机械设计减速器设计说明书.docx

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机械设计减速器设计说明书

东海科学技术学院

课程设计成果说明书

题目：

机械设计减速器设计说明书

院系：

机电工程系

学生姓名：

专业：

机械制造及其自动化

班级：

C15机械一班

指导教师：

起止日期：

2017．12.12-2018.1.3

东海科学技术学院教学科研部

浙江海洋大学东海科学技术学院课程设计成绩考核表

2017—2018学年第一学期

系（院、部）班级专业

学生姓名课程设计

（学号）

名称

题目

指导教师评语

指导教师签名：

年月日

答辩评语及成绩评定

答辩小组教师签名：

年月日

设计任务书

一、初始数据

设计一级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据T=1500Nm，n=33r/m，设计年限（寿命）：

10年，每天工作班制（8小时/班）：

3班制，每年工作天数：

250天，三相交流电源,电压380/220V。

二.设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.计算传动装置的运动和动力参数

5.设计V带和带轮

6.齿轮的设计

7.滚动轴承和传动轴的设计

8.键联接设计

9.箱体结构设计

10.润滑密封设计

11.联轴器设计

第一部分设计任务书..............................................3

第二部分传动装置总体设计方案.....................................6

第三部分电动机的选择............................................6

3.1电动机的选择............................................6

3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................7

第四部分计算传动装置的运动和动力参数............................8

第五部分V带的设计..............................................9

5.1V带的设计与计算.........................................9

5.2带轮的结构设计..........................................12

第六部分齿轮传动的设计.........................................14

第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................20

7.1输入轴的设计...........................................20

7.2输出轴的设计...........................................26

第八部分键联接的选择及校核计算..................................34

8.1输入轴键选择与校核......................................34

8.2输出轴键选择与校核......................................35

第九部分轴承的选择及校核计算....................................35

9.1输入轴的轴承计算与校核..................................35

9.2输出轴的轴承计算与校核...................................36

第十部分联轴器的选择...........................................37

第十一部分减速器的润滑和密封....................................38

11.1减速器的润滑...........................................38

11.2减速器的密封...........................................39

第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................39

12.1减速器附件的设计及选取.......................................39

12.2减速器箱体主要结构尺寸...........................................45

设计小结.......................................................48

参考文献.......................................................48

设计及说明结果

第二部分传动装置总体设计方案

一.传动方案特点

1.组成：

传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。

2.特点：

齿轮相对于轴承对称分布。

3.确定传动方案：

考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置

在高速级。

选择V带传动和一级直齿圆柱齿轮减速器。

二.计算传动装置总效率

a=0.96×0.99×0.97×0.99×0.96=0.859

1为V带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的

效率,5为工作装置的效率。

第三部分电动机的选择

3.1电动机的选择

工作机的转速n:

n=33r/min

工作机的功率pw:

pw=

2×Tπn

60×1000

2×1500×3.14×33

60×1000

=5.18KW

电动机所需工作功率为:

pd==

ηa

5.18

0.859=6.03KW

设计及说明结果

工作机的转速为:

n=33r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱

直齿轮减速器传动比i2=2~6，则总传动比合理范围为ia=4~24，电动机转速

的可选范围为nd=ia×n=（4×24）×33=132~792r/min。

综合考虑电动机和传

动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160L-8

的三相异步电动机，额定功率为7.5KW,满载转速nm=720r/min，同步转速

750r/min。

电动机主要外形尺寸：

中心高外形尺寸地脚螺栓安地脚螺栓电动机轴伸键尺寸

装尺寸孔直径出段尺寸

HL×HDA×BKD×EF×G

160mm645×385254×25415mm42×11012×37

3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比：

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传

动比为:

设计及说明结果

ia=nm/n=720/33=21.82

（2）分配传动装置传动比:

ia=i0×i

式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不

致过大，初步取i0=4，则减速器传动比为:

i=ia/i0=21.82/4=5.46

第四部分计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:

输入轴：

nI=nm/i0=720/4=180r/min

输出轴：

nII=nI/i=180/5.46=32.97r/min

工作机轴：

nIII=nII=32.97r/min

（2）各轴输入功率:

输入轴：

PI=Pd×=6.03×0.96=5.79KW

输出轴：

PII=PI××=5.79×0.99×0.97=5.56KW

工作机轴：

PIII=PII××=5.56×0.99×0.99=5.45KW

则各轴的输出功率：

'=PI×0.99=5.73KW

输入轴：

输出轴：

PII

'=PII×0.99=5.5KW

工作机轴：

PIII

'=PIII×0.99=5.4KW

（3）各轴输入转矩:

设计及说明结果

输入轴：

TI=Td×i0×

电动机轴的输出转矩:

