减速器课程设计.docx
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减速器课程设计
目录
一、传动系统的方案设计……….……………………………….4
二、电动机的选择与计算……….……………………………….4
三、传动比的分配……….……………………………………….6
四、传动装置的运动和运动参数…….………………………….6
五、减速器传动零件的设计计算…….………………………….7
六、减速器轴的设计…….……………………………………….9
七、校核滚动轴承的寿命…….………………………………….13
八、键的选择及强度计算…….………………………………….14
九、减速器箱体及附件设计…….……………………………….15
一十、减速器的结构与润滑…….………………………………….16
一十一、设计总结…….……………………………………………….17
附录、参考文献、装配图、零件图
设计题目：
V带——单级圆柱减速器
设计题目：
设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器
给定数据及要求
已知条件：
运输带工作拉力F=2400;运输带工件速度v=1.5m/s（允许运输带速度误差为＋－5%）；滚筒直径D=400mm;两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限5年；环境最高温度35度，小批量生产
1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
设计单级圆柱齿轮减速器
（1）工作条件：
连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限5年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5％。
（2）原始数据：
工作拉力F=2400N；带速V=1.6m/s；
（3）传动方案拟定:
V带传动
二、电动机的选择与计算
1.本减速器工作环境最高35度载荷轻微冲击,对起动无特殊要求.故选用Y型三相笼型感应电动机，封闭式结构
2．确定电动机功率
工作机所需功率：
Pw=FV/1000=3.84kw
电动机的工作功率：
Po=Pw/ηa
电动机到卷筒轴的总功率为ηa=η1×η2×η32×η42×η5
查表11-1得：
带传动V带传动：
η1=0.96;8级精度的一般齿轮传动:
η2=0.97;
滚动轴承:
η3=0.99;齿轮联轴器:
η4=0.99;卷筒η5=0.94
总功率为ηa=η1×η2×η32×η42×η5ηa=0.84
电动机的工作功率：
Po=Pw/ηa=4.6kw
查表选定电动机额定功率为5.5kw.
3.确定电动机转速
滚筒工作转速：
nw=60×1000V/πD=60×1000×1.6/π×400=76.4/min
按书表2－1和2-3推荐的传动比合理范围，取V带传动比i1’=2∽4，一级直尺圆柱齿轮减速器传动比范围i２’=3∽5,则总传动比合理范围为ia’=6∽20.
故电动机转速的可选范围为nw=（6∽20）×76.4r/min=458.4∽1528r/min
又因为无特殊要求，不采用低于750r/min的电动机（P11）
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min.
由有关手册查出有三种适用的电动机型号,又由三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。
三、传动比的分配
电动机型号Y132M-6,满载转速nw=960r/min
1.总传动比ia=nm/nw=960/76.4=12.6
2.分配传动装置传动比ia=ioi（io,i—分别为带传动和减速器的传动比）
为使V带传动外轮廓尺寸不致过大，初步取io=3.5则i=ia/io=12.6/3.5=3.6
四、传动装置的运动和运动参数
1．各轴转速
I轴：
nI=nm/io=960r/min/3.5=274.3r/min
方案
电动机型号kw
额定功率kw
电动机转速（r/min）
同步转速（r/min）
满载转速（r/min）
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
2
Y132M-6
5.5
1000
960
3
Y160M2-8
5.5
750
720
电动机型号kw
额定功率kw
电动机转速（r/min）
堵转转矩
最大转矩
同步转速（r/min）
满载转速（r/min）
额定转矩
额定转矩
Y132M-6
5.5
1000
960
2.0
2.0
II轴：
nII=n1/i=320r/min/3.6=76.2r/min
卷筒轴于II轴为同轴：
nIII=nII=76.2
2.各轴功率
I轴：
PI=Poη1η4=4.6×0.96×0.99=4.37
II轴：
PII=PIη2η3=4.6×0.96×0.99×0.97×0.99=4.2kw
卷筒轴输出功率:
PIII=PIIη3η4=4.11
卷筒轴输入功率:
Pw’=PIIIη5=3.87kw
3.各轴转矩
电动机轴：
To=9550Po/no=9550×4.6/960=45.8N.m
