减速器机械设计课程设计.docx

二级减速器课程设计

2012级机械设计制造及其自动化专业
学号： 2012211061
姓名： 刘昌豹
班制单
1111111111111111111111111111111111111111111111111111111111111111111111111111111111111111
专业： 机械设计制作及其自动化
指导老师： 王伟

1
第一章 任务书 2
1.1课程设计的目的 2
1.2.2 已知条件 3
第二章 传送装置设计方案 3
2.1. 组成 3
第三章 电动机的选择 4
3.1 电动机的选择 4
3.2 传动比的计算及分配 6
3.3 传动装置的运动、动力参数计算 7
第四章 传动件的设计计算 8
4.1 减速器外传动件的设计计算 8
4.2 减速器内传动件的设计计算 12
4.2.1 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 12
4.2.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 19
第五章 轴的计算与选择 24
5.1轴的初步计算 24
5.2中轴的计算与设计 26
5.3低速轴的计算和设计 27
第六章设计总结 29

2

第一章 任务书
1.1课程设计的目的
这次的课程设计的题目是二级减速器的设计。通过设计二级齿轮减速器，学习机械设计的基本过程、步骤，规范、学习和掌握设计方法，以学习的各种机械设计，材料，运动，力学知识为基础，让我们对本专业的各种知识能够做到相应的应用。并不仅仅只是了解了书本上面的知识，会做题目而已，更重要的是能够应用相应的知识能够设计出一个优秀的作品，同时也锻炼了我们的亲身了解设计过程中遇到的种种问题和解决的方法，能够让我们更好思考、分析最优方案，等等。
1.2课程设计的任务书
1.2.1 运动简图

1.2.2 已知条件
1.工作条件：室内工作，有粉尘，环境最高温度35度，设计铸工车间的砂型运输设备。该传送设备的传动系统有电动机、减速器和输送带组成。每日两班制（每班制8小时/天，即两班制为16小时/天），工作期限为10年（每年计300天）。
2：检修间隔：每四年大修一次、两年一次中修，半年一次小修；
3：动力来源：电力，三相交流，电压380/220V.
4：输送带速度的允许误差：±5%
5：制造条件：一般机械厂制作，小批量生产。
6：已知条件：输送带轮直径d=300mm,输送带运行速度v=0.94m/s,输送带轴所需拉力F=6000N。
第二章 传送装置设计方案
2.1. 组成
由于带传动的承载能力较低，传递相同转矩时结构尺寸较大，但传动平稳，能缓冲吸震，因此，应将其布置在高速的一端。
直齿圆柱齿轮相对于带传动有一定的冲击，所以放在传动装置的速度低的一端。
故该机器包括原传动机、传动装置、工作机三部分组成，而且结构紧凑，匀称、强度和刚性号，便于操作和维修。
特点
齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。
确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案。

第三章 电动机的选择
3.1 电动机的选择
[1]《机械设计课程设计手册(第3版)》，吴宗泽、罗盛国主编，高等教育出版社出版
电动机的选择见表3-1。
表3-1 电动机的选择
计算项目
计算及说明
计算结果
1、选择电动机的类型
根据用途选用Y系列（IP44）一般用途全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。具有防止灰尘、铁屑或者其他杂物侵入电动机内部之特点，B级绝缘，工作环境温度不超过+40℃，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、运输机、搅拌机、农业机械等。[1]

2、选择电动机功率
1.工作机卷筒上的所需功率
PW=FV1000=6000×0.941000=5.64KW
2.电动机的输出功率
Pd=Pwη
其中：
Pd是为工作机实际需要的电动机的输出功率。
Pw是为工作机需要的输入功率。
η是传动装置的总效率。
且传动装置的总效率的公式
η=η0η1η2…..ηn
其中η0、η1、η2、ηn分别为传动装置中每一传动副（齿轮、蜗杆、带或链）、每对轴承、每个联轴器的效率，根据已知的条件选
η0－带传动效率：0.96
η1－每对轴承传动效率：0.99×0.99×0.99=0.97 有简图可知共有三对轴承
η2－圆柱齿轮的传动效率：0.98×0.98=0.96 有简图可知共有两队直齿轮
η3－联轴器的传动效率：0.98
η4—卷筒的传动效率：0.96
所以传动装置的总效率
η=η0η1η2η3=0.96×0.97×0.96×0.98×=0.88
所以电动机的输出功率
Pd=Pwηη4=5.640.88×0.96=6.68KW
因载荷比较平稳，电动机额定功率Pw只需要稍大于Pd即可，按下表中Y系列的电动机数据，选电动机的额定功率7.5Kw
PW=5.64KW

