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1、减速器课程设计说明书完成本机械设计课程 设计说明书 姓名： 系别： 汽车系 班级： 学号： 指导老师： 目 录 一、 传动方案分析.2 二、 选择电动机3 三、 计算总传动比及分配各级的传动比5 四、 计算传动装置的运动和动力参数5 五、 V带传动设计计算.7 六、 直齿圆柱齿轮传动设计计算.11 七、滚动轴承的选择及校核计算 16 八、轴的结构设计计算 19 九、联轴器的选择计算 25 十、润滑与密封26 十一、参考文献28 十二、设计小结29 设计计算及说明 一、 传动方案分析 结果 机械设计课程设计题目：设计两级圆柱齿轮减速器 减速器工作条件：此减速器用于热处理车间两件清洗传送 带的减速
2、，此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。 传送方案如下图所示： 已知工作条件：鼓轮直径380mm，传送带运行速度0.80m/s， 传送带从动轴所需扭矩1050Nm 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鼓轮的转速，即： 601000vnw=pD=6010000.8p380r/min 40r/min一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总的传动比约为24或36，根据总传动比，可初步拟定以两级传动为主的多种传动方案。 nw=40r/min 设计计算及说明 二、 选择电动机 1、电动机类型选择
3、根据电源及工作机工作条件，选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。 2、电动机功率的选择 1）、工作机所需功率 pw=Tnw9550=1050409550kw4.40kW 结果 2）、电动机输出功率为pdpw=4.40kWPd=pwh32h=hhhh4传动装置的总效率123式中h1、h2、h3、h4为从动机至工作机之间的个传动机构和率h1=0.95，滚动轴承效率h2=0.99， 轴承的效率。查机械设计课程设计表2-4得：V带传动效 圆柱齿轮传动效率为h3=0.96，弹性联轴器传动效率h4=0.99。 则： h=h1h23h32h4=0.950.9930.9620.99=0.84 故 Pd=pw
4、h =4.400.80=5.24kw h=0.84 根据电动机输出功率pd=5.24kw，查表选择电动机的额定功率ped=5.5kw pd=5.24kW8/8/8/88/89*9/* 设计计算及说明 3）、电动机转速的选择 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由机械设计课程设计表2-1查得V带的传动比范围为结果 iv=24，单机圆柱齿轮传动比范围i2比i3=1，则发动机转速可选范围 =36,传送带传送 nd=nwivi2i2i3=7205760r/m 可见同步转速为750r/min,1000r/min,1500r/min 3000r/min的电动机均符合要求。由于3000r/m
5、in的电动机体积小，转速高，传动不平稳；而750r/min的电动机体积大、重量大、价格昂贵，因此初步选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表： 方电动机 案 型号 额定电动机转速电动功率r/min 机质kw 同步 满转 量kg 1 Y135s-4 5.5 1500 1440 68 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 84 由表中数据可知，两方案均可行。由于两级圆柱齿轮减速器的传动比要求在860范围内，相比之下，方案1比较适合，选定电动机型号为Y135s-4。 传动装置的传动比 总传V二级动比 带 减速器 36 3 12 24 3 8 设计计
6、算及说明 结果 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、传动装置总传动比 i1=nmnwnmnw=96040144040=24i2=36 i2=2、分配各级传动比 =36 i1=24 取V带传动的传动比为iv=3，则两级减速器的传动比为: iz=i2i=363=12,i=iizFsviF=1.3is 由上式可解得： iF=3.8iS=3.16iF=4.62,is=3.55 四、计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速 电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为III轴，则各轴转速分别为： n0=nm=1440r/minnI=n0ivnIiFn0=1440r/min =144