I轴：
TI=Toioη01=Toioη1η4=152.2N.m
II轴：
TII=TIiη12=Toioη1η4iη2η3=526.2N.m
卷筒轴输入转矩：
TN=TIIη3η4=TII×0.99×0.99=515.8N.m
轴号功率P（kw）转矩T（N.m）转速（r/min）传动比i效率η
30.95
4.20.95
10.97
电动轴4．645．860
I4．37152．3320
II4．20520．976．2
卷筒轴4．07505．476．2
五、齿轮的设计计算
1、选择材料，确定许用应力。
由机设课本表5.5，小8轮选用45钢，调质，硬度为250HBS,大轮选用45钢，正火，硬度为200HBS，由图5.31（c）和图5.33（c）分别查得：
σHlim1=580MpaσHlim2=540Mpa
σFlim1=198MpaσFlim2=185Mpa
由课本表5.7查得：
SH=1.2，SF=1.5故
[σH]1=σHlim1/SH=580/1.1=536.4（Mpa）[σH]2=σHlim2/SH=540/1.1=490.9（Mpa）
[σF]1=σFlim1/SF=198/1.4=141.4（Mpa）[σF]2=σFlim2/SF=185/1.4=132.1（Mpa）
因硬度小于350HBS，属软齿面，按接触强度设计，再校核弯曲强度。
2、按接触强度设计，计算中心距，即：
a≥（u±1）[（335/[σH]）2KT1/φau]1/3（mm）
1）取[σH]=[σH]2=454.2Mpa
2）小齿轮转矩T1=152.2N·m
3）取齿宽系数φa=0.4;i=u=3.6
由于原动机为电动机，轻微冲击，支承不对称布置，故选8级精度，由表5.6选k=1.2将以上数据代入得初算中心距ac=174.3mm
3、确定基本参数，计算主要尺寸
1）选择齿数，取z1=20，则z2=u﹒z1=72
2）确定模数，由公式a=m（z1+z2）/2得：
m=3.79
由表5.1查得标准模数，取m=4
3）确定中心距，即：
a=m（z1+z2）/2=4×（20+72）/2=184（mm）
4）计算齿宽，即b=φa·a=0.4×184=73.6（mm）取75
为了补偿两轮轴向尺寸误差，取b1=80mm，b2=75mm
5）计算齿轮几何尺寸（按表5.2计算）
小齿轮：
分度圆直径d1=mz1=4×20=80mm
齿顶圆直径da1=m（z1+2ha*）=88mm
齿根圆大齿轮：
分度圆直径d2=mz2=4×72=288mm
齿顶圆直径da2=m（z2+2ha*）=296mm
4、圆周速度v
小齿轮分度圆d1=80，n1=274.3r/min
v=πn1d1/60000≈1.15m/s
5、校核弯曲强度
σF1=2KT1YFs1/bm2z1（Mpa）
σF2=2KT1YFs2/bm2z1=σF1YFs2/YFs1（Mpa）
按z1=20,z2=72由图5.32查得YFs1=4.34,YFs2=3.9代入上式得：
σF1=60.6Mpa<[σF]1,安全
σF2=54.4Mpa<[σF]2,安全
六、
减速器轴的设计计算
1.选择轴的材料及热处理方法
因该轴无特殊要求，故选用45钢，调质处理，由表12-1查得［σ-1］=60Mpa
2.按扭矩初算轴径
根据公式（12.4）.由表12.3查得C=118~107，取C=110，得
d≥110×（4.37/274.3）1/3mm=27.67mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则d=27.67×（1+5%）mm=29.05mm,该轴段安装了联轴器，根据联轴器的内孔直径，取d=32mm
3.轴的结构设计
轴I
1.选择轴的材料及热处理方法
因该轴无特殊要求，故选用45钢，调质处理，由表12-1查得［σ-1］=60Mpa
2.确定各轴段直径，根据各轴段直径的确定原则，从轴的最小直径端进行
轴段①:
轴的最小直径段，安装联轴器，已确定的d1=32mm。
轴段②:
考虑联轴器的定位，按标准尺寸取d2=40mm。
轴段③:
安装右轴承，并考虑加工和装拆等因素，故取d3=45mm（轴承型号为6209）
轴段④:
安装齿轮，尽可能采用标准直径，故取d4=55mm
轴段⑤:
用作齿轮定位的轴环，取d5=63mm
轴段⑥:
左轴承的定位轴肩，查表取d6=56mm
轴段⑦:
安装左轴承，取d7=45mm
4．确定各轴段长度。
根据各轴段长度的确定规则。
从轴段④开始，即从中间至两端逐一进行。
轴段④，齿轮轮毂宽度为80mm,为保证齿轮固定可靠，该轴段长度应小于轮毂宽度2mm，取L4=78mm。
为保证轴承在箱体中的位置及轴承润滑方式，轴承端面距箱体内壁取为5mm。
故轴段
⑤+⑥的长度为L5+L6=25mm
轴段⑦：
根据轴承宽度，轴段⑦的长度L7=22mm
轴段③：
因两轴承相对齿轮对称布置，故轴段③的长度为L3=2+20+5+22=49mm
轴段②：
为保证联轴器不与轴承端盖相碰，取两间隔距离=40mm,L2=22+40=62
轴段①：
根据联轴器轴孔的长度60，取L1=58mm
因此，定出轴的跨距，L1=11+25+80+25+11=152mm
5．按弯扭合成强度条件进行轴的校核
1）.绘出轴的空间受力图，
2）.求出水平面上的支反力，并画出弯矩图.
