图表（11-1）选用键=10mm×8mm×72mm。
滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6
4）确定轴上圆角和倒角尺寸
查图表（P表15-12），取轴端倒角为1.6×，各轴肩处圆角半径为R2
（二）中速轴（III轴）的设计
已知=3.434kw，=130.84，=250.65rmin
1．求作用在齿轮上的力
=1193.31N，=449.23N，=315.29N
=2×130.8462.5N=4186.88N
=1523.9N
轴上力的方向如下图所示
初步确定轴的最小直径
根据初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。
查图表（8-6），取=112，于是得
=112×mm=26.8mm。
该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=30mm
3．轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案，如图
（2）确定轴的各段直径和长度
1）根据=30mm取=30mm，轴承与齿轮2，之间采用轴肩定位，取==35mm，齿轮2，与齿轮3之间用套筒定位，取=43mm，由于轴环宽度b≥1.4h轴II的设计，取=c=10mm因为=80mm，=39mm取=80，=39-3mm=36mm.
2）初步选择滚动轴承
由于配对的斜齿轮相当于人字齿，初步选取0组游隙，0级公差的轴承30306，其尺寸为d×D×B=30mm×72mm×19mm。
又由于箱体内壁之间距离相等，故21+8+15+2.5+3=49.5,轴的两端倒角，取52mm
取轴承端盖的总宽度为45mm
3）轴上零件的周向定位
齿轮的周向定位都采用普通平键连接
按=43mm
，=80mm
==35mm
==36mm
查图表（表11-1）取各键的尺寸为
2-3段和6-7段=10x8x28
滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6
4）确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为1.6×，各轴肩处的圆角半径为R2
（三）低速轴（轴IV）的设计
已知=3.231kw，=345.92，=89.20rmin
1．求作用在轴上的力
=4189.88N=1523.9N
2．初步确定轴的最小直径
按初步确定轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢调质处理。
查图表（P表15-3）取=112，于是得
112×mm=37.1mm。
该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。
根据式，查图表（P173表11-2），取=2.3，则
=2.3×345.92=795.616
平稳，选用HL4型弹性柱销联轴器。
选取轴孔直径d=40mm，其轴孔长度L=84mm，则轴的最小直径=40mm
3．轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案。
经比较，选取如下图所示的方案
（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1）取=40mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=1.5mm，取=45mm
2）初步选择滚动轴承
根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6210，其尺寸为d×D×B=50mm×90mm×20mm故=50mm
3）取=55mm，=28mm
4）根据轴颈取安装齿轮处轴段=60mm，齿轮左端采用轴肩定位，取h=1.5mm，则=63mm，轴环宽度b≥1.4h=1.4×3mm=4.2mm，取10mm
5）已知=75mm。
取=55.8mm，=2.3mm（S=2mm）=74.7mm，=8mm
6）根据轴II，轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离=8mm，则=14+2.5+20+10+2.5-8-2.3=57.7mm
7）根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离=60mm，及=8mm，B=20mm，取轴承盖的总宽度为45mm，轴承盖与联轴器之间的距离为=20mm则=65mm
（3）轴上零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据=40mm,=84mm
查图表（P表11-1）得
1-2和12-13段：
b××8mm×78mm
7-8段：
b××11mm×68mm
滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
查图表（P表15-12），取轴端倒角尺寸为1.6×,轴上圆角R2.
（4）．轴的校核
1求高速轴的校核
1.）轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，深沟球轴承6008，
a=7.5mm,
从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处
是危险截面，
L=248mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表
其中弯矩合成公式
当量弯矩公式
计算应力公式
表4危险截面所受弯矩和扭矩
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=1193.31N
=449.23N
弯矩
=65035.395
=24483.035
=32365.285
总弯矩M
=69491.162=72643.75
扭矩T
T=11352
=32mm
=80mm
=35mm
深沟球轴承6008
=40mm
=44mm
=23mm
=68mm
==12mm
=18mm
=54mm
键=10mm×8mm×72mm
过渡配合m6
=1193.31N
=449.23N
=315.29N
=30mm
==30mm
==35mm
=43mm
=10mm
=80
==36mm
圆锥滚子轴承30306
52mm
=80mm
键=10x8x28
=3.231kw
=345.92
=89.20rmin
=4189.88N
=1523.9N
37.1mm
=795.616
HL4型弹性柱销联轴器
=40mm
=84mm
=40mm
=45mm
深沟球轴承6210
=50mm
=55mm
=28mm
=60mm
=63mm
10mm
=55.8mm
=2.3mm
=74.7mm
=8mm
==57.7mm
=65mm
键
b××8mm×78mm
b××11mm×68mm
2.）按弯扭合成应力校核轴的强度
根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取α=1，轴的计算应力
=5.88
=5.63
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此＜，故轴安全。
2.求中间轴的校核
1）轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，圆锥滚子轴承30306，
a=23mm,
从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处
是危险截面，
L=225mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表
其中弯矩合成公式
当量弯矩公式
计算应力公式
表4危险截面所受弯矩和扭矩
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=900.13N
=312.72N
弯矩
=38705.6
=145494.08
=13446.96
=16505.59
=36450
总弯矩M
=40974.92
=42078=187771.5
扭矩T
T=130.84
2.）按弯扭合成应力校核轴的强度
根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取α=1，轴的计算应力
=1.5
=1.53
=6.94
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此＜，故轴安全。
3.求低速轴的校核
1.）轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，深沟球轴承6210，
a=10mm,
从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处
是危险截面，
L=249mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表
其中弯矩合成公式
当量弯矩公式
计算应力公式
表4危险截面所受弯矩和扭矩
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
=2093.44N
=761.95N
弯矩
=260633.28
=94852.78
总弯矩M
=277360
扭矩T
T=345.92
2）.按弯扭合成应力校核轴的强度
根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称
循环变应力，取α=1，轴的计算应力
=0.53MPa
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此＜，故轴安全。
七、轴承的选择和校核计算
已知轴承的预计寿命为=10000h
1．输入轴承的选择与计算
由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一个，其受力===1275.07N，=0，ε=3，转速n=960rmin
定动载荷C=17000N，基本额定静载荷=11800N
2）求轴承当量动载荷P
因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P160表10.6），取=1.2，则
P=（X+Y）=1.2×（1×1257.07+0）N
=1530.08N
3）验算轴承寿命
=272.73rmin
额定动载荷C=52500N，基本额定静载荷=60500N
2）求轴承当量动载荷P
因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P60表10.6），取P=（X+Y）=1.2×（1×952.9+0）N
=1143.5N
3）验算轴承寿命
=89.20rmin
动载荷C=35000N，基本额定静载荷=23200N
2）求轴承当量动载荷P
因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P160表10.6），取=1.2，则
P=（X+Y）=1.2×（1×2227.4+0）N
=2673.4N
3）验算轴承寿命
h
=419272.3h>=10000h
轴校核安全
故轴安全
=0.53MPa
故轴安全
=10000h
深沟球轴承6008
=1275.07N
=0
ε=3
n
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