减速器课程设计.doc
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机械设计课程设计
热动0801班陈桂权
前言 2
设计任务书 3
第一章电动机的选择 4
1.1传动方案的拟定 4
1.2电动机的选择 4
1.3传动比的分配 5
1.4传动装置的运动和动力参数计算：
5
2.1高速轴上的大小齿轮传动设计 6
2.2低速轴上的大小齿轮传动设计 9
第三章轴的结构设计和计算 14
3.1轴的选择与结构设计 14
3.2中间轴的校核：
19
第四章联轴器的选择及计算 29
4.1.联轴器的选择和结构设计 29
4.2联轴器的校核 29
第五章键联接的选择及计算 30
5.1键的选择与结构设计 30
第六章滚动轴承的选择及计算 31
6.1轴承的选择与结构设计 31
第七章润滑和密封方式的选择 33
7.1齿轮润滑 33
7.2滚动轴承的润滑 33
第八章箱体及设计的结构设计和选择 34
8.1减速器箱体的结构设计 34
8.2减速度器的附件 35
设计小结 38
参考资料 40
前言
本次课程设计于2011年6月中旬开始，经历了三周时间的设计，时间仓促，设计任务较重。
设计过程中或多或少的存在一些错误。
希望广大审阅者提出宝贵意见，以便及时改正，力争达到合格要求。
本次设计的内容：
明确课程设计的目的，内容和进行方式，机械设计的一般过程，课程设计中注意的一些问题。
具体的设计过程是审阅题目要求。
计算，核算，制图，最后修改。
总结等过程。
整个过程都要求严谨。
求实.经过细心计算.校核.具有一定参考价值。
这次课程设计经陈民弟老师的指导，审阅，并提出宝贵意见，特此表示感谢。
参加本次课程设计的有邵继东、庞雪。
限于设计者水平有限，不妥之处欢迎审阅者指示。
陈桂权
2011.06.29
设计任务书
1.设计题目:
二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器
2.工作条件及生产条件:
该减速器用于带式运输机的传动装置。
工作时有轻微振动，经常满载，空载启动，单向运转，单班制工作。
运输带允许速度差为±5%。
减速器小批量生产，使用期限为5年（每年300天）。
3.第8组设计原始数据：
卷筒直径D/mm320
运输带速度v（m/s）0.75
运输带所需转矩T（Nm）430
第一章电动机的选择
1.1传动方案的拟定
为了确定传动方案，可根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为：
44.8r/min
1.2电动机的选择
（1）电动机类型的选择：
电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。
（2）电动机功率的选择：
工作机所需要的有效功率为
=2.017kW
为了计算电动机的所需功率，先要确定从电动机到工作机之间的总效率。
设为弹性联轴器效率为0.99，为齿轮传动的效率为0.97，为滚动轴承传动（8级）传动效率为0.98，为滚筒的效率为0.96。
则传动装置的总效率为：
===0.8166
电动机所需的功率为
=/η=2.017/0.8166=2.47kW
选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min根据电动机所需功率和同步转速查表Y100L1-4和Y112M-6型。
根据电动机的满载转速和滚筒转速nw可算出总传动比。
现将此两种电动机的数据和总传动比列于下表中
方
案
电动机
型号
额定
功率
同步
转速
满载
转速
总传
动比
外伸
轴径
轴外伸
长度
1
Y100L2-4
3kw
1500r/min
1430r/min
31.92
38mm
80mm
2
Y132S-6
3kw
1000r/min
960r/min
21.43
38mm
80mm
总传动比:
=/=1430/44.8=31.92
=/=960/44.8=21.43
由表可知，方案1虽然电动机转速高，价格低，但总传动比大。
为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即电动机型号为Y132S-6。
1.3传动比的分配
双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：
