减速器课程设计.doc
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`《机械设计》课程设计说明书
目录
摘要 I
1课程设计任务 1
1.1课程设计的目的 1
1.2课程设计要求 1
1.3课程设计的数据 1
2设计方案拟定及说明 2
2.1组成 2
2.2特点 2
2.3确定传动方案 2
2.4.选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式） 2
3电动机选择 3
3.1选择电动机的类型 3
3.2传动装置的总传动比及其分配 5
3.3计算传动装置的运动和动力参数 5
4齿轮的设计 7
5轴的拟定 16
6轴与滚动轴承的设计、校核计算 18
7键的设计计算及校核 22
8箱体结构的设计 23
结论 25
参考文献 26
1课程设计任务
1.1课程设计的目的
该课程设计是继《机械设计》课程后的一个重要实践环节，其主要目的是：
（1）综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和拓展所学的知识
（2）通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。
（3）通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的能力的训练。
1.2课程设计要求
1.两级减速器装配图一张（A1）
2.零件工作图两张（A3）
3.设计说明书一份
1.3课程设计的数据
课程设计的题目是：
带式输送机减速系统设计
工作条件：
运输机连续单向运转,有轻微振动,经常满载，空载起动,两班制工作，使用期限10年，输送带速度容许误差为±5%。
卷筒直径D=380mm，带速=1.95m/s,带式输送机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2.8KN
2设计方案拟定及说明
2.1组成
机器通常原动机、传动装置、工作机等三部分组成。
传动装置位于原动机和工作机之间，用来传递运动和动力，并可以改变转速，转矩的大小或改变运动形式，以适应工作机功能要求。
2.2特点
齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。
2.3确定传动方案
综合比较带式输送机的四种传动方案，下图的传动方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好。
2.4.选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）
图2-1传动装置总体设计简图
初步确定传动系统总体方案如:
传动装置总体设计图所示。
3电动机选择
3.1选择电动机的类型
电动机选择包括选择类型、结构形式、容量（功率）和转速，并确定型号。
3.1.1电动机类型和结构形式选择
工业上一般用三相交流电源，无特殊要求一般应选三相交流异步电动机。
最常用的电动机是Y系列笼型三相异步交流电动机。
其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，使用与不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。
由于启动性能较好，页适用于某些要求较高的启动转矩的机械。
常用的是封闭式Y（IP44）系列。
3.1.2选择电动机容量
选择电动机容量就是合理确定电动机的额定功率。
电动机容量主要由发热条件而定。
电动机发热与工作情况有关。
对于载荷不变或变化不大，且在常温下长期连续运转的电动机，只要其所需输出功率不超过其额定功率，工作时就不会过热，可不进行发热计算。
这类电动机按下述步骤确定：
1）工作机所需功率
工作机所需功率应由机器工作阻力和运动参数计算确定。
已知输送带速度（m/s）与卷筒直径D（mm），则卷筒轴转速nw为：
=r/min=（3-1）
已知带式输送机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F（N）和输送带速（m/s），则卷筒轴所需功率为：
=kw=kw（3-2）
2）电动机的输出功率
——电动机至工作机主动轴之间的总效率，即：
=≈0.86（3-3）
式中，正、、、、为电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率，由表2-4查的其数值为：
弹性联轴器=0.99、滚动轴承=0.99、圆柱齿轮传动=0.97、卷筒滑动轴承=0.96。
=kw=kw（3-4）
2）确定电动机额定功率
根据计算出的功率可选定电动机的额定功率。
应使等于或稍大于。
故，按表20-1选取电动机额定功率=5.5kw
3.1.3电动机的转速
为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。
由表3.1查的单级圆柱齿轮传动比范围=3─6,则电动机的转速可选范围为：
=972～3888r/min（3-5）
可见同步转速为1000r/min、1500r/min、3000r/min的电动机均符合。