3、确定电动机的转速

确定电动机的转速
nw=60×1000vπD=60×1000×0.94π300=59.84r/min
有机械设计课程设计手册表14-2得V带的传送比2~4，二级减速器的传动比为9~25则总的传动比范围为
i总=i带i减 =2~4×9~25=18~100
电动机的转速范围为
n总=nwi总=59.84×18~100=1077.12~5984r/min
电动机型号
额定功率/kW
满载转速/（r/min）
堵转转矩
最大转矩
质量
/kg
同步转速/（r/min）
额定转矩
额定转矩
Y132S2-2
7.5
2900
2.0
2.3
70
3000
Y160M-6
7.5
970
2.0
2.0
119
1000
Y132M-4
7.5
1440
2.2
2.3
81
1500
Y160L-8
7.5
720
2.0
2.0
145
720

由上表可知，符合要求的电动机同步转速有720 r/min 、1000r/min、1500 r/min、3000 r/min.但是电动机的转速范围为1077.12~5984r/min，且3000 r/min.的电动机的转速太高。故选用1500 r/min的电动机进行试算。其满载转速为1440 r/min。型号为Y132M-4。

3.2 传动比的计算及分配
传动比的计算及分配见表3-2。
表3-2 传动比的计算及分配
计算项目
计算及说明
计算结果
1、总传动比
i总=nmnw=144059.84=24.06
其中nm是电动机的满载转速、nw是电动机的工作转速、i总是传动比
i总=24.06

2、分配传动比
根据传动比的范围，取带传动的传动比i带=3、则减速器的传动比
i减=i总i带=24.063=8.02
高速级传动比
i高=（1.3~1.4）i减=（1.3~1.4）×8.02=3.22~3.353
取i高=3.25
则低级的传动比
i低=i减i高=8.023.25=2.46

i带=3

i减=8.02

i高=3.22~3.353
i高=3.25

i低=2.46

3.3 传动装置的运动、动力参数计算
传动装置的运动、动力参数计算见表3-3。
表3-3 传动装置的运动、动力参数计算
计算项目
计算及说明
计算结果
1、各轴转速
n0=nm=1440r/min
n1=n0i带=14403=480r/min
n2=n1i1=4803.25=147.69r/min
n3=n2i2=147.692.46=59.84r/min
nw=n3=59.84r/min
n0=1440r/min
n1==480r/min

n2=147.69r/min
2、各轴功率
P1=P0η0-1=P0η带=7.5×0.96=7.2kW
P2=P1η1-2=P1η轴承η齿轮=7.2×0.99×0.98=6.99kW
P3=P2η2-3=P1η轴承η齿轮=6.99×0.99×0.98=6.78kW
PW=P3η3-4=P1η轴承η联轴器=6.78×0.99×0.98=6.58kW

P1=7.2kW

P2=6.99kW

P3=6.78kW

PW=6.58kW
3、各轴转矩
T0=9550P0n0=9550×7.51440=49.74N∙m
T1=9550P1n1=9550×7.2480=143.25N∙m
T2=9550P2n2=9550×6.99147.69=451.99N∙m
T3=9550P3n3=9550×6.7859.84=1082.04N∙m
TW=9550PWnW=9550×6.5859.84=1050.12N∙m
T0=49.74N∙m

T1=143.25N∙m

T2=451.99N∙m

T3=1082.04N∙m

TW=1050.12N∙m

第四章 传动件的设计计算
4.1 减速器外传动件的设计计算
减速器外传动只有带传动，故只需对带传动进行设计。带传动的设计计算如下。

基本参数选择如图

计算结果及选择如图

校核结果如图

输出结果
项目
结果
项目
结果
传递功率/kw
7.5
小轮直径/mm
125
小轮转速/(r/min)
1440
大轮直径/mm
355
大轮转速/(r/min)
480
线速度 /(m/s)
9.42
实际传动比
2.84
基准长度/mm
1800
传动比误差
5.30%
带长修正系数
0.95
工况系数
1.1
中心距 /mm
510
设计功率/kW
8.25
小轮包角/°
154.59
轮槽类型
B
包角修正系数
0.94
带根数
4(3.54)
额定功率/kW
2.15
最大功率/kw
9.33
功率增量/kW
0.47
预紧力 /N
197.86
压轴力 /N
1544.14

