减速器设计毕业设计论文定稿

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1、目录一、传动方案的拟定及说明3二、电动机选择4三、计算传动装置的总传动比并分配传动比6四、计算传动装置的运动和动力参数7五、传动件的设计计算9六、齿轮减速器设计12七、轴的设计计算19八、滚动轴承的选择及计算28九、键联接的选择30十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件选择32十一、联轴器的选择33十二、润滑方式的确定33十三、设计小结34十四、参考资料35课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。图1 带式运输机传动装置 图2 参

2、考传动方案课程设计的要求与数据已知条件： 1运输工作扭矩： ； 2运输带工作速度： 3卷筒直径： 4使用寿命： 10年； 5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳。 设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即一般常选用同步转速为或的电动机作为原动机，根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆柱直齿轮传动。二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132S

3、-4系列三项异步电动机。2电动机容量1、卷筒轴的输出功率 2、 电动机输出功率d 传动装置的总效率 式中联轴器效率； 轴承传动效率（球轴承）； 齿轮的传动效率，齿轮精度8级；卷筒的传动效率；则故3、电动机额定功率选取电动机额定功率4、电动机的转速查有关手册，取V带传动的传动比范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围：根据电动机所需容量和转速，由有关手册查出一种使用的电动机型号，此种传动比方案如下表： 电动机型号额定功率电动机转速传动装置传动比Y132S45.5同步满载总传动比V带减速器1500144032.972.53.633.63三、计算传动装置的总传动比

4、并分配传动比1）总传动比2）分配传动装置传动比： 式中，分别为带传动和减速器的传动比。 为使V带外廓尺寸不致过大，初步取（实际的传动比要在V带设计时，由选定大小带轮标准直径之比计算），则减速器的传动比： 3） 分配减速器的各级传动比。按同轴式布置，则四、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。各轴转速为电动机轴：轴： 轴： 轴： IV轴： 卷筒轴： 2、各轴输入功率电机轴：轴：轴：轴：IV轴：卷筒轴：3、各轴输入转矩T(Nm)电动机输出转矩：轴输入转矩：轴输入转矩：轴输入转矩：IV轴输入转矩： 卷筒轴输入转矩： 将计算结果汇总列表备用。

5、轴名功率转矩转速传动比效率电机轴5.536.4614402.60.96I轴5.2887.545763.630.99II轴5.2386.715763.630.96III轴5.02302.12128.681.000.96IV轴4.821053.1043.71卷筒轴4.721031.2543.711.000.96五、传动件的设计计算设计带传动的主要参数：已知带传动的工作条件：两班制（共16h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=5.5kw小带轮转速 大带轮转速，传动比。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按

6、选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行）1）、计算功率： =2)、选择V带型 根据、由机械设计选择普通B型带。3）、确定带轮的基准直径并验算带速v（1）初选小带轮的基准直径，取小带轮基准直径（2）验算带速v 因为5m/s10.55m/s30m/s,带轮符合推荐范围（3）计算大带轮的基准直径 ，初定=355mm（4）确定V带的中心距a和基准长度 a、 0.5 取 初定中心距=700mm b、由式8-22计算带所需的基准长度 =2+=2700+ 2193.66由表选基准长度=2240 mmC、计算实际中心距a+( -)/2700+(2240-2193.66)/2=723.17 mm（5

7、）验算小带轮包角 180-（-）/a60180-（355-140）/723.1760 162.16120包角满足条件（6）计算带的根数单根V带所能传达的功率 根据=1440r/min 和=140mm 用插值法求得=2.81kw单根v带的传递功率的增量 已知B带，小带轮转速=1440 r/min 得=0.46kw计算B带的根数包角修正系数=0.95带长修正系数=1.00=(+)=(2.81+0.46) 0.951.00=3.1065KWZ= =6.6/3.1065=2.124 故取3根.（7）计算单根V带的初拉力和最小值（8）计算带传动的压轴力=2Zsin(/2)=1120.52N（9）带轮的设

8、计结构A.带轮的材料为:HT200B. B带轮的结构形式为:腹板式.六、 齿轮的设计计算选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢 （调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度； 3）试选小齿轮齿数z123，大齿轮齿数z290；2.按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（109a）试算，即 1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选载荷系数Kt1.3（2） 计算小齿轮传递的转矩（3） 由表107选取齿宽系数（4） 由表106查得材料的弹性影响系数（5）由图1021d按齿面硬度查得小齿

