一级减速器课程设计.docx

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一级减速器课程设计

第一部分课程设计任务书及传动装置总体设计.................................1

一、课程设计任务书 .....................................................1

二、该方案的优缺点 .....................................................3

第二部分电动机的选择.....................................................3

一、原动机选择 .........................................................3

二、 电动机的外型尺寸（mm） ............................................4

第三部分计算减速器总传动比及分配各级的传动比.............................5

一、减速器总传动比 .....................................................5

二、减速器各级传动比分配.............................................5

第四部分V 带的设计 ......................................................5

一、外传动带选为普通 V 带传动 ...........................................5

二、确定带轮的结构尺寸，给制带轮零件图 .................................7

第五部分各齿轮的设计计算.................................................8

一、齿轮设计步骤 .......................................................8

二、 确定齿轮的结构尺寸，给制齿轮零件图 ...............................10

第六部分轴的设计计算及校核计算..........................................10

一、从动轴设计 ........................................................10

二、主动轴的设计 ......................................................15

第七部分滚动轴承的选择及校核计算........................................19

一、从动轴上的轴承 ....................................................19

二、主动轴上的轴承 ....................................................19

第八部分键联接的选择及校核计算..........................................20

一、根据轴径的尺寸，选择键 ............................................20

二、键的强度校核 ......................................................20

第九部分减速器箱体、箱盖及附件的设计计算...............................21

一、减速器附件的选择 ..................................................21

二、箱体的主要尺寸 ....................................................21

第十部分润滑与密封......................................................23

一、减速器的润滑 ......................................................23

二、减速器的密封 ......................................................23

第十一部分参考资料目录..................................................24

第十二部分设计小结......................................................24

第一部分传动装置总体设计

一、课程设 计任务书

设计带式运输机传动装置（简图如下）

数据编号12345678

运输机工作

800600750600500700650700

转矩 T（N·m）

运输机带速

1.41.41.51.51.61.61.71.7

V（m/s）

卷筒直径 D/mm300300300300300300300300

原始数据：

工作条件：

1

连续单向运转，工作时有轻微振动， 两班制工作（16 小时/天），

5 年大修，运输速度允许误差为 ± 5% 。

课程设计内容

1）传动装置的总体设计。

2）传动件及支承的设计计算。

3）减速器装配图及零件工作图。

4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：

1）部件装配图一张（A0）。

2）零件工作图两张（A3）

3）设计说明书一份（6000--8000 字）。

本组设计数据：

第 8 组数据：

运输机工作轴转矩 T/（N.m） 700

运输机带速 V/（m/s）1.70

卷筒直径 D/mm300

已给方案：

外传动机构为带传动。

减速器为单级圆柱齿轮减速器。

传动装置总体设计