小轮轴的选择：根据功率选的电动机的型号是Y132M-4。查机械设计课程设计课本表12-3或者表12-4可知轴的直径为38mm。故小带轮的轮毂的直径选38mm。可得小带轮的简图。

4.2 减速器内传动件的设计计算
4.2.1 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算

选择结果

更改设计结果：小齿轮加宽8 mm
更改设计结果：中心距选用第一系列标准。模数为3是第一系列不需要更改
校核

输出结果
项目
结果
项目
结果
设计传递功率 /kW:
6.68
小轮接触疲劳许用应力 /MPa:
708.07
小轮最高转速 /(r/min):
1440
小轮接触疲劳极限应力 /MPa:
840
小轮最大扭矩 /(N.mm):
44301.39
小轮计算弯曲应力 /MPa:
66.98
预期工作寿命 /h:
48000
小轮弯曲疲劳许用应力 /MPa:
454.46
第Ⅰ公差组精度(运动精度) :
7
小轮弯曲疲劳极限应力 /MPa:
305
第Ⅱ公差组精度(运动平稳性):
7
小轮材料及热处理方式 :
合金钢调质
第Ⅲ公差组精度(接触精度) :
7
小轮齿面硬度 /HV10 :
360
名义传动比 :
3.25
小轮节圆直径 /mm:
94.4882
实际传动比 :
3.23
小轮齿根圆直径 /mm:
86.9882
使用系数 :
1.35
小轮齿顶圆直径 /mm:
100.4882
动载系数 :
1.15
小轮齿顶圆齿厚 /mm:
2.1542
接触强度齿间载荷分配系数 :
1.8
重合度 :
2.6641
接触强度齿向载荷分布系数 :
1.21
大轮齿数z2 :
97
弯曲强度齿间载荷分配系数 :
1.8
中心距 /mm:
200
弯曲强度齿向载荷分布系数 :
1.16
大轮齿宽b2 /mm:
32
支承方式 :
对称支承
大轮变位系数x2 /mm:
0
传动方式 :
闭式传动
大轮分度圆直径 /mm:
305.51
齿面粗糙度Rz /μm :
320.00%
大轮计算接触应力 /MPa:
405.82
润滑油运动粘度V40/(mm^2/s):
22
大轮接触疲劳许用应力 /MPa:
463.62
小轮齿数z1 :
30
大轮接触疲劳极限应力 /MPa:
550
小轮齿宽b1 /mm:
40
大轮计算弯曲应力 /MPa:
68.55
小轮变位系数x1 /mm:
0
大轮弯曲疲劳许用应力 /MPa:
318.56
螺旋角 (°):
17.7304
大轮弯曲疲劳极限应力 /MPa:
210
小轮分度圆直径 /mm:
94.49
大轮齿面硬度 /HV10 :
210
齿轮法向模数mn /mm:
3
大轮材料及热处理方式 :
碳钢调质
小轮计算接触应力 /MPa:
405.82
大轮节圆直径 /mm:
305.5118
啮合角 (°):
20.9129
大轮齿根圆直径 /mm:
298.0118
极限传递功率 (kW):
8.71802
大轮齿顶圆直径 /mm:
311.5118