7、034804.62r/min=480r/min nI=480r/min nII=r/min=104r/min nII=104r/min nIII=nIIiS=1043.55r/min29.3r/min nIII29.3r/min 设计计算及说明 2、各轴输入功率 按电动机额定功率ped计算各轴输入功率即 结果 p0=ped=5.5kwp0=5.5kW pI=5.23kW pII=4.97kW pI=p0h1=5.50.95=5.23kW pII=pIh2h3=5.230.990.96=4.97kW pIII=pIIh2h3=4.970.990.96=4.72kW pIII=4.72kW 3、各
8、轴转矩 T0=9550P0n0PInI=95505.514405.23480Nm=36.50Nm T0=36.50NmTI=9550=9550Nm=104.06NmTI=104.06NmTII=9550PIInIIPIIInIII=95504.97104Nm=456.38Nm TII=456.38NmNm=1540.5Nm TIII=1540.5NmTIII=9550=95504.7229.34、各轴输入转速、功率、转矩如下表所示： 项目 电动机轴 转速r/min 1440 功率kW 5.5 转矩Nm 36.50 高速轴 480 5.23 104.06 中间轴 104 4.97 456.38
9、低速轴 29 4.72 1540.5 设计计算及说明 五、V带传动设计计算 电动机转速n0=nm=1440r/min，带轮所连减速器高速轴I轴转速为nI=480r/min，传动装置输入功率为p=pd=5.24kW结果 。 1、求计算功率pc 由机械设计基础查表13-8得kA=1.1，故计算功率为： pc=kAp=1.15.24kW=5.72kW pc=5.72kW 2、选择V带型号 根据pc=5.72kW，n0=1440r/min，由机械设计基础查图13-15得坐标点位于A型界内，故初选普通A型V 带。 2、计算大、小带轮基准直径d1、d2 由机械设计基础查表13-9可知，d1应不小于80mm
10、，现取d1=90mm。 由i=n0nII=n0nId1=90mm d2d1(1-e)d1(1-e)得 d2= =144048090(1-0.02)mm =264.6mmd2=265mm 取 d2=265mm 设计计算及说明 4、验算带速V v=结果 pd1n0601000601000m/s =3.149014406.78m/sv=6.78m/s 带速在525m/s范围内，符合要求 5、求V带基准长度Ld和中心距a 初步选取中心距 a0=1.5(d1+d2)=1.5(90+265)mm=532.5mm a0=532.5mm L0=1651.8mm 取a0=540mm，符合0.7(d1+d2)a0
11、120设计计算及说明 故包角a1合适 7、计算V带根数z 由z=pc(p0+Dp0)KaKL结果 a1=164o ，而n0=1440r/min， d1=90mm。 查机械设计基础表13-3得 p0=1.07kW 带传动的传动比 iv=d2d1(1-e)26590(1-0.02) =3查机械设计基础表13-2得 KL=1.01 查机械设计基础表13-5得 DP0=0.17kW， 查机械设计基础表13-7得 Ka=0.95， 由此可得 z=5.72(1.07+0.17)0.951.01 4.8取5根V带，即z=5 8、求作用在带轮轴上的压力FQ 查机械设计基础表13-1得 z=5 q=0.1kg/
12、m 由式F0= 500Pc2.52(-1)+qv得 zvKa设计计算及说明 F0=5005.7246.78(2.50.95结果 2-1)+0.16.78N=177N 作用在轴上的压力FQ F0=177N FQ=2zF0sina121642o=(25177sin=1752N)N FQ=1752N9、带轮结构设计 小带轮设计制造成实心式带轮 大带轮设计制造成腹板式带轮 见机械设计基础223页 设计计算及说明 六、直齿圆柱齿轮传动设计计算 减速器中速级齿轮传动比为iF=4.6，中速轴转速nI=480r/min结果 ，传动功率为PI=5.23kW，支持圆柱齿轮采用软齿面制造。 1) 选择材料及确定许用
13、应力 小齿轮用40MnB调质，齿面硬度241-286HBS， sHlim1=750MPa,sFE1=600MPa；大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度为241-269HBS，sHlim2=630MPa，sFE2=510MPa 查机械设计基础表11-5取SH=1.1,SFsH1=1.25 sHlim1SH=7501.16301.1MPa=582MPa sH1=582MPa sH2=sHlim2SHMPa=573MPa =sH2=573MPa sF1=sFE1SF=6001.255101.25MPa=480MPa sF1=480MPa sF2=sFE2SF=MPa=408MPasF2=408MP