==5.278
低速级的传动比为：
=/=21.43/5.278=4.060
1.4传动装置的运动和动力参数计算：
（1）各轴的转速计算：
==960r/min
=/=960/5.278=181.89r/min
=/=181.89/4.060=44.8r/min
==44.8r/min
（2）各轴的输入功率计算：
==2.4700.97=2.445kW
==2.4450.970.98=2.324kW
==2.3240.970.98=2.209kW
==2.2090.980.99=2.143kW
（3）各轴的输入转矩计算：
=9550/==24.323N·m
=9550/==122.020N·m
=9550/==470.892N·m
=9550/==450.823N·m
各轴运动的动力参数
轴号
转速n
功率P
转矩T
传动比
1
960
2.445
24.323
5.278
2
181.89
2.324
122.020
3
44.8
2.209
470.892
4.060
4
44.8
2.143
450.823
1
第二章斜齿圆柱齿轮减速器的设计
2.1高速轴上的大小齿轮传动设计
（1）选用标准斜齿轮圆柱齿轮传动：
查表8-1得：
小齿轮选择40Cr调质,HBS=241～286；
大齿轮选择45钢调质,HBS=217～255；
此时两齿轮最小硬度差为241-217=24；比希望值略小些，可以初步试算。
因输送为一般通用机械，故选齿轮精度等级为8级。
（2）齿数的选择：
现为软齿面齿轮，齿数应比根切齿数较多为宜，初选
=23
==5.27823=121.394
取大齿轮齿数=121，则齿数比为u=/=121/23=5.261。
与原要求仅差（5.278-5.261）/5.278=0.3%，故可以满足要求。
（3）选择螺旋角β：
按经验，8°<<20°,现选=12°
（4）计算当量齿数，查齿形系数：
z=z/cosβ=23/cos12°=24.527
z=z/cosβ=121/cos12°=129.274
查表8-8得：
2.76
2.23
（5）选择齿宽系数：
=1.0
（6）计算几何参数：
tg=tg/cos=tg20°/cos12°=0.375
=20.56°=20.41°
sin=sincos==sin12°cos20°=0.375
=13.35°=
=1.663
=1/ztg=1/1.023tg12°=1.826
（7）按齿面接触疲劳强度设计：
区域系数：
Z==2.447
弹性影响系数:
Z=189.8
=30.83mm计算法面模数m
m=cosd/z=cos12°30.83/23=1.311mm
（8）按齿根弯曲疲劳强度设计：
计算螺旋角系数Y,因＝1.826>1，按＝1计算得：
Y＝1-＝1－1＝0.883
计算齿形系数与许用应力之比值：
比较：
Y/[]=2.59/182.78=0.0148
Y/[]=2.16/144.87=0.0154
由于Y/[]较大，用大齿轮的参数Y/[]代入公式
计算齿轮所需的法面模数：
（9）按接触强度决定模数值，取
m=2
（10）初算中心距：
a=m（z+z）/2cos=2（23+121）/2cos12°=147.2mm
标准化后取a=148mm
（11）修正螺旋角β：
=13.35
（12）计算端面模数：
2.056
（13）计算传动的其他尺寸：
47.6=48mm
=247.445=248mm
=48
52
（14）计算齿面上的载荷：
1034.25N
376.437N
245.440N
2.2低速轴上的大小齿轮传动设计
（1）选用标准斜齿轮圆柱齿轮传动：
查表8-1得：
小齿轮选择40Cr调质,HBS=240；
大齿轮选择45钢调质,HBS=210；
此时两齿轮最小硬度差为240-210=30；比希望值略小些，可以初步试算。
因输送为一般通用机械，故选齿轮精度等级为8级。
（2）齿数的选择：
现为软齿面齿轮，齿数应比根切齿数较多为宜，初选
=25
==4.06025=101.5
取大齿轮齿数z=102，则齿数比为u=z/z=102/25=4.08。
可以满足要求。
（3）选择螺旋角β：
按经验，8°<<20°,现选=12°
（4）计算当量齿数，查齿形系数：
z=/cos=25/cos12°=26.710
z=/cos=102/cos12°=108.974
查表8-8得：
