完整版二级减速器机械毕业课程设计含总结文档格式.docx
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1）减速器装配图1张；
2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）；
3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写
4）相关参数：
F=8KN，V=0.6，D=400mm。
3.电机选择
3.1电动机类型的选择
按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。
其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。
3.2选择电动机的容量
工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=8KN，V=0.6。
则有：
P===4.8KW
从电动机到工作机输送带之间的总效率为
=
式中，，，，分别为V带传动效率,滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。
据《机械设计手册》知=0.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.99，则有：
=0.96
=0.85
所以电动机所需的工作功率为：
P===5.88KW
取P=6.0KW
3.3确定电动机的转速
按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I=8~40和带的传动比I=2~4，则系统的传动比范围应为：
I=I=（8~40）（2~4）=16~200
工作机卷筒的转速为
n==
所以电动机转速的可选范围为
n=I=（16~200）28.7
=（459~5740）
符合这一范围的同步转速有750rmin,1000rmin和1500rmin三种，由于本次课程设计要求的电机同步转速是1000rmin。
查询机械设计手册（软件版）
【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为Y160M-6.其满载转速为970rmin,额定功率为7.5KW。
4.装置运动动力参数计算
4.1传动装置总传动比和分配各级传动比
1）传动装置总传动比I=
2）分配到各级传动比
因为I=已知带传动比的合理范围为2~4。
故取V带的传动比则I分配减速器传动比，参考机械设计指导书图12分配齿轮传动比得高速级传动比，低速级传动比为
4.2传动装置的运动和动力参数计算
电动机轴：
转速：
n=970
输入功率：
P=P=6.0KW
输出转矩：
T=9.55=9.55
=5.9N
Ⅰ轴（高速轴）
n=
P=P
输入转矩
T=9.55
Ⅱ轴（中间轴）
=5.5KW
输入转矩：
Ⅲ轴（低速轴）
PP
=5.28KW
T
N
卷筒轴：
n
P=P=5.28
=5.17KW
N
各轴运动和动力参数表4.1
轴号
功率
（KW）
转矩（N）
转速（）
电机轴
6
5.9
970
1轴
5.76
1.3
440
2轴
5.5
5.6
93.6
3轴
5.28
1.76
28.6
卷同轴
5.17
1.73
图4-1
5.带传动设计
5.1确定计算功率P
据[2]表8-7查得工作情况系数K=1.1。
故有：
P=KP
5.2选择V带带型
据P和n有[2]图8-11选用A带。
5.3确定带轮的基准直径d并验算带速
（1）初选小带轮的基准直径d有[2]表8-6和8-8，取小带轮直径d=125mm。
（2）验算带速v，有：
=6.35
因为6.35ms在5ms~30ms之间，故带速合适。
（3）计算大带轮基准直径d
取=280mm
新的传动比i==2.24
5.4确定V带的中心距a和基准长度L
（1）据[2]式8-20初定中心距a=700mm
（2）计算带所需的基准长度
=2044mm
由[2]表8-2选带的基准长度L=2000mm
（3）计算实际中心距
中心局变动范围：
5.5验算小带轮上的包角
5.6计算带的根数z
（1）计算单根V带的额定功率P
由和rmin查[2]表8-4a得
P=1.39KW
据n=970，i=2.2和A型带，查[2]8-4b得
P=0.11KW
查[2]表8-5得K=0.96，K=1.03，于是：
P=（P+P）KK
=（1.39+0.11）0.961.03=1.48KW
（2）计算V带根数z
故取5根。
5.7计算单根V带的初拉力最小值（F）
由[2]表8-3得A型带的单位长质量q=0.1。
所以
=170.76N
应使实际拉力F大于（F）
5.8计算压轴力F
压轴力的最小值为：
（F）=2（F）sin=25179.960.99
=1696.45N
5.9带轮设计
（1）小带轮设计
由Y160M电动机可知其轴伸直径为d=mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d=42mm。
有[4]P表14-18可知小带轮结构为实心轮。
（2）大带轮设计
大带轮轴孔取32mm，由[4]P表14-18可知其结构为辐板式。
6.齿轮设计
6.1高速级齿轮设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数
1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；
2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；
（GB10095—88）
3）材料的选择。
由[2]表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；
4）选小齿轮齿数为Z=24，大齿轮齿数Z可由Z=得Z=112.8，取113；
2.按齿面接触疲劳强度设计
按公式：
（1）确定公式中各数值
1）试选K=1.3。
2）由[2]表10-7选取齿宽系数=1。
3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：
T=1.3N。
4）由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数Z=189.8MP
5）由[2]图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=580MP；
大齿轮的接触疲劳强度极限=560MP。
6）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.95；
K=1.05。
7）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1，安全系数S=1，有
[]==0.95580=551MP
[]==1.05560=588MP
（2）计算确定小齿轮分度圆直径d，代入[]中较小的值
1）计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得：
=66.7mm
2）计算圆周速度。
v=
=1.54ms
3）计算齿宽b
b==166.7=66.7mm
4）计算模数与齿高
模数
齿高
5）计算齿宽与齿高之比
6）计算载荷系数K。
已知使用系数K=1，据v=1.54，8级精度。
由[2]图10-8得K=1.07，K=1.46。
由[2]图10-13查得K=1.40，由[2]图10-3查得K=K=1
故载荷系数：
K=KKKK
=1=1.56
7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：
8）计算模数m
m=
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）确定计算参数
1）计算载荷系数。
K=KKKK=1
=2.35
2）查取齿形系数
由[2]表10-5查得Y=2.65，Y=2.17
3）查取应力校正系数
由[2]表10-5查得Y=1.58，Y=1.80
4）由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=330MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=310MP
5）由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.90，K=0.95
6）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：
[]=212Mp
[]=210MP
7）计算大、小齿轮的，并加以比较
=0.01975
==0.0186
经比较大齿轮的数值大。
（2）设计计算
m
=2.35
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2.5mm，已可满足弯曲疲劳强度。
于是有：
==28.36
取Z=28，则Z4.7=131.6
取=131，新的传动比i4.68
4.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
mm
（2）计算中心距
a
=198.75mm
（3）计算齿轮宽度
b=
B=75mm，B=70mm
5.大小齿轮各参数见下表
高速级齿轮相关参数（单位mm）表6-1
名称
符号
计算公式及说明
模数
m
2.5
压力角
齿顶高
齿根高
=（+）m=3.75
全齿高
=（+）m=5.62
分度圆直径
=mZ=70
327.5
齿顶圆直径
=m=75
=（）=332.5
齿根圆直径
=63.75
=321.25
基圆直径
=
中心距
表6-1
6.2低速级齿轮设计
由[2]表10-1选择小齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；
4）选小齿轮齿数为Z=24，大齿轮齿数Z可由Z=
得Z=78.48，取78；
d2.32
=5.6N。
6）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数K=1.07；
K=1.13。
[]=1.07580=620.6MP
[]=1.13560=632.8MP
=104.3mm
v=0.51ms
b==1104.3=104.3mm