14、a 2、按齿面接触疲劳强度设计 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fd=0.8表11-6）,小齿轮上的转矩 TII=9.5510=(9.5510=10.351066PnII)Nm5.234804Nm设计计算及说明 结果 取ZE=188(机械设计基础， 2KT3d1fdu+1u(ZEZHsH4)2=321.510.35100.84.6+14.6(1882.5573)mm 2=68.25mmd168.25mm z1=28 齿数取z1=28,则z2=4.628=129 d1z168.2528z2=129mm=2.4mm 模数 m=齿宽 b=fdd1=(0.868.25)
15、mm=54.6mm 取 b2=55mm，b1=60mm 查表取模数m=2.5mm,实际： d1=z1m=(282.5)mm=70mmd2=z2m=(1292.5)mm=323mm d1+d2270+3232b1=60mmb2=55mmm=2.5mmd1=70mm d2=323mm 中心距 a=mm=196.5mm a=196.5mm 3、验算轮齿弯曲强度 齿形系数YFa1=2.62，YFa2=2.14图11-8）齿根修正系数YSa1=1.63，YSa2=1.85 设计计算及说明 sF1=2KTIIYFa3YSa3bmz142结果 21.510.35102.621.63552.5282MPa =
16、369.5MPasF1=480MPasF2=sF1=369.5YFa2YSa2YFa1YSa12.21.832.621.63MPasF1=480MPa =348.3MPas=408MPaF1 故轮齿弯曲强度在安全范围内，符合强度要求 4、齿轮的圆周速度 v=pd1n1601000=3.1470480601000m/s=1.76m/s sF4=408MPa 对照机械设计基础表11-2，选用8级精度制造是合宜的。 5、齿轮的结构设计 1）、小齿轮分度圆直径为d1=70mm，齿顶圆直径da=75mm，齿根圆半径df=63.75mm。由于小齿轮直径接近高速轴直径，故做成齿轮轴，结构如下图所示： v=1
17、.76/s 设计计算及说明 2）、大齿轮分度圆直径为265mm，齿顶圆直径270mm，齿根圆只 直径258.75mm，齿宽为50mm，做成腹板式齿轮，如下图所示： 结果 3）、低速即两齿轮得结构设计 a、小齿轮分度圆直径为132mm,齿顶圆直径为140mm,齿根圆直径为122mm，模数为m=4mm，齿数z=33，齿宽b=85mm，由于小齿轮直径在100mm150mm之间，故把小齿轮做成实心式；结构如下图所示： 设计计算及说明 b、大齿轮分度图直径为372mm，齿顶圆380mm,齿根圆362mm,齿宽b=80mm，模数m=4mm,由于大齿轮分度圆直径较大，故大齿轮做成腹板式齿轮，结构和高速级大齿
18、轮相似，基本尺寸如下： 结果 4.减速器低速级齿轮传动比为iF=4.6中速轴转速nII=104r/min，传动功率为PII=5.23kW，支持圆柱齿轮采用硬齿面制造。 5、选择材料及确定许用应力 小齿轮用40MnB表面淬火，齿面硬度241-286HBS， sHlim1=750MPa,sFE1=600MPa；大齿轮用ZG35SiMn表面淬sHlim2=630MPa，sFE2=510MPa 火，齿面硬度为241-269HBS，查机械设计基础表11-5取SH=1.1,SF=1.25 sH1=sHlim1SH=7501.1MPa=582MPa sH2=sHlim2SH=6301.1MPa573MPa
19、sH1=582MPa sF1=sFE1SF=6001.255101.25MPa=480MPa sH2573MPa sF2=sFE2SF=MPa=408MPasF1=480MPa 6、按齿面接触疲劳强度设计 sF2=408MPa 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fd=0.5表11-6）,小齿轮上的转矩 TII=9.5510=(9.5510=10.351066PnII)Nm5.234804Nm取ZE=188(机械设计基础， 2KTIIu+1uZEZHsHd13fd2=321.548100.844.6+14.6(1882.5573)mm 2=68.25mmd168.2
20、5mm z1=28 齿数取z1=28,则z2=4.628=129 d1z168.2528z2=129模数 m=mm=2.4mm 齿宽 b=fdd1=(0.868.25)mm=54.6mm 取 b2=55mm，b1=60mm 取模数m=2.5,实际： d1=z1m=(282.5)mm=70mmd2=z2m=(1293)mm=323mm d1+d2270+3232b1=55mm b1=60mmm=2.5 d1=70mm d2=323mm 中心距 a= =mm=196.5mm a=196.5mm 7、验算轮齿弯曲强度 齿形系数YFa1=2.62，YFa2=2.14图11-8）齿根修正系数YSa1=1
21、.63，YSa4=1.8 sF3=2KTIIYFa3YSa3bmz14221.527.9102.621.63553282MPa =257.9MPasF=576MPasF2=sF1=151.6YFa2YSa2YFa1YSa1MPa2.141.852.621.63F2=87.1MPas=408MPa 故轮齿弯曲强度在安全范围内，符合强度要求 8、齿轮的圆周速度V2=V3，低速齿轮的圆周速度 v=pd1n1601000=3.1470480601000m/s1.76m/s 对照机械设计基础表11-2，选用9级精度制造是合宜的。 9、齿轮的结构设计 1）、小齿轮分度圆直径为d1=70mm，齿顶圆直径da