表3.1方案对比表
方案
电动机型号
额定功率（kw）
电动机（r/min）
电动机
质量（kg）
电动机装置的传动比
同步
满载
总传动比
高速级传动比
低速级传动比
1
Y132S-2
5.5
3000
2900
64
4.6
2.0
2.3
2
Y132S-4
5.5
1500
1440
43
5.06
2.2
2.3
3
Y132M2-6
5.5
1000
960
73
4.4
2.0
2.2
由表中数据可知方案一低速级的传动比不符合要求（＜3），方案二与方案三比较，方案三传动比大，传动装置的结构尺寸较大。
因此，采用方案二，选定的型号为Y132s-4。
3.1.4电动机的技术数据和外形、安装尺寸
图3-1
表3.2方案对比表
电动机型号
H
A
B
C
D
E
F×GD
G
K
AB
AD
AC
HD
AA
BB
HA
L
Y132S
132
216
140
89
38
80
10×8
33
12
280
210
135
315
60
200
18
475
由表20-1、表20-2查出Y132S-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列上表。
3.2传动装置的总传动比及其分配
对于二级圆柱齿轮减速器，为使两级的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比和低速级传动比可按下列方法分配：
（3-6）
总传动比为：
（3-7）
取高速级传动比=3.2，则低速级传动比为：
（3-8）
所得值符合一般圆柱齿轮减速器传动比的常数范围。
3.3计算传动装置的运动和动力参数
3.3.1各轴转速n（r/min）
传动装置的各轴转速为：
=1440r/min（3-9）
（3-10）
（3-11）
3.3.2各轴输入功率P（kw）
各轴输入功率分别为：
=5.5kw（3-12）
=5.5×0.99kw=5.445kw（3-13）
（3-14）
（3-15）
3.3.3各轴输入转矩T
各轴的输入转矩分别为：
（3-16）
（3-17）
（3-18）
（3-19）
表3.3方案对比表
项目
电动机
高速轴Ⅰ
中间轴Ⅱ
低速轴Ⅲ
转速（r/min）
1440
1440
352
110
功率（kw）
5.5
5.445
5.229
5.021
转矩（）
36.48
36.11
144.61
444.357
传动比
13.33
3.2
4.17
效率
0.99
0.9801
0.950697
4齿轮的设计
本次课程设计我采用的是斜齿轮，斜齿轮的优点是，能提高齿轮啮合的重合度，使齿轮传动平稳，降低噪音，。
提高齿根的弯曲强度，齿面的接触疲劳强度，但是斜齿轮会产生轴向力，可采用推力轴承进行消除。
设计齿轮的要求是：
（1）高的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度；
（2）齿面由较高硬度、耐磨性；（3）轮齿芯部要有足够的强度和韧度。
故齿轮的设计按下述步骤：
4.1高速级齿轮传动的设计计算
1.选齿轮类型、材料、精度等级及齿数。
（1）选择齿轮类型；考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。
（2）选择齿轮材料及热处理；高速级小齿轮选用钢调质后表面高频淬火，小齿轮齿面硬度为280HBS。
大齿轮选用钢调制，齿面硬度为240HBS
（3）选择齿轮精度等级；按GB/T10095－1998，选择7级。
（4）选择齿轮齿数；、互为质数（相啮合齿对磨损均匀，传动平稳），闭式=20～40，硬齿面故取小齿轮齿数=22，大齿轮齿数==22×4.37=96.14，取=97。
传动比误差 i＝u＝＝＝4.41Δi＝0.044％5％，允许
（5）选取螺旋角；初选螺旋角β=。
2．按齿面接触强度设计计算；
（4-1）
（1）确定公式内各参数的值:
①试选载荷系数=1.6
查课本图10-30选取区域系数Z=2.433
由课本图10-26查得齿轮端面重合度
则
②由课本公式10-13计算应力值环数
N=60nj=60×1440×1×（2×8×300×10）h=4.1472×10h（4-2）
N=（4.41为齿数比,即4.41=）（4-3）
③查课本图10-19查得接触疲劳寿命系数：
K=0.92K=0.95
④查课本表10-7查的齿轮的齿宽系数=1
⑤查课本表10-6查得弹性影响系数=189.8
⑥查课本图10-21查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。
⑦计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:
[]==0.90×600MPa=552（4-4）
[]==0.95×550=522.5（4-5）
许用接触应力（4-6）
⑧T=95.5×10×==3.611×10（4-7）
（2）设计计算
①试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得：
=≈39.97mm（4-8）
②计算圆周速度。
≈3.012m/s（4-9）
③计算齿宽b和模数。
计算齿宽b：
b==1×39.97mm=39.97mm（4-10）