9、轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa； （6）由式1013计算应力循环次数 (7)由图1019取疲劳寿命系数; (8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 2） 计算（1） 试算小轮分度圆直径d1t（2 （3）计算齿宽b（4） 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 （5） 计算载荷系数根据v=1.13m/s，7级精度，由图108查得动载系数；直齿轮，由表102查得使用系数由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，。由，查图1013得；故载荷系数（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10

10、10a）得 d1=mm= （7） 计算模数m3、 按齿根弯曲强度设计由式105 1）确定公式内的各计算参数（1） 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳极限（2） 由图1018取弯曲疲劳寿命系数;（3） 计算弯曲疲劳应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式1012得（4） 计算载荷系数K（5） 查取齿形系数 由表105查得 ；（6） 查取应力校正系数 由表105查得 ;（7） 计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大2） 设计计算取m=2.5；分度圆直径dt=63.3mm 则小轮齿数为 大齿轮齿数 4、 几何尺寸计算1） 计算分度圆直径 2） 计算中心距 3） 计算齿轮宽度

11、取B2=70mm；B1=80mm5、 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以 选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。二、 对于高速级，为了节约材料，将齿宽减小，具体参数如下： Z1=28 d1=70mm B1=80mm Z2=92 d2=230mm B2=70mm a=150mm 对其进行安全性校核计算，满足强度要求即可。1） 齿根接触强度校核 由，7级精度，查表108得；直齿轮 ；求： 由表104，； 由；查图1013得小齿轮：由表105查得大齿轮：由表105查得所以，按齿根弯曲强度校核，高速轴安全。2） 齿面接触强度校核 由标准直齿轮，由表1

12、06查得材料的弹性影响系数所以，所以小齿轮安全。由于，所以大齿轮也安全。故按齿面接触疲劳强度校核高速轴齿轮也安全。总传动比为 要求总传动比 符合要求。七、轴的设计一、 输入轴设计1、求输入轴上的功率p1、转速n1和转矩T1；2、求作用在齿轮上的力d1=65mm；3、 初步确定轴的最小直径 先按式152初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调制处理。根据表153，取，于是得 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4，

13、同时考虑点击轴外伸直径D=28mm，选型弹性柱销联轴器，其公称转矩为56000，故取，联轴器长度。结构设计（1）拟定配合方案：为了满足联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径。联轴器与轴配合的毂孔长度为62mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故1-2段的长度应比L略短一些，故取。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）课程设计表6-1中，标准精度级的深沟球轴承6208，其尺寸为，考虑到内部轴承的定位，故取。3）取安装齿轮处轴段4-5直径；齿轮左端与左端轴承之间用套筒定位，齿轮轮毂宽度

14、为70mm，为使套筒断面可靠地压在齿轮上，取，齿轮右端采用轴间定位，轴间高度，故取h=3mm，则轴简处直径，轴环宽度，取。4）轴端盖总宽度为12mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面距离为L=30mm，故。5）取齿轮距离箱体内壁距离a=10mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距内壁一段距离s=10mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按由表6-1查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为45mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选齿轮轮毂与轴的配合为，同样,半联轴

15、器与轴的连接选用平键为，配合，深沟球轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，选轴直径公差为m6。二、 输出轴 求输出轴上的功率p3、转速n3和转矩T3；2、求作用在齿轮上的力d3=230mm；4、 初步确定轴的最小直径 先按式152初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调制处理。根据表153，取，于是得 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4，选LX-4型滑块联轴器，其公称转矩为2500 000，联轴器的孔径，故取，联

16、轴器长度。4、 轴的结构设计（1）确定各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故1-2段的长度应比L略短一些，故取。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）课程设计表6-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6013，其尺寸为，。3）取安装齿轮处轴段4-5直径；齿轮左端与左端轴承之间用套筒定位，齿轮轮毂宽度为70mm，为使套筒断面可靠地压在齿轮上，取，齿轮右端采用轴间定位，轴间高度，故取h=4mm，则轴简处直径，轴环

17、宽度，取。4）取。5）取齿轮距离箱体内壁距离a=12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距内壁一段距离s=8mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按由表6-1查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为45mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选齿轮轮毂与轴的配合为，同样,半联轴器与轴的连接选用平键为，配合，深沟球轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，选轴直径公差为m6。三、 中间轴 1、求中间轴上的功率p2、转速n2和转矩T2；2、求作用在齿轮上的力d1=230mm；d2=65mm2、初步确定轴的最小直径 先按式