Td9550×

=9550×

6.03

720=79.98Nm

所以：

输入轴：

TI=Td×i0×=79.98×4×0.96=307.12Nm

输出轴：

TII=TI×i××=307.12×5.46×0.99×0.97=1610.3Nm

工作机轴：

TIII=TII××=1610.3×0.99×0.99=1578.26Nm

输出转矩为：

'=TI×0.99=304.05Nm

输入轴：

'=TII×0.99=1594.2Nm

输出轴：

TII

工作机轴：

TIII

'=TIII×0.99=1562.48Nm

第五部分V带的设计

5.1V带的设计与计算

1.确定计算功率Pca

由表查得工作情况系数KA=1.2，故

Pca=KAPd=1.2×6.03kW=7.24kW

2.选择V带的带型

根据Pca、nm由图选用B型。

3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v

设计及说明结果

1）初选小带轮的基准直径dd1。

由表，取小带轮的基准直径dd1=140mm。

2）验算带速v。

按课本公式验算带的速度

πdd1nm

60×1000=

π×140×720

60×1000m/s=5.28m/s

因为5m/s

3）计算大带轮的基准直径。

根据课本公式，计算大带轮的基准直径

dd2=i0dd1=4×140=560mm

根据课本查表，取标准值为dd2=560mm。

4.确定V带的中心距a和基准长度Ld

1）根据课本公式，初定中心距a0=500mm。

2）由课本公式计算带所需的基准长度

（dd2-dd1）2π

Ld0≈2a0+2（dd1+dd2）+

4a0

（560-140）2

=2×500+×（140+560）+

4×500

≈2187mm

由表选带的基准长度Ld=2180mm。

3）按课本公式计算实际中心距a0。

a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（2180-2187）/2mm≈496mm

按课本公式，中心距变化范围为463~561mm。

5.验算小带轮上的包角

≈180°-（dd2-dd1）×57.3°/a

=180°-（560-140）×57.3°/496≈131.5°>120°

6.计算带的根数z

设计及说明结果

1）计算单根V带的额定功率Pr。

由dd1=140mm和nm=720r/min，查表得P0=1.68kW。

根据nm=720r/min，i0=4和B型带，查表得P0=0.23kW。

查表得K=0.87，查表得KL=0.99，于是

Pr=（P0+P0）KKL=（1.68+0.23）×0.87×0.99kW=1.65kW

2）计算V带的根数z

z=Pca/Pr=7.24/1.65=4.39

取5根。

7.计算单根V带的初拉力F0

由表查得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m，所以

（2.5-K

F0=500

）Pca

+qv2

αzv

=500×

（2.5-0.87）×7.24

0.87×5×5.28

+0.17×5.282N=261.64N

8.计算压轴力FP

FP=2zF0sin（1/2）=2×5×261.64×sin（131.5/2）=2384.91N

设计及说明结果

9.主要设计结论

带型B型根数5根

小带轮基准直径

140mm大带轮基准直径560mm

dd1dd2

V带中心距a496mm带基准长度Ld2180mm

小带轮包角α1131.5°带速5.28m/s

单根V带初拉力F0261.64N压轴力Fp2384.91N

5.2带轮结构设计

1.小带轮的结构设计

1）小带轮的结构图

2）小带轮主要尺寸计算

设计及说明结果

代号名称计算公式代入数据尺寸取值

内孔直径d电动机轴直径DD=42mm42mm

分度圆直径dd1140mm

dadd1+2ha140+2×3.5147mm

d1（1.8~2）d（1.8~2）×4284mm

B（z-1）×e+2×f（5-1）×19+2×11.599mm

L（1.5~2）d（1.5~2）×4284mm

2.大带轮的结构设计

1）大带轮的结构图

设计及说明结果

2）大带轮主要尺寸计算

代号名称计算公式代入数据尺寸取值

内孔直径d输入轴最小直径D=37mm37mm

分度圆直径dd1560mm

dadd1+2ha560+2×3.5567mm

d1（1.8~2）d（1.8~2）×3774mm

B（z-1）×e+2×f（5-1）×19+2×11.599mm

L（1.5~2）d（1.5~2）×3774mm

第六部分齿轮传动的设计

1.选精度等级、材料及齿数

（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45

钢（调质），齿面硬度为240HBS。

（2）一般工作机器，选用8级精度。

（3）选小齿轮齿数z1=28，大齿轮齿数z2=28×5.46=152.88，取z2=153。

（4）压力角=20°。

2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即

d1t≥

32K

HtT1

u±1

×u×

ZHZEZε

[σ

设计及说明结果

1）确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KHt=1.3。

②计算小齿轮传递的转矩

T1=307.12N/m

③选取齿宽系数φd=1。

④由图查取区域系数ZH=2.5。

1/2

⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

。

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Z

ε。

端面压力角：

a1=arccos[z1cos/（z1+2ha

*）]=arccos[28×cos20°/（28+2×1）]=28.72°

a2=arccos[z2cos/（z2+2ha

*）]=arccos[153×cos20°/（153+2×1）]=21.943°

端面重合度：

=[z1（tana1-tan）+z2（tana2-tan）]/2π

=[28×（tan28.72°-tan20°）+153×（tan21.943°-tan20°）]/2π=1.767

重合度系数：

⑦计算接触疲劳许用应力[H]

查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550

MPa。

计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数N1=60nkth=60×180×1×10×250×3×8=6.48×10