Ft=2T1/d1=2×152.2/80×10-3=3807.5N
FHA=FHB=FT/2=3805/2=1903.75N
截面C处的弯矩为：
MHC=FHA×L/2=1902.5×149/2=144685（N•mm）
≈144.7N•m
3）.求垂直面支反力，并画弯矩图，
－FVA×L+Fr×L/2=0
又Fr=Ft·tan
FVB=FVA=Fr/2=1384.9/2=692.9N
截面C左侧的弯矩为：
MVC1=FVA·L/2=52.66N·m
截面C右侧的弯矩为：
MVC2=MVC1=52.66N·m
4）.求合弯矩。
并绘出合成弯矩图，
MC1=MC2,
=153.9N
m
5）.求出扭矩，绘出扭矩图，如图
T=9550P/N1=9550×4.37/274.3=152.1N
m
6）.求当量弯矩.绘出当量弯矩图，
因为轴做单向转动，扭矩按脉动循环变化，故折合系数
=0.6，则危险截面C处的当量弯矩为
7）.求危险截面处的轴径
截面C处有键槽，故增大5%，d=32.55mm，结构草图中此处的直径为55mm,故强度足够。
轴Ⅱ
此轴设计方法与轴Ⅰ一致，故同理可得，
1.选择轴的材料及热处理方法
因该轴无特殊要求，故选用45钢，调质处理，由表12-1查得［σ-1］=60Mpa
2.按扭矩初算轴径
根据公式（12.4）.由表12.3查得C=118~107，取C=110，得
考虑有键槽，将直径增大5%，,该轴段安装了联轴器，根据联轴器的内孔直径，取d=40mm。
各轴直径
轴段①，d1=40mm轴段②，d2=50mm轴段③，d3=55mm
轴段④，d4=63mm轴段⑤，d5=71mm轴段⑥，d6=58mm
轴段⑦，d7=55mm
3．确定各轴段长度。
根据各轴段长度的确定规则。
从轴段④开始，即从中间至两端逐一进行。
轴段④:
齿轮轮毂宽度为75mm,为保证齿轮固定可靠，该轴段长度应小于轮毂宽度2mm，取L4=73mm。
轴段⑤和⑥:
为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆卸方便，两者间隔距离取为20mm。
为保证轴承在箱体中的位置及轴承润滑方式，轴承端面距箱体内壁取为5mm。
故轴段⑤+⑥的长度为L5+L6=25mm
轴段⑦:
根据轴承宽度，轴段⑦的长度L7=24mm
轴段③:
因两轴承相对齿轮对称布置，故轴段③的长度为L3=2+20+5+24=51mm
轴段②:
为保证联轴器不与轴承端盖相碰，取两间隔距离=40mm，L2=22+40=62mm
轴段①:
根据联轴器轴孔的长度84，取L1=82mm
因此，定出轴的跨距，L1=12+25+75+25+12=149mm
4．轴II按弯扭合成强度条件进行轴的校核
Ft=2T1/d1=2×526.2/288×10-3=3654N
FHA=FHB=FT/2=3654/2=1827N
截面C处的弯矩为：
MHC=FHA×L/2=1827×149/2=136111（N•mm）
≈136N•m
Fr=Ft·tan
=3654·tan20°=1330N
－FVA×L+Fr×L/2=0
FVB=FVA=Fr/2=1330/2=665N
MVC1=FVA·L/2=665×149/2=49.5N·m
MVC2=MVC1=49.5N·m
MC1=MC2,
=144.7N
m
T=9550P/N2=9550×4.20/76.2=526.4N
m
危险截面C处的当量弯矩为
截面C处有键槽，故增大5%，d=40.53mm，结构草图中此处的直径为63mm,故强度足够。
七、
校核滚动轴承的寿命
（1）由表14-1（书）得6209轴承Cr=24.5KN,
（2）查表11-10得X=1;由表11.9得fp=1.1;由表11.11得ft=1;
且n1=274.3r/minε=3（球轴承）
（3）由式（11.1）,当量动载荷
P=fp（XFr）=fpXFttanα=1.1×1×3807.5tan20=1542.4N
（4）由式（11.16）,轴承的寿命为
按每天工作12小时计算，每年300个工作日计，其工作年限为
243517/（12×300）=67.6年>5年
II同理
（1）由表14-1（书）得6211轴承Cr=33.5KN,
（2）查表得X=1;fp=1.1;ft=1;且n2=76.2r/min,ε=3（球轴承）
（3）当量动载荷
P=fp（XFr）=fpXFttanα=1.1×1×3654tan20=1462.9N
（4）轴承的寿命为
按每天工作12小时计算，每年300个工作日计，其工作年限为
2626541/（12×300）=729年>5年
八、键联接的选择及校核计算
I轴
