长沙理工大学机械课程设计报告.docx

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长沙理工大学机械课程设计报告

机械设计减速器设计说明书

系别：

专业：

学生姓名：

学号：

指导教师：

职称：

第一部分设计任务书..............................................4

第二部分传动装置总体设计方案.....................................5

第三部分电动机的选择............................................5

3.1电动机的选择............................................5

3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6

第四部分计算传动装置的运动和动力参数............................7

第五部分V带的设计..............................................8

5.1V带的设计与计算.........................................8

5.2带轮的结构设计..........................................11

第六部分齿轮传动的设计.........................................12

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...........................................24

第八部分键联接的选择及校核计算..................................29

8.1输入轴键选择与校核......................................29

8.2输出轴键选择与校核......................................30

第九部分轴承的选择及校核计算....................................30

9.1输入轴的轴承计算与校核..................................30

9.2输出轴的轴承计算与校核...................................31

第十部分联轴器的选择...........................................32

第十一部分减速器的润滑和密封....................................33

11.1减速器的润滑...........................................33

11.2减速器的密封...........................................34

第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................34

设计小结.......................................................36

参考文献.......................................................37

第一部分设计任务书

一、初始数据

设计一级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F=2150N，V=1.6m/s，D=280mm，设计年限（寿命）：

10年，每天工作班制（8小时/班）：

2班制，每年工作天数：

255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带传动和一级斜齿圆柱齿轮减速器。

二.计算传动装置总效率

a=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85

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

已知速度v:

v=1.6m/s

工作机的功率pw:

pw=

3.44KW

电动机所需工作功率为:

pd=

4.05KW

执行机构的转速为:

109.2r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~24，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（6×24）×109.2=655.2~2620.8r/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Y132S-4的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=1440r/min，同步转速1500r/min。

电动机主要外形尺寸：

中心高

外形尺寸

地脚螺栓安装尺寸

地脚螺栓孔直径

电动机轴伸出段尺寸

键尺寸

L×HD

A×B

D×E

F×G

132mm

475×315

216×140

12mm

38×80

10×33

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:

ia=nm/n=1440/109.2=13.19

（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=3，则减速器传动比为:

i=ia/i0=13.19/3=4.4

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=1440/3=480r/min

输出轴：

nII=nI/i=480/4.4=109.09r/min

工作机轴：

nIII=nII=109.09r/min

（2）各轴输入功率:

输入轴：

PI=Pd×=4.05×0.96=3.89KW

输出轴：

PII=PI×=3.89×0.98×0.97=3.7KW

工作机轴：

PIII=PII×=3.7×0.98×0.99=3.59KW

则各轴的输出功率：

输入轴：

PI'=PI×0.98=3.81KW

输出轴：

PII'=PII×0.98=3.63KW

工作机轴：

PIII'=PIII×0.98=3.52KW

（3）各轴输入转矩:

输入轴：

TI=Td×i0×

电动机轴的输出转矩:

Td=

26.86Nm

所以：

输入轴：

TI=Td×i0×=26.86×3×0.96=77.36Nm

输出轴：

TII=TI×i××=77.36×4.4×0.98×0.97=323.57Nm

工作机轴：

TIII=TII××=323.57×0.98×0.99=313.93Nm

输出转矩为：

输入轴：

TI'=TI×0.98=75.81Nm

输出轴：

TII'=TII×0.98=317.1Nm

工作机轴：

TIII'=TIII×0.98=307.65Nm

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=1.1，故

Pca=KAPd=1.1×4.05kW=4.46kW

2.选择V带的带型

根据Pca、nm由图选用A型。

3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v

1）初选小带轮的基准直径dd1。

由表，取小带轮的基准直径dd1=80mm。

2）验算带速v。

按课本公式验算带的速度

6.03m/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=3×80=240mm

根据课本查表，取标准值为dd2=236mm。

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

Ld0≈

≈1508mm

由表选带的基准长度Ld=1600mm。

3）按课本公式计算实际中心距a0。

a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1600-1508）/2mm≈546mm

按课本公式，中心距变化范围为522~594mm。

5.验算小带轮上的包角

≈180°-（dd2-dd1）×57.3°/a

=180°-（236-80）×57.3°/546≈163.6°>120°

6.计算带的根数z

1）计算单根V带的额定功率Pr。

由dd1=80mm和nm=1440r/min，查表得P0=2.74kW。

根据nm=1440r/min，i0=3和A型带，查表得P0=0.17kW。

查表得K=0.96，查表得KL=0.99，于是

Pr=（P0+P0）KKL=（2.74+0.17）×0.96×0.99kW=2.77kW

2）计算V带的根数z

z=Pca/Pr=4.46/2.77=1.61

取2根。

7.计算单根V带的初拉力F0

由表查得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以

F0=

=300.44N

8.计算压轴力FP

FP=2zF0sin（1/2）=2×2×300.44×sin（163.6/2）=1189.35N

9.主要设计结论

带型

A型

根数

2根

小带轮基准直径dd1

80mm

大带轮基准直径dd2

236mm

V带中心距a

546mm

带基准长度Ld

1600mm

小带轮包角α1

163.6°

带速

6.03m/s

单根V带初拉力F0

300.44N

压轴力Fp

1189.35N

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

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D

D=38mm

38mm

分度圆直径dd1

80mm

dd1+2ha

80+2×2.75

85.5mm

（1.8~2）d

（1.8~2）×38

76mm

（z-1）×e+2×f

（2-1）×15+2×9

33mm

（1.5~2）d

（1.5~2）×38

76mm

2.大带轮的结构设计

1）大带轮的结构图

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=24mm

24mm

分度圆直径dd1

236mm

dd1+2ha

236+2×2.75

241.5mm

（1.8~2）d

（1.8~2）×24

48mm

（z-1）×e+2×f

（2-1）×15+2×9

33mm

（1.5~2）d

（1.5~2）×24

48mm

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=25，大齿轮齿数z2=25×4.4=110，取z2=111。