22、=75mm，齿根圆直径df=75.5mm。模数m=3,齿厚b4=60mm 2）大齿轮4分度圆直径d4=264mm，齿顶圆直径da=270mm，齿根圆直径df=256.5mm。模数m=3，齿厚b4=60mm 设计计算及说明 结果 七、滚动轴承的选择及校核计算 由条件知，减速器工作期限十年，两班制工作，则轴承的预计寿命为Lh=121016300=24000hLh=24000h 、对高速轴上滚动轴承的选择及核计算 1、高速轴滚动轴承的选用深沟球轴承，如图所示 2、对轴承进行受力分析计算 轴承在减速器工作时，只受到径向反力，而高手轴径向反力和圆周力均作用其上，径向反力的合力即为轴承所受到的径向力。 1
23、）、径向力作用时 由 Ft=2径向力 TIId1=210.3510704N2975N得 Ft2975N Fr=Fttana=2975tan20=1076.2N受力如下图所示： oFr=1076.2N l1=58mm， l2=153mm F1V=Frl2l1+l2=1076.215358+153NF1V780N 780N设计计算及说明 结果 F2V=Fr-F1V=(1076.2-780)N=296.3N2)、圆周力作用时，受力如图所示： F2V=296.3NF1H=Ftl2l1+l2=295715358+153N=2144NF1H=2144N F2H=Ft-F1H=(2957-2144)N=91
24、3N则作用于轴承的反力分别为 F2H=913N 2Fr1=780F1V2+F1H22Fr1=2281.5N +2144N=2281.5NFr2=F2V22+F2H22Fr2=959.9N 296.3+913N =959.9N 由轴承只受到径向载荷作用，故 P=Fr1=2281.5N1P1=1684.5N P2=Fr2=959.9N P1、P2分别为左右两轴承所受当量动载荷。 P2=959.9N3）、计算所需的径向基本额定动载荷Cr 因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P1P2, 设计计算及说明 结果 载荷，查机械设计基础表16-9得fp=1.5，工作 温度正常，查表16-8得ft=1，故：
25、 1fpP160n Cr1=(6Lh)3ft10 1 1.51684.560480=(24000)3N 6110 =22.3kN故应以轴承的径向当量动载荷P1为计算依据，因受中等冲击 Cr1=22.3kN4、由机械设计手册轴承查得型号为6208的轴高速轴I：型号为6208轴承 承符合强度要求，因此高速轴上轴承选用6208型号轴承。 中间轴II：型号为6208轴承 、中间轴II上的轴承选用型号为6208轴承； 低速轴III：型 低速轴III上的轴承选用型号为6013的轴承。 号为6013的轴承 见机械设计手册轴承 设计计算及说明 结果 八、轴的结构设计计算 高速轴的机构设计计算 由于高速轴上的齿
26、轮直径接近于轴径，故将轴设计为齿轮轴。 1、高速轴的结构如下图所示： 2）、轴的转矩 TII=9.5510=(9.5510=10.3510齿轮上的受力 圆周力：Ft=2TIId166PnII)Nm5.234804Nmm=10.35NmFt=2957N =2957N 径向力：Fr=Ft=1076.3N 轴的受力如下图所示： Fr=1076.3N设计计算及说明 结果 设计计算及说明 结果 3）、a、求垂直面的支承反力 F1V=Frl2l1+l2N1076.315358+153F1V=576N =780NF2V=Fr-F1V=(1076.3-780)N=296.3N b、求水平面的支承反力 F2V=
27、218.5NF1H=Ftl2l1+l2N295715358+153=2144NF2H=Ft-F1HF1H=2144N=(2957-2144)N=913N C、FQ力在支点产生的反力 F2H=913NF1F=FQl3l1+l2N175210358+153=885.2NF2F=FQ(l1+l2+l3)l1+l258+153F1F=885.2N1752(58+153+103)=2607.2NF2F=2607.2N设计计算及说明 结果 d、绘垂直面的弯矩图 MaV=F2Vl2-3=(296.315310=45.3NmMaV1)NmMaV=45.3Nm-3=F1Vl1)Nm=(7805810=45.2N
28、mMaV1=45.2Nm-3e、绘水平面的弯矩图 MaH=F1Hl1)Nm =(21445810=124Nmf、FQ力产生的弯矩图 MaH=124NmM2F=FQl3=(175210310)Nm=180Nma- a截面反力产生的弯矩图为 -3MaF=F1Fl2-3M2F=180Nm )Nm =(885.25810=51.34Nmg、求合成弯矩图 Ma=(MaV)+(MaH)+MaF2222MaF=51.34Nm =(45.3+124+51.34)Nm=132.2NmMa=132.2Nm 设计计算及说明 结果 Ma1=(MaV1)+(MaH)+MaF2222=(45.2+124+51.34)Nm