计算摸数m：
=（4-11）
④计算齿宽与高之比。
齿高h:
h=2.25=2.25×1.62mm=3.636（4-12）
=≈10.99（4-13）
⑤计算纵向重合度。
=0.318=1.903（4-14）
⑥计算载荷系数K
a）查课本表10-2查得使用系数=1.11
b）根据,7级精度,（《互换性》表10-10）；查课本由图10-8得动载系数K=1.14；查课本由表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数K=1.42
c）查课本由表10-13得:
K=1.265
查课本由表10-3得:
K==1.4
故载荷系数:
K＝KKK=2.21（4-15）
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=44.48×=44.51（4-16）
⑧计算模数
=（4-17）
3．按齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥（4-18）
⑴确定公式内各计算数值
①计算载荷系数K
K＝KK=1.25×1.14×1.35×1.4＝1.97（4-19）
② 螺旋角系数
根据纵向重合度=1.8236，从课本图10-28查得螺旋角影响系数=0.88
③ 计算当量齿数
（4-20）
（4-21）
④查取齿形系数和应力校正系数
查课本由表10-5得:
齿形系数＝2.592＝2.188
应力校正系数＝1.596 ＝1.798
⑤工作寿命两班制，10年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数:
N=4.1472×10h
大齿轮应力循环次数:
N=
查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮大齿轮
⑥ 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K=0.85K=0.88
⑦计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4。
[]=（4-22）
[]=（4-23）
⑧ 计算大、小齿轮的并加以比较
（4-24）
（4-25）
大齿轮的数值大.所以选用大齿轮.
⑵设计计算
计算模数
（4-26）
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm，已可满足弯曲疲劳。
但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径51.077来计算应有的齿数.于是由:
==28.79（4-26）
取=26,那么=4.41×26=113.62=114
4.几何尺寸计算
⑴计算中心距
a===115.94（4-27）
将中心距圆整为116
⑵按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos（4-28）
因值改变不多,故参数,,等不必修正.
⑶计算大、小齿轮的分度圆直径
d==44.9（4-29）
d==187.2（4-30）
⑷计算齿轮宽度
=（4-31）
圆整后取
4.2低速级齿轮传动的设计计算
1.选齿轮类型、材料、精度等级及齿数。
（1）选择齿轮类型；考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。
（2）选择齿轮材料及热处理；高速级小齿轮选用钢调质后表面高频淬火，小齿轮齿面硬度为280HBS。
大齿轮选用钢调制，齿面硬度为240HBS
（3）选择齿轮精度等级；按GB/T10095－1998，选择7级。
（4）选择齿轮齿数；、互为质数（相啮合齿对磨损均匀，传动平稳），闭式=20～40，硬齿面故取小齿轮齿数=24，大齿轮齿数==24×3.36=80.64，取=81。
传动比误差 i＝u＝＝＝3.375Δi＝0.034％5％，允许
（5）选取螺旋角；初选螺旋角β=。
2．按齿面接触强度设计计算；
（4-41）
（1）确定公式内各参数的值:
①试选载荷系数=1.6
查课本图10-30选取区域系数Z=2.433
由课本图10-26查得齿轮端面重合度
则
②由课本公式10-13计算应力值环数
N=60nj=60×1440×1×（2×8×300×10）h=0.994×10h（4-42）
N=（4.09为齿数比,即4.09=）（4-43）
③查课本图10-19查得接触疲劳寿命系数：
K=0.95K=0.97
④查课本表10-7查的齿轮的齿宽系数=1
⑤查课本表10-6查得弹性影响系数=189.8
⑥查课本图10-21查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。
⑦计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得:
[]==0.90×600MPa=570（4-44）
[]==0.95×550=533.5（4-45）
许用接触应力（4-46）
⑧T=95.5×10×=206.63（4-47）
（2）设计计算