（4）初选螺旋角=14°。

（5）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

1）确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KHt=1.6。

②计算小齿轮传递的转矩

T1=77.36N/m

③选取齿宽系数φd=1。

④由图查取区域系数ZH=2.44。

⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。

端面压力角：

t=arctan（tann/cos）=arctan（tan20°/cos14°）=20.561°

at1=arccos[z1cost/（z1+2han*cos）]

=arccos[25×cos20.561°/（25+2×1×cos14°）]=29.683°

at2=arccos[z2cost/（z2+2han*cos）]

=arccos[111×cos20.561°/（111+2×1×cos14°）]=23.046°

端面重合度：

=[z1（tanat1-tant）+z2（tanat2-tant）]/2π

=[25×（tan29.683°-tan20.561°）+111×（tan23.046°-tan20.561°）]/2π=1.664

轴向重合度：

=φdz1tan/π=1×25×tan（14°）/π=1.984

重合度系数：

⑦由式可得螺旋角系数

=0.985

⑧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=550MPa。

计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N1=60nkth=60×480×1×10×255×2×8=1.18×109

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=1.18×109/4.4=2.67×108

查取接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.88、KHN2=0.91。

取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[H]1=

=528MPa

[H]2=

=500.5MPa

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=500.5MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

=47.565mm

（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

=1.19m/s

②齿宽b

=47.565mm

2）计算实际载荷系数KH

①由表查得使用系数KA=1。

②根据v=1.19m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.08。

③齿轮的圆周力

Ft1=2T1/d1t=2×1000×77.36/47.565=3252.812N

KAFt1/b=1×3252.812/47.565=68.39N/mm<100N/mm

查表得齿间载荷分配系数KH=1.4。

④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.344。

则载荷系数为：

KH=KAKVKHKH=1×1.08×1.4×1.344=2.032

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

d1=

=47.565×

=51.51mm

及相应的齿轮模数

mn=d1cos/z1=51.51×cos14°/25=1.999mm

模数取为标准值m=2mm。

3.几何尺寸计算

（1）计算中心距

=140.159mm

中心距圆整为a=140mm。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

=13.736°

即：

=13°44′10″

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=

=51.471mm

d2=

=228.529mm

（4）计算齿轮宽度

b=d×d1=1×51.471=51.471mm

取b2=52mm、b1=57mm。

4.校核齿根弯曲疲劳强度

（1）齿根弯曲疲劳强度条件

≤[F]

1）确定公式中各参数值

①计算当量齿数

ZV1=Z1/cos3=25/cos313.736°=27.271

ZV2=Z2/cos3=111/cos313.736°=121.085

②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y

基圆螺旋角：

b=arctan（tancost）=arctan（tan13.736°×cos20.561°）=12.892°

当量齿轮重合度：

v=/cos2b=1.664/cos212.892°=1.751

轴面重合度：

=φdz1tan/π=1×25×tan13.736°/π=1.945

重合度系数：

Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.751=0.678

③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y

Y=1-

=1-1.945×

=0.777

④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

YFa1=2.56YFa2=2.17

YSa1=1.62YSa2=1.83

⑤计算实际载荷系数KF

由表查得齿间载荷分配系数KF=1.4

根据KH=1.344，结合b/h=11.56查图得KF

则载荷系数为

KF=KAKvKFKF=1×1.08×1.4×1.314=1.987

⑥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=380MPa。

由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.87

取安全系数S=1.4，得

[F]1=

=303.57MPa

[F]2=

=236.14MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

F1=

=126.766MPa≤[F]1

F2=

=121.383MPa≤[F]2

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

5.主要设计结论

齿数z1=25、z2=111，模数m=2mm，压力角=20°，螺旋角=13.736°=13°44′10″，中心距a=140mm，齿宽b1=57mm、b2=52mm。

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m

2mm

齿数z

111

螺旋角β

左13°44′10″

右13°44′10″

齿宽b

57mm

52mm

分度圆直径d

51.471mm

228.529mm

齿顶高系数ha

1.0

顶隙系数c

0.25

齿顶高ha

m×ha

2mm

齿根高hf

m×（ha+c）

2.5mm

全齿高h

ha+hf

4.5mm

齿顶圆直径da

d+2×ha

55.471mm

232.529mm

齿根圆直径df

d-2×hf

46.471mm

223.529mm

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=3.89KWn1=480r/minT1=77.36Nm

2.求作用在齿轮上的力

已知小齿轮的分度圆直径为:

d1=51.471mm

则:

Ft=

=3006N

Fr=Ft×

=3006×

=1126.3N

Fa=Fttan=3006×tan13.7360=734.4N

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×

=22.5mm

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=24mm

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

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=30mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=34mm。

大带轮宽度B=33mm，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=31mm。

2）初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据d23=30mm，由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为d×D×T=35×72×18.25mm，故d34=d78=35mm，取挡油环的宽度为15，则l34=l78=18.25+15=33.25mm。

轴承采用挡油环进行轴向定位。

由手册上查得30207型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=42mm。

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=57mm，d56=d1=51.471mm

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。

6.轴的受力分析和校核

1）作轴的计算简图（见图a）:

根据30207轴承查手册得a=15.3mm

带轮中点距左支点距离L1=（33/2+50+1

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