大轮齿顶圆齿厚 /mm:
1.868

高速小齿轮结构简图：
高速大齿轮结构简图：

4.2.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
如图

结果
更改

校核

输出结果：
项目
结果
项目
结果
设计传递功率 /kW:
6.78
小轮接触疲劳极限应力 /MPa:
840
小轮最高转速 /(r/min):
147.69
小轮计算弯曲应力 /MPa:
84.09
小轮最大扭矩 /(N.mm):
438411.54
小轮弯曲疲劳许用应力 /MPa:
454.42
预期工作寿命 /h:
48000
小轮弯曲疲劳极限应力 /MPa:
305
第Ⅰ公差组精度(运动精度) :
7
小轮材料及热处理方式 :
合金钢调质
第Ⅱ公差组精度(运动平稳性):
7
小轮齿面硬度 /HV10 :
360
第Ⅲ公差组精度(接触精度) :
8
小轮节圆直径 /mm:
160.4676
名义传动比 :
2.46
小轮齿根圆直径 /mm:
147.9678
实际传动比 :
2.45
小轮齿顶圆直径 /mm:
170.4678
使用系数 :
1.35
小轮齿顶圆齿厚 /mm:
3.6315
动载系数 :
1.06
重合度 :
2.5769
接触强度齿间载荷分配系数 :
1.1
大轮齿数z2 :
76
接触强度齿向载荷分布系数 :
1.29
中心距 /mm:
276.936
弯曲强度齿间载荷分配系数 :
1.1
大轮齿宽b2 /mm:
56
弯曲强度齿向载荷分布系数 :
1.22
大轮变位系数x2 /mm:
0
支承方式 :
对称支承
大轮分度圆直径 /mm:
393.4
传动方式 :
闭式传动
大轮计算接触应力 /MPa:
468.44
齿面粗糙度Rz /μm :
3.2
大轮接触疲劳许用应力 /MPa:
477.04
润滑油运动粘度V40/(mm^2/s):
22
大轮接触疲劳极限应力 /MPa:
550
小轮齿数z1 :
31
大轮计算弯曲应力 /MPa:
84.96
小轮齿宽b1 /mm:
62
大轮弯曲疲劳许用应力 /MPa:
317.19
小轮变位系数x1 /mm:
0
大轮弯曲疲劳极限应力 /MPa:
210
螺旋角 (°):
15
大轮齿面硬度 /HV10 :
210
小轮分度圆直径 /mm:
160.47
大轮材料及热处理方式 :
碳钢调质
齿轮法向模数mn /mm:
5
大轮节圆直径 /mm:
393.4044
小轮计算接触应力 /MPa:
468.44
大轮齿根圆直径 /mm:
380.9049
小轮接触疲劳许用应力 /MPa:
695.02
大轮齿顶圆直径 /mm:
403.4049
极限传递功率 (kW):
7.03106
大轮齿顶圆齿厚 /mm:
3.529

啮合角 (°):
20.6469

低速小齿轮的结构简图
低速大齿轮结构简图

第五章 轴的计算与选择
5.1轴的初步计算
计算项目
计算及其说明
结果
1、确定最小直径
大带轮的轴的选择：由于大带轮是与齿轮相连接的。所以选择大带轮的轴的直径的时候要考虑的就要多一点了。由公式
d≥C3Pn
其中d是轴的直径。C是所限的材料的系数。在这里材料选的是45钢，故其系数C=112.P是功率。n是转速.
d≥C3Pn=112×36.99480=27.62mm

d=27.62mm

2、结构设计
⑴轴段1：又因为轴上要有一个键槽要把轴的强度削弱。故要把轴的直径加大7%。又因为轴上要有轴肩，且轴上连接有齿轮，而且轴的直径要为5的倍数。故初略的估计要选择
d1=d×1+%7=27.62×1.07=28.48mm
⑵考虑到轴承的轴颈太小。满足不了减速器的预期寿命。故d1=30带轮轮毂的宽度为
(1.5~2.0)d1=1.5~2.0×30=45~60mm
⑶密封圈与轴段2：宽度L带轮=50mm轮毂的宽度要短一点取L带轮=48mm
⑷有轴肩的高度，一般的来讲轴肩要高出2~3mm故L带轮=34~36mm又因为轴的直径是5的倍数 所以d2=35mm
⑸轴段3与轴段7：因为是采用的斜齿轮所以是存在轴向力的，所以轴承是选用球轴承，由机械设计课程设计手册表6-6选轴承的内径d=40mm,外径D=80mm，宽度B=18，内圈定位轴肩直径da=47mm,外圈定位内径Da=73mm。a=17.所以
d3=40mm. L3=33mm.又因为轴段7和轴段3是在同一轴上说以d7=40mm，. L7=33mm.
⑹轴段4与轴段6：该段可以略大于轴肩的直径d4=d6=48mm,同理可得
L6=7.
L4=118
⑺齿轮与轴段5：该段齿轮要装上齿轮，为了方便安装。d5应略大于d3，初定为50mm且L5=75mm