29、=132.2NmMa1=132.2Nm M2=M2F=100Nm M2=180Nm h、q求轴传递的转矩 T=Ftd1270210-3=2160Nm 104.1Nmi、求危险截面的当量弯矩 a-a截面最危险，其当量弯矩为 Me=Ma+(aT) 2 轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数a=0.6，代入上式得 Me=(132.2)+(0.6104.1)Nm=139.8Nmj、计算危险截面处轴的直径 22Me=139.8Nm 轴的材料选用40MnB调质处理，由机械设计基础表14-1查得sB=750MPa，表14-3查得s-1b=70MPa，则： dM3e-1b0.1s3=31339.8100.1
30、60mm d29mm=29mm设计计算及说明 结果 由于轴做成齿轮轴，齿根圆直径df=63.75mm。因 df28mm，故轴的设计尺寸符合要求。 2、轴II和轴III的结构设计如下图： 轴II： 轴III: 设计计算及说明 结果 九、联轴器的选择计算 1、低速轴与工作机鼓轮轴用联轴器连接，由于弹性柱销联轴器结构简单，更换柱销方便，缓和冲击，吸收振动，故选用弹性柱销联轴器。 2、求计算转矩 轴III转矩为TIII=1531.91Nm 由机械设计基础表17-1查得工作机为输送机时，工作情况系数KA=1.5，故计算转矩为 Tc=KATIII=(1.51531.91)Nm =2297.87Nm3、确定
31、型号 由机械设计、机械设计基础课程设计表17-4查得符合轴直径为50mm的联轴器选取型号为HL4弹性柱销联轴器，其公Tc=2297.87Nm称转矩Tn=1250Nm，轴材料为钢时，许用转速为4000r/min，允许的轴孔直径在4056mm之间，故能满足工作机与减速器联联轴器型号为接工作需要，从而确定联轴器型号为HL4联轴器50112 HL4GB5014-85 联轴器50112GB5014-85 设计计算及说明 结果 十、润滑与密封 1、箱体内齿轮的润滑 圆柱齿轮减速器的轴I、轴II、轴III的转速分别为nI=480r/min，nII=104r/min，nIII=29.3r/min，4个齿轮的
32、分度圆直径分别为d1=70mm，d2=323mm，d3=132mm， d4=372mm。 pd由n=601000v得v=npd601000则4个齿轮的分度圆速度分别为 v1=nIpd1601000=4803.1470601000=1.76m/s v1=1.76m/s v2=nIIpd2601000nIIpd3601000=1043.143236010001043.14132601000=1.76m/s v2=1.76m/s v3=0.72m/s v3=0.72m/s v4=nIIIpd4601000=29.33.14372601000=0.57m/s v4=0.57m/s 由机械设计、机械设计
33、基础课程设计表16-2查得闭式 齿轮传动润滑油运动粘度(v40C)的值。高速级齿轮传动所需润o滑油运动粘度为220mm2/s；低速级传动所需润滑油运动粘度为 330mm/s，故减速器齿轮润滑所需的平均润滑运动粘度(v40oC)为： 2v40oC=220+3302mm/s=275mm/s 22v40oC=275mm/s 2设计计算及说明 结果 选用中负荷工业齿轮油油代号为N320的齿轮润滑油。各齿轮的速度代号为N320的齿轮润滑油 均小于12m/s,故采用油池润滑。 采用油池润滑 3、轴承润滑密封 三对轴承选用由于三对轴承的速度均较低，故采用脂润滑。三对轴承选用代号为ZGN69-2的滚代号为ZG
34、N69-2的滚动轴承脂进行润滑。滚动轴承的密封形动轴承脂进行润滑 式用毡圈密封形式进行密封。 采用脂润滑 由机械设计课程设计表16-1查得选用中负荷工业齿轮设 计 小 结 经过两周多时间的努力，终于把机械设计课程设计完整地做完了。在这次设计作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改，同一个数据有时候也要计算好几遍，通过两周多计算设计和画图终于把设计完整的做出来。 尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了带传动以及齿轮的设计步骤与方法;也对制图有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力。在这次设计中,我发现自己考虑问题不全面，考虑到了细节整体又没有考虑，还有就是对理论知识的不熟悉，理论和现实脱节，使得这次设计遇到了很多从来没有遇到过的问题。认清了自己的不足之处，对以后的学习以及工作有了很大的帮助。 参 考 文 献 1、王昆、何小柏、汪信远主编. 机械设计、机械设计基础课程设计. 北京：高等教育出版社，XX年 2、杨可帧、程光藴、李仲生主编. 机械设计基础.北京：高等教育出版社，XX年5月 3、成大先主编.机械设计手册、单行本、轴承.北京化学工业出版社，XX年1月