传动方案（上面已给定）

1）外传动为带传动。

2）减速器为单级圆柱齿轮减速器

2

3）方案简图如下：

二、该方案的优缺点

该工作机有轻微振动，由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动

能减小振动带来的影响，并且该工作机属于中小功率、载荷变化不大，可以

采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

减速器为一级圆柱齿轮减速器，原动机部分为 Y 系列三相交流异步电动机，

减速器低速轴与工作机轴连接用的联轴器选用凸缘联轴器，滚动轴承选用深

沟球轴承等。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可

靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

第二部分电动机的选择

一、原动机选择

选用 Y 系列三相交流异步电动机，同步转速 1500r/min ，满载转速 1460r/min

。

传动装置总效率：

η a

3

η a =η1 ∙η 2 ∙η 3 ∙η 4 ∙η 5 ∙η 6 ∙η

7

η

1

= 0.96

η

2

= 0.99

η3 =0.97

η

4

= 0.99

η5 = 0.99 η

6

= 0.96

η

7

= 0.99

（见课程设计手册 P ，表 1-7）

其中：

 η1为V带的传动效率

η2 为Ⅰ轴轴承效率

η

3

为齿轮传动效率

η

4

为Ⅱ轴轴承效率   为联轴器效率   为卷筒效率

η7为卷筒轴承效率

得 η

a

= 0 .96 ⨯ 0 .99 ⨯ 0 .97 ⨯ 0 .99 ⨯ 0 .99 ⨯ 0 .96 ⨯ 0 .99 ≈ 0 .86

电动机的输出功率：

 Pd

d

PW

a

其中 PW 为工作机（即输送带）所需功率

其中：

PW =

Tn w

9550 n w

=

700 ⨯ 108

9550 ⨯ 0 . 96

= 8 . 246 K w

n w =

V

π D

=

1 .70

3 .14 ⨯ 0 .30

≈ 108

R ∙ min

-1

（卷筒转速）

工作机的效率η w =0.96 （见课程设计手册 P ，表 1-7）

所以 P

d

=

P

η

W

a

=

8 .246

0 .86

≈ 9 .6 Kw

取 Pd = 11Kw

选择电动机为 Y160M-4 型（见课程设计手册 P167 ，表 12-1）

技术数据：

额定功率（ K w ）11满载转矩（ r min ）1460

额定转矩（ N ⋅ m ）2.2最大转矩（ N ⋅ m ）2.3

Y132S-4

二、电动机的外型尺寸（mm）

A：

254 B：

210C：

108D：

42E：

110F：

12G：

37H：

160K：

AB：

330AC：

325 AD：

255 HD：

385BB：

270 L：

600

4

（参考课程设计手册 P169 ，表 12-4）

第三部分计算减速器总传动比及分配各级的传动比

一、减速器总传动比

i

a

=

nm

n

=

1460

108

≈ 13.52

（见课程设计手册 P188 ，表 13-2）

二、减速器各级传动比分配

ia = i1 ⋅i

2

i

a

= 13.52 = 3.38⨯ 4

初定：

 i2 = 3.38 （带传动）

i1 = 4.0 （单级减速器）

第四部分V 带的设计

一、外传动带选为普通 V 带传动

（1）确定计算功率：

 Pc

查表 13-8 得 Ka = 1.2 ，故 Pc = Ka P = 1.2 ⨯11kW = 13.2kW

（2）选带型号

根据

P

c

= 13.2 kW, n1 = 1460r / min 由图 13-15 查此坐标点位于窄 V 带选型区域处，

所以选用窄 V 带 SPZ 型。

（3）确定大、小带轮基准直径 d1 、d2

参考图 13-16 及表 13-9 选取小带轮直径

d

1

= 125mm

d

2

1

< H

（电机中心高符合要求）

5

从动带轮直径

d 2 = i⋅d

1

= 3.38⨯125 = 422.5mm ，取 d2 = 425mm

（4）验算带速

V

=

n1 ⋅π ⋅ d 1

60 ⨯1000

=

1460 ⨯π ⨯125

60 ⨯1000

-1

（5）从动轮带速及传动比

2

n 1460 -1

， i = d 2 =

d 1

425

125

= 3.4

（6）确定 V 带基准长度 Ld 和中心距 a

初步选取中心距 0.7 d a1 + d a2 ≤ a0 ≤ 2 d a1 + d a2

所以 385 ≤ a0 ≤ 1100 取 a 0 = 800mm

由式（13-2）得带长

L

0

= 2 a0 +

π

2

（d 1 + d 2） +

（d 2 - d 1）2

4a 0

= （2 ⨯ 800 +

π

2

（125 + 425） +

（425 -125）2

4 ⨯ 800

）mm

= 2492mm

查表 13-2，对 SPZ 型带选用 Ld = 2500mm。

再由式（13 - 6）计算实际中心距 ：

a ≈ a 0 +

L d - L

2

0

= （800 +

2500 - 2492

2

）mm = 804 mm

（7）验算小带轮包角α1

由式（13-1）得

α

1

≈ 180︒ - d 2

- d 1

a

⨯ 57.3︒ = 158.6︒ ≥ 120︒ 合适

（8）确定 SPZ 型窄 V 带根数 Z

由式（13-15）得

Z =

Pc

（P0 + ∆ P0） K α K L

查表 13-4 知单根 SPZ 带的基本额定功率 P0 = 3.28 kW

6

查表 13-6 知单根 SPZ 带的基本额定功率的增量 式 ∆ P0 = 0.23 kW