设计及说明结果

8/5.46=1.19×108大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=6.48×10

查取接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.89、KHN2=0.92。

取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[H]1=

KHN1σHlim1

0.89×600

1=534MPa

[H]2=

KHN2σHlim2

0.92×550

1=506MPa

取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[H]=[H]2=506MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

d1t≥

32K

Ht1u±1

ZZZ

[σ]

32×1.3×307.12×1000

5.46+1

5.46

2.5×189.8×0.863

506

=85.213mm

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度v

πd1tn1

60×1000=

π×85.213×180

60×1000=0.8m/s

②齿宽b

b=φdd1t=1×85.213=85.213mm

2）计算实际载荷系数KH

设计及说明结果

①由表查得使用系数KA=1。

②根据v=0.8m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.05。

③齿轮的圆周力

Ft1=2T1/d1t=2×1000×307.12/85.213=7208.29N

KAFt1/b=1×7208.29/85.213=84.59N/mm<100N/mm

查表得齿间载荷分配系数KH=1.2。

④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KH=1.465。

由此，得到实际载荷系数

KH=KAKVKHKH=1×1.05×1.2×1.465=1.846

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

d1=d1t

KHt

=85.213×

31.846

1.3=95.779mm

及相应的齿轮模数

mn=d1/z1=95.779/28=3.421mm

模数取为标准值m=3mm。

3.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d1=z1m=28×3=84mm

d2=z2m=153×3=459mm

（2）计算中心距

a=（d1+d2）/2=（84+459）/2=271.5mm

（3）计算齿轮宽度

设计及说明结果

b=φdd1=1×84=84mm

取b2=84、b1=89。

4.校核齿根弯曲疲劳强度

（1）齿根弯曲疲劳强度条件

2KFT1YFaYSaYε

φdmnz

≤[F]

1）确定公式中各参数值

①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y

Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.767=0.674

②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

YFa1=2.54YFa2=2.16

YSa1=1.63YSa2=1.84

③计算实际载荷系数KF

由表查得齿间载荷分配系数KF=1.2

根据KH=1.465，结合b/h=12.44查图得KF

则载荷系数为

KF=KAKvKFKF=1×1.05×1.2×1.435=1.808

④计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]

查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380

MPa。

由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.89

设计及说明结果

取安全系数S=1.4，得

[F]1=

KFN1σFlim1

0.85×500

1.4=303.57MPa

[F]2=

KFN2σFlim2

0.89×380

1.4=241.57MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

F1=

2KFT1YFaYSaYε

φdmnz

2×1000×1.808×307.12×2.54×1.63×0.674

1×33×282

=146.399MPa≤[F]1

F2=

2KFT1YFaYSaYε

φdmnz

2×1000×1.808×307.12×2.16×1.84×0.674

1×33×282

=140.536MPa≤[F]2

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

5.主要设计结论

齿数z1=28、z2=153，模数m=3mm，压力角=20°，中心距a=271.5

mm，齿宽b1=89mm、b2=84mm。

设计及说明结果

6.齿轮参数总结和计算

代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮

模数m3mm3mm

齿数z28153

齿宽b89mm84mm

分度圆直径d84mm459mm

齿顶高系数ha1.01.0

顶隙系数c0.250.25

齿顶高ham×ha3mm3mm

齿根高hfm×（ha+c）3.75mm3.75mm

全齿高hha+hf6.75mm6.75mm

齿顶圆直径dad+2×ha90mm465mm

齿根圆直径dfd-2×hf76.5mm451.5mm

第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计

7.1输入轴的设计

1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1

P1=5.79KWn1=180r/minT1=307.12Nm

2.求作用在齿轮上的力

设计及说明结果

已知小齿轮的分度圆直径为:

d1=84mm

则:

Ft=

2T1

2×307.12×1000

84=7312.4N

Fr=Ft×tan=7312.4×tan20°=2660N

3.初步确定轴的最小直径:

先初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，

取A0=112，得：

dmin=A0×

=112×

35.79

180=35.6mm

输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，

故选取:

d12=37mm

4.轴的结构设计图

5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

设计及说明结果

1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取

II=III段的直径d23=42mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直

径D=47mm。

大带轮宽度B=99mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上

而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取

l12=97mm。

2）初步选择滚动轴承。

因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。

参

照工作要求并根据d23=42mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6209，

其尺寸为d×D×T=45×85×19mm，故d34=d78=45mm，取挡油环的宽

度为15，则l34=l78=19+15=34mm。

轴承采用挡油环进行轴向定位。

由手册上查得6209型轴承的定位轴肩

高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=52mm。

3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做

成一体而成为齿轮轴。

所以l56=B=89mm，d56=d1=84mm

4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有

一定距离，取l23=50mm。

5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，考虑箱体的铸造误差，在确

定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，则

l45=Δ+s-15=16+8-15=9mm

l67=Δ+s-15=16+8-15=9mm

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

设计及说明结果

6.轴的受力分析和校核

1）作轴的计算简图（见图a）:

根据6209深沟球轴承查手册得T=19mm

带轮中点距左支点距离L1=99/2+50+1

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