2.68
33
（5）选择齿宽系数：
=1.0
（6）计算几何参数：
（6）计算几何参数：
tg=tg/cos=tg20°/cos12°=0.3721
=20.41°
sin=sincos==sin12°cos20°=0.1954
=11.267
=1.68
=1/ztg=1/1.027tg11°=1.692
（7）按齿面接触疲劳强度设计：
区域系数：
Z==2.4497
弹性影响系数:
Z=189.8
K＝１按说明：
对齿轮材料所决定的许用基础接触应力为准，对45号钢HBS=200,查表8-9得 ＝520MPaS=1.0
计算法面模数m
m=cosd/z=cos12°57.025/25=2.251mm
（8）按齿根弯曲疲劳强度设计：
计算螺旋角系数Y,因＝1.167>1，按＝1计算得：
Y＝1-＝1－1＝0.9
查表Y=2.796Y=2.18946
[]==139.7Mpa[]==180Mpa
计算齿形系数与许用应力之比值：
Y/[]=2.796/139.7=0.0197
Y/[]=2.18946/180=0.01216
由于Y/[]较大，用大齿轮的参数Y/[]代入公式
计算齿轮所需的法面模数：
=1.218
（9）按接触强度决定模数值，取
m=3mm
（10）初算中心距：
a=m（z+z）/2cos=3（25+102）/2cos12°=194.785mm
标准化后取a=195mm
（11）修正螺旋角β：
=12.33
（12）计算端面模数：
3.07
（13）计算传动的其他尺寸：
76.7mm
313.24mm
78
+4=82
（14）计算齿面上的载荷：
3178.639N
=1156.930N
694.799N
齿轮的主要参数
高速级
低速级
齿数
23
121
25
102
中心距
148
195
法面模数
2
3
端面模数
2.056
3.017
螺旋角
13.35
12.33
法面压力角
端面压力角
齿宽b
52
48
82
78
齿根高系数标准值
1
1
齿顶高系数
0.973
0.977
齿顶系数标准值
0.25
0.25
当量齿数
24.572
129.274
26.710
204
分度圆直径
48
244
76
314
齿顶高
2
3
齿根高
2.5
3.75
齿全高
4.5
6.75
齿顶圆直径
52
248
82
320
齿根圆直径
43
239
68.5
306.5
第三章轴的结构设计和计算
轴是组成机器的主要零件之一，一切作回转运动的传动零件（如齿轮），都必须安装在轴上才能进行运动及动力传动。
因此，轴的主要功能是支承回转零件及传递运动和动力。
3.1轴的选择与结构设计
高速轴
1.初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢调质处理，查表（12—2），取A=113
mm
输入轴受扭段的最小直径是安装联轴器处的轴径。
为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器
联轴器的计算转矩T=,查表11—1，取=1.5，则
T==1=1.524323=36484.5.N.mm
根据工作要求，选用弹性柱销联轴器，型号为HL3，联轴器的许用转矩[T]=630Nm，半联轴器的外孔径d=38mm,故取与输入轴相连处d1-2=30mm,半联轴器长度L=82mm（J型孔），与轴段长度L=60mm.
2.拟定轴上零件的装配方案
按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1.考虑联轴器的定位要求，1—2轴段需定位轴肩，取轴肩高度h=2.5mm，则d=40mm；联轴器左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合长度L=82mm，为了保证轴挡圈压紧半联轴器，故1-2轴段的长度应比L略短一些，故L1-2=80mm
2.初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择深沟球轴承，取安装轴承段直径d=d7-8=40mm,选取6208型深沟球轴承，其尺寸为，40*80*18，轴段L=L7-8=18mm.
3.考虑到定位轴肩需要，又要防止轴上的齿轮轴凹在轴里，所以要考虑用轴环结构。
由于6208型深沟球轴承最小定位尺寸为47mm，取d=15mm.