由α 1 = 158.6︒ 查表 13-7 用线性插值法求得 K α ≈ 0 .95

查表 13-2 得 KL = 1.07 ，由此可得

Z =

13.2

（3.28 + 0.23） ⨯ 0.95⨯1.07

取 4 根

= 3.7

（9）求作用在带轮轴上的压力 FQ

查表 13-1 得 q=0.07kg/m,故由式 13-17 得单根 V 带的初拉力

F

0

2.5

zv K α

2

13.2 2.5

4 ⨯ 9.56 0.95

2

用

在轴上的压力

F

Q

= 2Z F 0 sin α 1 = （2 ⨯ 4 ⨯ 288⨯ sin

158.6︒

2

）N = 2264N

二、确定带轮的结构尺寸，给制带轮零件图

小 带 轮 基 准 直 径 d1 = 125mm 采 用 实 心 式 结 构 。

 大 带 轮 基 准 直 径

d2 = 425mm 采用轮辐式结构

大带轮的简图如下：

7

第五部分各齿轮的设计计算

一、齿轮设计步骤

选用直齿圆柱齿轮，均用软齿面。

齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为

Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。

（1）选择材料及确定许用应力

小 齿 轮 采 用 40MnB 调 质 , 齿 面 硬 度 为 241 ～ 286HBS,σ H lim1 = 700MPa ,

σFE1 = 590MPa （表 11-1）,大齿轮用 ZG35SiMn 调质，齿面硬度为 241～269HBS，

σ H lim2 = 600MPa ， σFE2 = 510MPa （表 11-1），由表 11-5，取 SH = 1.15，SF = 1.35

[σ H1] = σ H lim1

SH

=

700

1.15

MPa = 609MPa

[σ H 2 ] = σ H lim2

SH

=

600

1.15

MPa = 522MPa

[σ F1] = σ FE1

SF

=

590

1.35

MPa = 437MPa

8

[σ F 2 ] = σ FE2

SF

=

510

1.35

MPa = 378MPa

（2）按齿面接触强度设计

设齿轮按 8 级精度制造。

取载荷系数 K=1.5（表 11-3），齿宽系数φd = 1.0

（表 11-6）小齿轮上的转矩

6

P

n1

6

10. 454

429

5

取 Z E = 188.9 （表 11-4）

d

1

≥ 3 （

） ⨯

u

=

3

（ 4 +1）

4

⨯ （

522 1.0

）

5

mm = 89.4mm

齿数取 Z1 = 30,则Z2 = 30 ⨯ 3.98 ≈ 120。

故实际传动比i =

120

30

= 4

模数

m =

d1

z1

=

89 .4

30

= 2.98

齿宽 b = φd ⋅ d1 = 1.0 ⨯ 89.4mm = 89.4mm,取b2 = 90mm, b1 = 95mm

按表 4-1 取 m=3mm,实际的 d1 = z ⨯ m = 30 ⨯ 3mm = 90mm, d2 = 120 ⨯ 3mm = 360mm

中心距

a =

d1 + d2

2

=

90 + 360

2

mm = 225mm

（3）验算轮齿弯曲强度

齿形系数

YFa1 = 2.（图11- 8）

YSa1 = 1.63（图11- 9）

Y

Fa 2

= 2 . 13

Y

Sa

2

= 1 . 82

由式（11-5）

σ F1 =

2KT1YFa 1YSa 1

2

=

2

5

MPa = 122MPa < [σ F1] = 437MPa

9

σ F 2 = σ F1

YFa2YSa2

YFa1YSa1

= 122 ⨯

2.13⨯1.82

2.6 ⨯1.63

MPa = 112MPa < [σ F 2 ] = 378MPa，安全

（4）齿轮的圆周速度

V =π d 1 n1

60 ⨯ 1000

=

3 .14 ⨯ 90 ⨯ 429

60000

= 2 .02 m / s

对照表 11-2 可知选用 8 级精度是合适的。

总结:

 直齿圆柱齿轮z

1

=

30

 z

2

=

120

 m

=

3

二、确定齿轮的结构尺寸，给制齿轮零件图

大齿轮示意图

第六部分轴的设计计算及校核计算

一、从动轴设计

1、选择轴的材料确定许用应力

选轴的材料为 45 号钢，调质处理。

查表 14-1 知

强度极限σ B = 650MPa,屈服极限σ S = 360MPa,弯曲疲劳极限σ -1 = 300MPa，

2、按扭转强度估算轴的最小直径

10

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

 d ≥ C3

p

n

按扭转强度初估轴的直径,查表 14-2 得 c=118～107,取 c=112 则:

从动轴：

 d ≥ C3

p

n

mm = 1123

10.04

107

mm = 51mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准， 取d = 55mm

3、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，

按比例绘制轴系结构草图

0.015 A-B

0.015 A-B

0.01

0.005

0.8

R1

1.6

0.01

0.8

0.005

1.6                                        1.6

0.012 A

2×M8-6H

12

2×B4/12.5

3.2

36 85

R1

80

123

100

349

1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表 9.4 可得联轴器的型号为 :