齿高h=2.25=2.25
=10.7
已知使用系数K=1，据v=0.51，8级精度。
由[2]图10-8得K=1.03，K=1.47。
由[2]图10-13查得K=1.38，由[2]图10-3查得K=K=1
=1=1.51
d=d=104.3=109.6mm
m=4.57mm
=1.42
由[2]表10-5查得Y=2.65，Y=2.224
由[2]表10-5查得Y=1.58，Y=1.766
5）由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.95，K=0.97
[]=223.9Mp
[]=214.8MP
0.0187
0.0182
3.7mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=4mm，已可满足弯曲疲劳强度。
于是有：
Z=27.4
取Z=27，则Z3.2727=88.29取=88
新的传动比i3.26
（1）计算分度圆直径
a230mm
（3）计算齿轮宽度
b108=108mm
B=113mm，B=108mm
低速级齿轮相关参数表6-2（单位mm）
4
=4
=（+）m=5
=（2+）m=9
=mZ=108
=m352
=（）m=116
=（）m=360
=（）m
=98
=342
表6-2
7.轴类零件设计
7.1I轴的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面算得P=5.76KW，n=440rmin，T=1.3N
2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为d=70mm
而F=3625N
F=F3625=1319N
压轴力F=1696N
3.初步确定轴的最小直径
现初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A=110，于是得：
d=A26mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=20.33mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d=32mm，查[4]P表14-16知带轮宽B=78mm故此段轴长取76mm。
4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
通过分析比较，装配示意图7-1
图7-1
（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）I-II段是与带轮连接的其d=32mm，l=76mm。
2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。
根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。
故取l=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=35mm。
3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d=35mm，由轴承目录里初选6208号其尺寸为d=40mm80mm18mm故d=40mm。
又右边采用轴肩定位取=52mm所以l=139mm，=58mm，=12mm
4）取安装齿轮段轴径为d=46mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为75mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l=71mm。
齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处d=40mm。
取l=46mm
（3）轴上零件的周向定位
齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。
按d由[5]P表4-1查得平键截面b,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。
同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键14，齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[2]表15-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆觉角见图。
5.求轴上的载荷
先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图7-2
图7-2
现将计算出的各个截面的M，M和M的值如下：
F=1402NF=1613NF=2761NF=864N
M=86924N
M=103457
M=171182N
M==N
M=M=103457N
T=1.3N
6.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。
则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力:
=23.7MP
前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1
查得[]=60Mp，，故安全。
7.2II轴的设计计算
由前面的计算得P=5.76KW，n=440，T=1.3N
2.求作用在齿轮上的力
已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为d=327.5mmd=108mm
而F=767N
F=F767=279N
同理可解得：
F=10498N，F=F1730N
3.初步确定轴的最小直径
d=A43.0mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=45.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为：
d=50故d=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以l=48mm
4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-4
图7-4
（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）II-III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为70mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。
故取l=64mm，d=56mm。
2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l=15mm，d=68mm。
3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取l=109mm，d=56mm
4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则l=48mmd=50mm
（3）轴上零件的周向定位
两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。
按d由[5]P表4-1查得平b,按d得平键截面b=16其与轴的配合均为。
轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[2]表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。
5.求轴上的载荷
先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。
现将计算出的各个截面的M，M和M的值如下：
F=719NF=2822NF=4107NF=7158N
M=49611N
M=253980Nmm
M=N
M==284000N
M==690000N
T=5.6N
6.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和Ⅵ的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据[2]式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力
=50.6MP
前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[]=60Mp，。
对于Ⅵ的右侧
由[2]表15-1查得
由[2]表3-8查得
由[2]附图3-4查得
由[2]中和得碳钢的特性系数，取，
故综合系数为
故Ⅵ右侧的安全系数为
>
S=1.5
故该轴在截面Ⅵ的右侧的强度也是足够的。
综上所述该轴安全。
7.3III轴的设计计算
由前面算得P=5.28KW，n=28.6rmin，T=1.76N
已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=352mm
而F=10081N
F=FN
d=A62.8mm
同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩T=K查[2]表14-1取K=1.3.则：
按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P表8-7可选用LX4型弹性柱销联轴器。
其公称转矩为N。
半联轴器孔径d=63mm，故取d=63mm半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l=132mm。
（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-5
图7-5
1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=65mm；
左端用轴端挡圈定位取轴端挡
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