d1=30

L带轮=48mm

d2=35mm

L3=33mm
d3=40mm
L7=33mm
d7=40mm
d4=d6=48mm
L6=7mm
L4=118mm
L5=75mm

⑻轴段2的长度：轴段2的长度不仅与零件相关。还与轴承做宽度级轴承盖等零件有关。故初步应选择为75

L2=75mm

高速轴的零件图

5.2中轴的计算与设计
1. 中间轴上的功率P3=6.78kW，转速n2=147.69r/min
转矩T2=451.99N∙m

2．初定轴的最小直径 选轴的材料为４５钢，调质处理。
根据机械设计课本表16.2，取C=112，于是由下式初步估算轴的最小直径
d≥C3Pn=112×36.78147.69=40.10mm

这是安装轴承处轴的最小直径
4．根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（ 1 ）初选型号7209的角接触球轴承　参数如下
　d×D×B=45×85×19　,da=52mm　,Da=78基本额定动载荷Cr=36.8kN　,基本额定静载荷C0r=27.2 故d1=d7=45mm。轴段1和7的长度与轴承宽度相同,故取l1=l7=19mm，d2=d6=da=52mm，l2=l6=25mm ,
( 2 )轴段3上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装, d3应略大与d2,可取d3=55mm。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度l3应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽b2=62mm，取l3=60mm。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度h=7%d3,取d4=60mm, l4=1.4h ,故取l4=5mm
( 3)轴段5上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, d5应略大与d6,可取d5=55mm。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度l5应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽b1=32mm，取l5=30mm。

中轴的设计简图

5.3低速轴的计算和设计
1． 输入功率PW=6.58 kW　转速n2=60.04r/min　
转矩T2=1082.04N∙m

2．初定轴的直径
根据机械设计课本表16.2，取C=112，于是由下式初步估算轴的最小直径
d≥C3Pn=112×36.5859.84=53.66mm

这是安装带轮处轴的最小直径d带，取d带=d1=55mm，查机械手册可得到安装在带轮孔的轴的长度：
l1=4×d带6+0.1dz1+9.5=90.40mm，为保证链轮与箱体的距离，取l1=95mm
3．轴的设计
（1）轴段2和轴段7用来安装轴承，根据d1=55mm，初选型号7212的深角接触球轴承，
参数基本：d×D×B=60×110×22 ，da=69mm　Da=101mm　基本额定动载荷Cr=58.2kN　基本额定静载荷C0r=58.2kN。由此可以确定：
d2=d7=60mm l2=l7=22mm
（2）为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段3和6的直径应根据7212的角接触球轴承的定位轴肩直径da确定,即d3=d6=da=69mm，取l6=20mm
( 3)轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装, d5应略大与d6,可取d5=75mm。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度l5应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽b=56，取l5=50mm。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度h=7%d3,取d4=85, l4=1.4h ,故取l4=8mm。
(4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取l3=75mm

高速轴的结构简图

第六章设计总结
在做这个机械设计课程设计之前我对《机械设计》这门课的认识只是处在狠表面的一种程度，当自己实际动手去设计的时候才发现自己学得知识太少，就算一些知识老师在上课的时候讲了自己也懂了，但是到正正的去用的时候也是不会用。通过了这次的课程设计让我知道了光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题， 必须要靠自己学习，还要结合自己的实际的操作。
我的这次的课程设计中还存在着存很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于我对机械设计这门课的了解程度以及一些知识的不了解的原因。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。第一，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。第二，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，autoCAD的画图水平有所提高，以及对一些基本的电脑的工作软件的输入、排版的技巧也有所掌握，第三，就是让我对《机械设计》这本书产生了更加深刻的了解。这些应该是我最大的收获。还有就是，仔细的态度在设计中是非常重要的，因为这也是我的一个缺点。性子太急，做事毛毛躁躁，所以在做课程设计的过程中进场产生错误。以至于产生了好多的错误。前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。让我了解了自己的性子有待磨练。
总之,通过了这次的课程设计极大的提高了我对《机械设计》这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了一些国家标准的使用，并且让我们把自己在课堂上的所学的知识全部都用到了这次是课程设计上面，强化了我们对这些知识的理解，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，这些能力的提升有助于帮助我们在以后的学习或者生活中能够更好的提高自己，能够更好的生存，或者工作。

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