4.5-6段，由于高速级小齿轮宽度B=52mm，故5-6段长度为50.
中间轴
1.初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢调质处理，查表（12—2），取A=113
26.417mm
2.拟定轴上零件的装配方案
1）初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择深沟球轴承，取安装轴承段直径d1-2=d7-8=30mm,选取6206型深沟球轴承，其尺寸为，30*62*16，轴段L1-2=L7-8=16mm.
2）由于轴承的定位轴间查手册可知为36mm，现取d3-4=40mm，低速级小齿轮距箱体内壁的距离Δ=10mm,由于已选择油润滑，所以滚动轴承位置应距箱体内壁距离s，现取s=3mm,又挡油盘厚度取1mm则L2-3=Δ+s+1=10+4+1=14mm
3）轴段2-3以d2-3=36mm。
4）取安装齿轮处的轴段5-6的直径d5-6=40mm，由于高速级大齿轮的轮毂宽为47mm，且由于高速级大齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取L5-6=80mm。
5）高速级大齿轮距箱体内壁的距离Δ=10mm,由于已选择油润滑，所以滚动轴承位置应距箱体内壁距离s，取s=5mm，由于高速级大齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取L6-7=14mm，d6-7=36mm。
低速轴
1.初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢调质处理，查表（12—2），取A=116
=41.437mm
输入轴受扭段的最小直径是安装联轴器处的轴径。
为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。
联轴器的计算转矩T=,查表11—1，取=1.5，则
T==1=1.5470.892=612.160N.mm
根据工作要求，选用弹性柱销联轴器，型号为HL3，联轴器的许用转矩[T]=630Nm，半联轴器的外孔径d=30mm,故取与输入轴相连处d1-2=35mm,半联轴器长度L=112mm（J型孔），与轴段长度L=84mm.
2.拟定轴上零件的装配方案
按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1）联轴器右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合长度L=82mm，为了保证轴挡圈压紧半联轴器，故7-8轴段的长度应比L略短一些，故L7-8=80mm
2）考虑联轴器的定位要求，轴段6-7的直径需对7-8轴段有定位轴肩，h=2.5mm，故d6-7=40mm。
3）初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择深沟球球轴承，取安装轴承段直径d5-6=d1-2=45mm,选取6208型深沟球轴承，，轴段L5-6=L1-2=18mm。
对6-7段，查得手册知道6208轴承的安装尺寸为40，故可取2-3段直径为40。
由于高速级大齿轮的轮毂宽为61mm，且由于高速级大齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取L2-3=76mm。
由轴肩要求对3-4轴段，d3-4=50mm，L3-4=8mm。
4）没有给出长度的有结构决定.