试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得：
=mm（4-48）
②计算圆周速度。
1.146m/s（4-49）
③计算齿宽b和模数。
计算齿宽b：
b==1×72.44mm=72.44mm（4-50）
计算摸数m：
=（4-51）
④计算齿宽与高之比。
齿高h:
h=2.25=2.25×2.93mm=6.39（4-12）
=≈11.99（4-13）
⑤计算纵向重合度。
=0.318=1.903（4-54）
⑥计算载荷系数K
a）查课本表10-2查得使用系数=1.25
b）根据,7级精度,（《互换性》表10-10）；查课本由图10-8得动载系数K=1.05；查课本由表10-4得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数K=1.426
c）查课本由表10-13得:
K=1.35
查课本由表10-3得:
K==1.4
故载荷系数:
K＝KKK=1.25×1.05×1.4×1.426=2.156（4-55）
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
=d=72.44×=70.02（4-56）
⑧计算模数
=（4-57）
3．按齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥（4-58）
⑴确定公式内各计算数值
①计算载荷系数K
K＝KK=1.25×1.05×1.4×1.35＝1.925（4-59）
② 螺旋角系数
根据纵向重合度=1.8236，从课本图10-28查得螺旋角影响系数=0.88
③ 计算当量齿数
（4-60）
（4-61）
⑤查取齿形系数和应力校正系数
⑥查课本由表10-5得:
齿形系数＝2.5592＝2.197
应力校正系数＝1.6146 ＝1.7813
⑤工作寿命两班制，10年，每年工作300天
小齿轮应力循环次数:
N=4.1472×10h
大齿轮应力循环次数:
N=
查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮大齿轮
⑥ 查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K=0.87K=0.88
⑦计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4。
[]=（4-62）
[]=（4-63）
⑧ 计算大、小齿轮的并加以比较
（4-64）
（4-65）
大齿轮的数值大.所以选用大齿轮.
⑵设计计算
计算模数
（4-66）
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm，已可满足弯曲疲劳。
但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径85.49来计算应有的齿数.于是由:
==27.18（4-66）
取=27,那么=86.
4.几何尺寸计算
⑴计算中心距
a===145.57（4-67）
将中心距圆整为1
⑵按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos（4-68）
因值改变不多,故参数,,等不必修正.
⑶计算大、小齿轮的分度圆直径
d==69.56（4-69）
d==221.58（4-70）
⑷计算齿轮宽度
B=（4-71）
圆整后取
5.轴的拟定
5.1联轴器的设计及选择
5.1.1类型选择
联轴器的类型根据工作要求选定。
联接电动机与减速器高速轴的联轴器，由于轴的转速较高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性套柱销联轴器，弹性柱销联轴器。
减速器低速轴与工作机联接用的联轴器，由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移，因此常选用刚性可移式联轴器。
5.1.2联轴器的设计计算
5.1.2.1高速轴的联轴器的选择
已知=7.425kw=1440r/min=49242.1875N·mm；选取轴的材料为45钢，调制处理；查《机械设计课程设计》得电动机型号为Y132M-4的D=38mm。
查课本表15-3，取=112，所以得高速轴的最小直径处算为：
=（5-1）
联轴器的计算转矩查课本,选取,所以转矩为:
（5-2）
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查《机械设计课程设计》，选取HL3联轴器型弹性套柱销联轴器其公称转矩为630N·m。
所以高速轴的最小直径为32mm.
HL3联轴器GB5014-85主动端=38mm，Y型轴孔，L=82mm,A型键槽；
从动端=32mm,Y型轴孔，L=82mm，A型键槽。
5.1.2.2低速轴的联轴器的选择
已知=6.86kw=98r/min=668500N·mm；选取轴的材料为45钢，调制处理；查课本表15-3，取=112，所以得高速轴的最小直径处算为：
=46.16
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