GY7 凸缘联轴器

Y 55⨯112

Y 55⨯112

GB/T 5843-2003

主动端：

Y型轴孔、A型键槽、d1 = 55mm、L = 112mm;

从动端：

Y型轴孔、A型键槽、d1 = 55mm、L = 112mm;

2）、确定轴上零件的位置与固定方式

11

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。

轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合

分别实现轴向定位和周向定位。

3）确定各段轴的直径

将估算轴 d=55mm 作为外伸端直径 d1 与联轴器相配（如图），

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为 d2=60mm

齿轮和右端轴承从右侧装入， 虑装拆方便以及零件固定的要求， 轴承处 d3

应大于 d2，取 d3=65mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4 应大于 d3，取

d4=70mm。

齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径 d5 = 78mm ，满足

齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右

端轴承型号与左端轴承相同,取 d6 = 65mm

4）选择轴承型号.由 表 16-2 及表 16-4 初选深沟球轴承,代号为 6213,查机

械设计手册可得:

轴承宽度B=23 ，安装尺寸 damin = 74mm, , 选轴肩直径d5=78mm.

5）确定各段轴的长度

Ⅰ段：

d1=55mm长度取 L1=100mm

II 段:

d2=86mm长度取 L2 = 90 mm

III 段直径 d3=65mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承

盖定位初选用 6213 深沟球轴承，其内径为 65mm,宽度为 23mm，取轴肩挡圈

12

长为 10mm

L3=5+10+11.5+11.5=38mm

Ⅳ段直径 d4=70mm，此段安装从动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽 b=90mm,

L 4 = 90 - 5 = 85 mm

Ⅴ段直径 d5=78mm.长度 L5=12mm

Ⅵ段直径 d6 = 65mm ，长度 L6 = 24mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距

L

= （11.5+12+45）×2=137mm

4、轴的强度校核

按弯矩复合强度计算

从动齿轮分度圆直径 d 2 = 360 mm , 此段轴直径d = 70 mm

1）绘制轴受力简图（如图 a）

齿轮所受转矩 T = 9550 ⨯

P

n

= 9550 ⨯

10.04

107

N ⋅ mm = 896N ⋅ m

作用在齿轮上的圆周力：

Ft=2T/d= 2 ⨯ 8.96 ⨯ 10 5 / 360 N = 4978 N

径向力：

Fr=Fttan200=4978×tan200 =1812N

该轴两轴承对称，所以 L A = L B =

2）求垂直面的支承反力

L

F AY = F BY =

1

2

F r =

1

2

⨯ 1812 = 906 N

求水平面的支承反力

F AZ = FBZ =

1

2

Ft =

1

2

⨯ 4978 N = 2489 N

3）由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。

截面 C 在垂直面弯矩为

13

-3

截面 C 在水平面上弯矩为：

MC2=FAZ L/2=2489×68.5×10 -3 =170.5N·m

4）绘制垂直面弯矩图（如图 b）

绘制水平面弯矩图（如图 c）

5） 绘制合弯矩图（如图 d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（622+170.52）1/2=181.4N·m

6） 绘制扭矩图（如图 e）

转矩：

T=9550×（P/n）=896N·m

7）绘制当量弯矩图（如图 f）

截面 c 处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数α = 0.6 ，

截面 C 处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[181.42+（0.6×896）2]1/2=567.4N·m

8）校核危险截面 C 的强度

轴的材料选用 45 钢，调制处理，由表 14-1 查得 σ B = 650MPa ，由表 14-3 查

得 [σ -1b ] = 60MPa ，则

σ

e

=

M ec

0 .1d

3

=

567 .4

0 .1 ⨯ 70 3 ⨯ 10

- 9

Pa = 16 .6 MPa < [σ

-1b

] =

60 MPa

∴该轴强度足够。

图 a--f 如下图：

14

二、主动轴的设计

1、选择轴的材料确定许用应力

选轴的材料为 45 号钢，调质处理。

查表 14-1 知

强度极限σ B = 650MPa, 屈服极限σ S = 360MPa, 弯曲疲劳极限σ -1 = 300MPa 2、

按扭转强度估算轴的最小直径

初估轴径，按扭转强度初估轴的直径,查表 14-2 得 c=118～107,取 c=112 则

主动轴：

 d

≥ C 3

p

n

mm = 112

3