减速器机械设计课程设计

1、课 程 设 计减 速 器 设 计 说 明 书学院： 机电学院 专业： 机械工程自动化 班级： 110105 姓名： 学号： 指导老师： 设计时间： 2014-1-52014-1-10 目录一 设计任务书 3 二. 传动装置总体设计 3三 电动机的选择 5 四 V带设计 7五带轮的设计 9六齿轮的设计及校核 9七高速轴的设计校核 14八低速轴的设计和校核 20九 .轴承强度的校核 28十键的选择和校核 29十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择 31十二. 箱体的设置 32十三. 减速器附件的选择 33十四.设计总结 35十五。参考文献 36一任务设计书题目A：设计用于带式运输机的传动装置二. 传动装置总体设计设计工作量：1.减速器装配图一张（A3） 2.零件图（13） 3.设计说明书一份个人设计数据： 运输带的工作拉力 T(N/m)_850_ 运输机带速V（m/s） _1.60_卷筒直径D（mm） _270_已给方案三选择电动机1传动装置的总效率：=122345式中：1为V带的传动效率，取1=0.96；22为两对滚动轴承的效率，取2=0.99；3为一对圆柱齿轮的效率，取3=0.97;为

2、弹性柱销联轴器的效率，取4=0.99；5为运输滚筒的效率，取5=0.96。所以，传动装置的总效率=0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.859电动机所需要的功率 P=FV/=850*1.6/（0.8591000）=1.58KW2卷筒的转速计算 nw=60*1000V/D=60*1000*1.6/3.14*500=119.37r/min V带传动的传动比范围为;机械设计第八版142页一级圆柱齿轮减速器的传动比为i23，5；机械设计第八版413页总传动比的范围为6，20；则电动机的转速范围为716,2387;3选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y100L1-4型电动机。额定功率2.2KW，满载转速1430（r/min）,额定转矩2.2（N/m）,最大转矩2.3（N/m） 4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比ia=n/nw=1430/119.37=12.00式中：为电动机满载转速；为工作机轴转速。取V带的传动比为i1=3，则减速

3、器的传动比i2=ia/3=4.00;5计算传动装置的运动和动力参数6.计算各轴的转速。O轴：n0=1430 r/min;轴：n1=n1/i01=1430/3=476.67 r/min;轴：n2=n2/i12=115.27 r/min卷筒轴：n3=n2=115.27 r/min7.计算各轴的功率O轴：P0=2.2(KW);轴：P1=P1=2.20.96=2.11(KW);轴P2=P123=2.110.990.97=2.03(KW);III轴（卷筒轴）的输入功率：P3=P22=2.030.980.99=2.00(KW)8计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T1=9550P1/n1=95502.11/476.67=42，27Nm轴的转矩：T2=T1*i1*1*2=68.5*3*0.96*0.99=168.18 Nm轴的转矩：T3=T2i2*23=195.36.760.990.97=165.70Nm 第二部分 传动零件的计算四.V型带零件设计 1.计算功率： -工作情况系数，查表取值1.3;（机械设计第八版156页）-电动机的额定功率2.选择带型根据，n=1430,可知选择B型； （机械设计第

4、八版157页）由表86和表88取主动轮基准直径 则从动轮的直径为 3.验算带的速度=7.5m/s机械设计第八版157页V带的速度合适4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩根据0.7(+)2(+)，初步确定中心矩（机械设计第八版152页）=600mm5.计算带所需的基准长度：= =1828.3mm机械设计第八版158页由表82选带的基准长度=2000mm6.计算实际中心距a=685.85mm 机械设计第八版158页验算小带轮上的包角= 7.确定带的根数ZZ （机械设计第八版158页）由， 查表84a和表84b得 =1.32，=0.11，Pca=3.9查表85得：0.955,查表82得：1.07，则Z=2.77 取Z=3根8.计算预紧力（机械设计第八版158页）查表8-3得q=0.10（kg/m）则Fo=145.8N9.计算作用在轴上的压轴力863.51N （机械设计第八版158页）五.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径，采用孔板式。六齿轮的设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；（1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2).减

5、速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；(3).选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。(4).选小齿轮的齿数为24，则大齿轮的齿数为246.76=97.36，取=972按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即 （机械设计第八版203页）选用载荷系数=1.3计算小齿轮传递的转矩由表10-7选定齿轮的齿宽系数；（机械设计第八版205页）由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa3.计算应力循环次数=60476.671（2436510）=2.5；（机械设计第八版206页）=2.51/4.057=取接触疲劳寿命系数=0.89, =0.895;机械设计第八版207页4.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得=534=492.25机械设计第八版205页5.计算接触疲劳许用应力。1)试算小齿轮分度圆

6、的直径，带入中较小的值=2.32 =49mm(1)计算圆周的速度=1.22mm/s(2)计算齿宽b=149mm=49mm(3)计算齿宽和齿高之比。模数=2 mm齿高=4.5 mm=10.89(4）计算载荷系数。根据V=1.22mm/s;7级精度，可查得动载系数=0.6；（机械设计第八版194页）直齿轮 =1;可得使用系数 =1;机械设计第八版193页用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.422； 机械设计第八版196页由10.68，=1.423 可得=1.35故载荷系数=0.8538 （机械设计第八版192页）(5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。=42.5mm(6）计算模数m。=1.7；取m=26按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式 ；机械设计第八版201页（1）确定公式内各计算数值1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa; 大齿轮的弯曲强度极限=380 Mpa 机械设计第八版209页2）查表可得弯曲疲劳寿命系数=0.86, =0.87；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得= =307.14 Mpa= =236.14

7、Mpa计算载荷系数K = =0.816查取齿形系数。查得 2.65 2.06机械设计第八版200页6)查取应力校正系数。查表可得 = 1.58 =1.97机械设计第八版200页计算大，小齿轮的并加以比较。=0.0159= =0.0172大齿轮的数值大。（2）设计计算。 =1.84对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数2.3并就近圆整为标准值m=2，按接触强度计算得的分度圆直径=48 mm，算出小齿轮数 = =24大齿轮的齿数=244.057=97这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费4.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径=m=48mm= m=194mm(2)计算中心距=120mm（3）计算齿轮的宽度48 mm七轴的设计与校核高速轴的计算。（1）选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS220抗拉强度极限B650MPa屈服强度极限s360MPa弯曲疲劳极限1270MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=60MPa 二初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知= 476.7 r/min; =2.11(KW)；查表可取=115；

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