一级减速器课程设计.docx

1、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

2、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 1 2 3 4 5 6 7 8运输机工作800 600 750 600 500 700 650 700转矩T(N

3、m)运输机带速1.4 1.4 1.5 1.5 1.6 1.6 1.7 1.7V(m/s)卷筒直径D/mm 300 300 300 300 300 300 300 300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

4、) 1.70卷筒直径D/mm 300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23）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

5、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：a3a=12345671=0.962=0.993=0.974=0.995=0.996=0.967=0.99（见课程设计手册P，表1-7）其中：1为V带的传动效率2为轴轴承效率3为齿轮传动效率4为轴轴承效率为联轴器效率为卷筒效率7为卷筒轴承效率得a=0.960.990.970.990.990.960.990.86电动机的输出功率：PddPWa其中PW为工作机（即输送带）所需功率其中：PW=Tnw9

6、550nw=70010895500.96=8.246Kwnw=VD=1.703.140.30108Rmin-1（卷筒转速）工作机的效率w=0.96（见课程设计手册P，表1-7）所以Pd=PWa=8.2460.869.6Kw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（Kw） 11 满载转矩（rmin） 1460额定转矩（Nm） 2.2 最大转矩（Nm） 2.3Y132S-4二、电动机的外型尺寸（mm）A：254B：210 C：108 D：42 E：110 F：12 G：37 H：160 K：AB：330 AC：325AD：255HD：3

7、85 BB：270L：6004（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ia=nmn=146010813.52（见课程设计手册P188，表13-2）二、减速器各级传动比分配ia=i1i2ia=13.52=3.384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=KaP=1.211kW=13.2kW（2）选带型号根据Pc=13.2kW,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S

8、PZ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d1=125mmd21H（电机中心高符合要求）5从动带轮直径d2=id1=3.38125=422.5mm，取d2=425mm（4）验算带速V=n1d1601000=1460125601000-1（5）从动轮带速及传动比2n1460-1，i=d2=d1425125=3.4（6）确定V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距0.7da1+da2a02da1+da2所以385a01100取a0=800mm由式（13-2）得带长L0=2a0+2(d1+d2)+(d2-d1)24a0=(2800+2(125+425)+

9、(425-125)24800)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：aa0+Ld-L20=(800+2500-24922)mm=804mm（7)验算小带轮包角1由式（13-1）得1180-d2-d1a57.3=158.6120合适（8）确定SPZ型窄V带根数Z由式（13-15）得Z=Pc(P0+P0)KKL查表13-4知单根SPZ带的基本额定功率P0=3.28kW6查表13-6知单根SPZ带的基本额定功率的增量式P0=0.23kW由1=158.6查表13-7用线性插值法求得K0.95查表13-2得KL=1.07，由此可得Z=13.

10、2(3.28+0.23)0.951.07,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F02.5zvK213.22.549.560.952用在轴上的压力FQ=2ZF0sin1=(24288sin158.62)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

11、材料及确定许用应力小齿轮采用40MnB调质,齿面硬度为241286HBS,Hlim1=700MPa,FE1=590MPa(表11-1),大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度为241269HBS，Hlim2=600MPa，FE2=510MPa(表11-1)，由表11-5，取SH=1.15，SF=1.35H1=Hlim1SH=7001.15MPa=609MPaH2=Hlim2SH=6001.15MPa=522MPaF1=FE1SF=5901.35MPa=437MPa8F2=FE2SF=5101.35MPa=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

12、），齿宽系数d=1.0（表11-6）小齿轮上的转矩6Pn1610.4544295取ZE=188.9(表11-4）d13()u=3(4+1)4(5221.0)5mm=89.4mm齿数取Z1=30,则Z2=303.98120。故实际传动比i=12030=4模数m=d1z1=89.430=2.98齿宽b=dd1=1.089.4mm=89.4mm,取b2=90mm,b1=95mm按表4-1取m=3mm,实际的d1=zm=303mm=90mm,d2=1203mm=360mm中心距a=d1+d22=90+3602mm=225mm(3)验算轮齿弯曲强度齿形系数YFa1=2.（图11-8）YSa1=1.63(

13、图11-9）YFa2=2.13YSa2=1.82由式（11-5）F1=2KT1YFa1YSa12=25MPa=122MPaF1=437MPa9F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=1222.131.822.61.63MPa=112MPaF2=378MPa，安全（4）齿轮的圆周速度V= d1n1601000=3.149042960000=2.02m/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 z1=30,z2=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

14、质处理。查表14-1知强度极限B=650MPa,屈服极限S=360MPa,弯曲疲劳极限-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：dC3pn按扭转强度初估轴的直径,查表14-2得c=118107,取c=112则:从动轴：dC3pnmm=112310.04107mm=51mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=55mm3、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0.015A-B0.015A-B0.010.0050.8R11.

15、60.010.80.0051.61.60.012A2M8-6H122B4/12.53.23685R1801231003491）、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Y55112Y55112GB/T5843-2003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

16、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=65mm4)选择轴承型号.由表

17、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）确定各段轴的长度段：d1=55mm 长度取L1=100mmII段:d2=86mm 长度取L2=90mmIII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10mmL3=5+10+11.5+11.5=38mm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,L4=90-5=85mm段直径d5=78mm. 长度L5=

18、12mm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=137mm4、轴的强度校核按弯矩复合强度计算从动齿轮分度圆直径d2=360mm,此段轴直径 d=70mm1)绘制轴受力简图（如图a）齿轮所受转矩T=9550Pn=955010.04107Nmm=896Nm作用在齿轮上的圆周力：Ft=2T/d=28.96105/360N=4978N径向力：Fr=Fttan200=4978tan200=1812N该轴两轴承对称，所以LA=LB=2)求垂直面的支承反力LFAY=FBY=12Fr=121812=906N求水平面的支承反力FAZ=FBZ=12F

19、t=124978N=2489N3)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=FAZL/2=248968.510-3=170.5Nm4)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=181.4Nm6)绘制扭矩图 （如图e）转矩：T=9550（P/n）=896Nm7)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=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=181.42+(0.6896)21/2=567.4Nm8）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B=650MPa，由表14-3查得-1b=60MPa，则e=Mec0.1d3=567.40.170310-9Pa=16.6MPa-1b=60MPa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B=650MPa,屈服极限S=360MPa,弯曲疲劳极限-1=300MPa2、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=118107,取c=112则主动轴：dC3pnmm=1123