3.2中间轴的校核：
1）中间轴的各参数如下：
=122.0375N·m=181.89r/min=2.324kW
2）中间轴上的各力：
低速级小齿轮：
Ft2=3178.639NFr2=1156.930NFa2=694.79Nd2=70.5
高速级大齿：
Ft1=1034.21NFr1=376.437NFa1=245.440Nd1=247.445
3）绘制轴的计算简图
铅垂面（V平面）：
水平面（H平面）：
4）弯矩图：
5）校核轴的强度
（1）计算支反力
垂直面内轴承支反力:
RH1=[Ft181.5+Ft270.5]/（58+81.5+70.5）=1490.749
RH2=2558.389
水平面内d1=280.568d2=64.03m1=fa1d10.5=m2=
（2）计算弯矩
（3）合成弯矩
（4）计算扭矩
减速器单向运转，扭转剪应力按脉动循环变应力，取系数α=0.59，则
（5）计算弯矩
判断危险截面：
由计算弯矩图可见，C剖面处得计算弯矩最大，该处得计算应力为：
查表轴的材料为45号钢调质，可知：
第四章联轴器的选择及计算
联轴器是机械传动常用的部件，它主要用来联接轴与轴（有时也联接其它回转零件）。
以传递运动与转矩。
用联轴器连接的两根轴只有在机器停车后用拆卸的方法才能把两轴分离
4.1.联轴器的选择和结构设计
以输入轴为例进行联轴器的介绍：
根据所选电动机的公称直径38mm和设计所要求的机械特性选择弹性柱销联轴器。
因其结构简单装配维护方便使用寿命长和应用较广。
4.2联轴器的校核
校核公式：
=
查课程设计13-7表得，查表11-1得=1.5
=1.5x18.501=27.7519
所以经校核后符合设计的要求，具体参数如下
型号
公称转矩
许用转矩
轴孔直径
轴孔长度
钢
J型
HL3
630
5000
30，32，35，38
82
Hl2
315
5600
25，28,30,32
44
第五章键联接的选择及计算
键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。
有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。
根据所设计的要求。
此次设计采用平键联接。
5.1键的选择与结构设计
取本设计中间轴段的平键进行说明，根据中间轴段的轴径选择，键的具体结构
5.2键的校核
平键联接强度的计算先根据设计出轴的尺寸d=25m，从标准中查得键的剖面尺寸为：
键宽b=8mm,键高h=7mm,L=36mm，在上面的公式中k为键与轮毂键槽的接触高度等于0.5h=3.5mm,为键的工作长度：
l=L-b=28mm，查表11-28，得，取中间值=110，可知：
按照同样的方法选择其他键，均会满足设计要求和强度要求。
具体主要参数如下：
轴
键
键槽
公称直径d
公称尺寸
bxh
宽度b
深度
公称尺寸
b
极限偏差
轴t
毂t1
一般键联接
轴N9
毂JS9
>22-30`
8
0
-0.036
+0.018
-0.018
4.0
3.3
>44-50
14
0
-0.043
0.0215
-0.0215
5.0
3.3
16
0
-0.043
+0.0215
-0.0215
6.0
4.3
第六章滚动轴承的选择及计算
轴承是支承轴的零件，其功用有两个：
支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度，减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。
与滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易于互换等优点，所以应用广泛。
它的缺点是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。
6.1轴承的选择与结构设计
由于转速较高，轴向力又比较小，故选用深沟球轴承。
下面以中间轴为例初选轴承型号为6208型。
：
滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小，性质，方向，轴的转速及其它工作要求进行选择。
若只承受径向载荷或主要是径向载荷而轴向载荷较小，轴的转速较高，则选择深沟球轴承。
若轴承承受径向力和较大的轴向力或需要调整传动件的轴向位置，则应选择角接触球轴承或圆锥滚子轴承。
根据初算轴径，考虑轴上零件的定位和固定，估计出装轴承处的轴径，再假设选用轻系列轴承，这样可初步定出滚动轴承的型号。
轴承具体结构如下
6.2轴承的校核
（1）轴承的固定方式为全固式，故轴向外载荷F全部由轴承1承受具体如下图：
1
2
R1
R2
FA
（2）轴承的校核
以中间轴为例
查表得C=29500N，=18000N。
1）选择轴承为6208，轴承的基本额定载荷C=29500NN
已知：
Ft1=779.827NFa1=197.095NFr1=292.759Nd1=280.568mm
Ft2=3269.3NFa2=727.543NFr2=1219.04Nd2=64.03mm
RH1=1490.749NRH2=2558.389NRV1=-129.284NRV2=-796.996N
2）分析如下：
R3==1496.345N
R4==2679.656N
3）求两轴承实际承受的轴向力A3和A4,对于6208型号的轴承，
A3=0NA4=Fa2-Fa1=530.448N
4）求两轴承的当量动载荷P3和P4由A/C。
=530.448/18000=0.0295查表插值得e=0.226因此有
A4/R4=530.448/2679.656=0.304>e
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