18、152初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调制处理。根据表153，取，于是得 3、轴的结构设计（1）确定各段直径和长度1）取1）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）课程设计表6-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6209，。2）取安装齿轮处轴段2-3直径；齿轮左端与左端轴承之间用套筒定位，齿轮轮毂宽度为70mm，为使套筒断面可靠地压在齿轮上，取，齿轮右端采用轴间定位，轴间高度，故取h=3mm，则轴简处直径，轴环宽度，考虑到与输入输出轴的配合，取。3）取齿轮距离箱体内壁距离a=12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确

19、定轴承位置时，应距内壁一段距离s=8mm。同理确定；（3）轴上零件的周向定位大齿轮、小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，由表6-1查得大齿轮平键截面，键槽用铣刀加工，长为96mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选齿轮轮毂与轴的配合为，同样,小齿轮与轴的连接选用平键为，配合，深沟球轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，选轴直径公差为m6轴的校核 通过分析，轴受力最复杂，较危险。一、轴受力分析：轴：大齿轮处：圆周力：径向力：小齿轮处：圆周力,径向力与大齿轮处相同，方向相反。二、.轴的校核：选轴校核。1、水平面：轴受力图如下：水平支承反力： 则有：水平受力和弯矩图（单位）：垂直受力：弯矩图：合

20、成弯矩图：转矩图：(单位都是N mm)由于扭转切应力为脉动循环变应力取则： 故轴的强度足够。 八、滚动轴承的选择及计算轴承寿命校核：选用轴承：高速轴： 深沟球轴承 6208 中间轴：深沟球轴承 6209 低速轴：深沟球轴承 6213（1）对轴承6208校核：查手册 基本额定动载荷： ， L=31年满足使用要求。（2）同理对轴承 6209校核。查手册 基本额定动载荷： =48.70年 满足使用要求。(3) ）对轴承 6213校核。查手册 基本额定动载荷： L33年 满足使用要求九、键的选择校核与联轴器LX2连接的键 d=30mm选用普通键与齿轮连接的键 普通键 与中间轴大，小齿轮连接的键 选用普

21、通键：轴外伸处键：齿轮处 键： 由表6-2，取 150MPa。1、 高速轴键的校核1） 高速轴外伸键 键： ；故满足要求2） 齿轮处键键：；故满足要求2、 中间轴键的校核1） 大齿轮处键：；故满足要求2） 小齿轮处键与大齿轮处相同 故满足要求3、 输出轴1） 轴外伸处键：；故满足要求。2） 齿轮处 键：； 十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件选择铸件减速器机体结构尺寸计算表减速器机体是用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度和良好的润滑及轴系可靠密封的重要零件。本设计减速器机体采用铸造机体，由铸铁HT150制成，铸铁具有较好的吸振性，容易切削且承压性能好。减速器机体才哟个割分式结构，其剖

22、分面与传动件平面重合。 查有关手册，铸铁减速器机体结构尺寸名称计算公式计算结果机座壁厚机盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度地脚螺钉直径轴承旁联接螺栓直径机盖与机座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径至外机壁距离查手册至凸缘边缘距离查手册轴承旁凸台半径查手册凸台高度H便于扳手操作为准外机壁距轴承座端面距离大齿轮顶缘与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机盖、机座肋厚轴承端盖外径 轴承旁联接螺栓距离十一、联轴器的选择查手册，减速器输入端联轴器选用型号LX2弹性柱销联轴器，输出端选用LX4弹性柱销联轴器。十二、润滑方式的确定因传动装置为轻型传动，且传速较低，故轴承采用脂润滑，齿轮采用浸油

23、润滑。十三、设计小结通过本次设计，我又系统地运用了所学的理论知识，并在实践中对所学加以巩固，将机械设计的很多知识得到了利用，同时熟练掌握了查手册和表格，尤其在手工绘图能力上有了很大的提高，还学会了使用word和公式编辑器时的一些技巧，在绘图和计算中遇到了很多问题，于是自己上图书馆查阅资料和问老师，在这要特别感谢老师的细心指导，才能将问题解决，提高了自己解决问题的能力。十四、参考资料1、机械设计（第2版） 孙志礼主编，东北大学出版社，2000；2、机械设计课程设计指导书（第3版） 吴宗泽 主编，高等教育出版社，1990；3、机械零件手册（第五版） 周开勤 主编，高等教育出版社，2001；4、材料力学（第4版） 刘鸿文 主编，高等教育出版社，2006.1；5、互换性和技术测量（第四版） 廖念钊等 主编，中国计量出版社，2001=32.97=3.63=3.63 V=10.55m/s=355mm=700m=2240 mm162.16B带取3根.=189.04N=1120.52N - 34 -