1、I轴轴段①与齿轮联接采用A型平键联接，该轴径d1=32mm,L1=58mm
查手册得：
键A10×8GB1096-79b×h×L=10×8×50
2、I轴轴段④与联轴器联接采用A型平键联接，该轴径d4=55mm,L4=78mm
键A16×10GB1096-79b×h×L=16×10×70
3、强度校核
已知Ft=3805N[σp]=40Mpa，T1=152.3N•m则
轴段①Ls=L－2R=L－2×b/2=50－2×（8/2）=42mm
键挤压强度
σp=2Ft/hLs=（2×3805）/（8×42）≈22.6Mpa<[σp]
由以上得：
该键满足要求。
轴段④Ls=L－2R=L－2×b/2=70－2×（16/2）=54mm
键挤压强度
σp=2Ft/hLs=（2×3805）/（10×56）≈13.6Mpa<[σp]
由以上得：
该键满足要求。
II轴
1、II轴轴段①与齿轮联接采用A型平键联接，该轴径d1=40mm,L1=82mm
查手册得：
键A10×8GB1096-79b×h×L=12×8×70
2、II轴轴段④与联轴器联接采用A型平键联接，该轴径d4=63mm,L4=73mm
键A18×1GB1096-79b×h×L=18×11×63
3、强度校核
已知Ft=3805N[σp]=40Mpa，T2=152.3N•m则
轴段①Ls=L－2R=L－2×b/2=70－2×（8/2）=48mm
键挤压强度
σp=2Ft/hLs=（2×3805）/（8×48）≈19.8Mpa<[σp]
由以上得：
该键满足要求。
轴段④Ls=L－2R=L－2×b/2=63－2×（18/2）=45mm
键挤压强度
σp=2Ft/hLs=（2×3654）/（11×45）≈14.8Mpa<[σp]
由以上得：
该键满足要求。
九、减速器箱体及附件设计
1、箱座壁厚δ=8mm
2、箱盖壁厚δ1=8mm
3、箱座凸缘厚度b=1.5δ=1.5×8=12mm
4、箱盖凸缘厚度b1=1.5δ1=1.5×8=12mm
5、箱座底凸缘厚度b2=2.5δ=2.5×8=20mm
6、地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036×184+12≈18.6mm≈20mm
7、地脚螺钉数目n=4
8、轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df≈0.75×20≈15mm
9、箱盖与箱座联接螺栓直径d2=0.6df≈0.6×20≈10mm
10、联接螺栓d1的间距l=150mm
11、轴承端盖螺钉直径d3=0.5df≈0.5×20≈8mm
12、窥视孔盖螺钉直径d4=0.4df≈0.4×20≈8mm
13、定位销直径d=0.7d2≈8mm
14、df、d1、d2至外箱壁距离c1min：
查书表7-2得c1min=26mm，22mm，16mm
15、df、d2至凸缘边缘距离c2min：
查书表7-2得c2min=24mm，14mm
16、轴承旁凸台半径R1=c2=14mm
17、凸台高度h=45mm
18、外箱壁至轴承座端面距离l1>40mm
19、大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内箱壁距离△1>1.2δ=15mm
20、齿轮端面与内箱壁距离△2>δ=15
21、箱盖、箱座肋厚m1≈0.85δ1=8mmm≈0.85δ=8mm
22、轴承端盖外径D2I=1.25×85＋10=116mmD2II=1.25×100+10=135mm
23、轴承端盖凸缘厚度t=1.2d3=10mm
窥视孔及盖
由书P49表5-4查得窥视孔盖板尺寸
由书P450表5-5得通气器尺寸：
M16×1.5Q235
由书P450表5-7放油螺塞尺寸：
M20×1.5
一十、
减速器的润滑及润滑
齿轮用浸油润滑，大齿轮但浸深度不应小于10mm。
轴承用润滑脂润滑，因为圆周速度v=πn1d1/60000≈1.15m/s<（1.5～2m/s）
一十一、设计总结
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。
对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。
虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。
其实还有很多很多感慨,介于时间问题,就只说到这里了。
附录、参考文献、装配图、零件图
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