机械设计减速器说明书

重庆电子工程职业学院

机械设计基础课程设计

设计题目：一级圆柱直齿轮减速器

学生：文海涛 系部：机电工程系

学号：********** 班级：数控082

指导教师：***

装订交卷时间：2009年1月7日

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机械设计基础课程设计说明书

目录

机械零件课程设计任务书…………………………………3 一、 二、 三、 四、 五、 六、 七、 八、 九、 十、 十一、十二、

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电动机的选择……………………………………4 计算传动装置的总传动比和分配传动比………6 计算传动装置的运动参数和动力参数…………7 带传动设计………………………………………8 齿轮传动设计……………………………………12 轴的设计…………………………………………16 键的设计与校核…………………………………25 轴承的选择与校核………………………………27 联轴器的选择……………………………………29 减速器的箱体设计………………………………30 减速器的润滑、密封和润滑油牌号的选择……32 参考资料………………………………………… 32

机械零件课程设计任务书

设计题目：带式传动机装置的一级圆柱齿轮减速器。 运动简图:

工作条件：传动平稳，传动带单向工作，每天工作24小时，使用年限5年，输送带允许误差为±5％. 原始数据：

已知条件 传送带工作拉力F／KN 传送带工作速度v／(m／s) 滚筒直径D／mm 数据 4.1 2.3 600 设计工作量：设计说明书一份；减速器装配图一张；减速器零件大齿

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轮图一张；轴一张，带轮一张。

一、电动机的选择

设计项目 （1）按已知工作要求和条件，选用Y型全封闭型笼 选电动机类型 型三相异步电机 计算及说明 主要结果 4

（2）工作机所需的电动机输出功率为： 选择电动机功率 查表得所以 由电动机至工作机之间的总效率(包括工作 机效率)为： w122345 之中1;2,3,4,5分别为带传动、轴承、齿轮 传动、联轴器、卷筒的效率。 10.96;20.99;30.97;40.993;50.96 所以 =12.043kw 由式pm(1~1.3)pd(1~1.3)12.04312.043~15.056kwpm15kw pm15kw nw74r/min 卷筒轴的工作转速为： 6010002.3 = 3.14600（3） =74r/min 确定按推荐的合理传动比范围，取V带传动的 5

电动机的转速 传动比,单级齿轮传动比，，故电动机 则合理总传动比的范围转速的可选范围为: ndinw(6~20)74444~1480r/min 符合这一范围的同步转速电动机有 Y160L-4和Y180L-6三种。 综合考虑选择Y180L-6型电动机，其额选Y180L-6择定功率是15kw；同步转速是1000r/min;满型电动机 载转速是970r/min;总传动比是10.2。

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二、计算总传动比和分配传动比

设计项目 计算及说明 主要结果 （1）计算 由选定电动机的满载转速nm和工作总传动比 机主动轴的转速nw可得传动装置的总传 动比为: inm970r/min13.2 nw74r/min i13.2 对于一级传动有： ii1i2 把总传动比合理地分配给各级传动比，限制传动件的圆周速度以减小动载荷，降低传动精度等级，在满足使传动装置结构尺寸较小、重量较轻和使各传动件的尺寸协调，结构匀称、合理、避免相互干涉碰撞的条件下取： i13 i24.4 i13 i24.4

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三、计算传动装置的运动和动力参数

设计项目 （1）各轴的转速 （2）各轴n2n1计算及说明 nm970323r/min i13n132373r/min i24.4主要结果 n1323r/min n273r/minnw73r/min nwn273r/min p1pd112.0430.9611.6kwp2p11211.60.960.9710.8kw的输入功率 pwp23410.80.960.99310.30kw p111.6kwp210.8kw pw10.30kw （3）各轴Td9550pd955012.043118.57N•m的转矩 nm970Td118.57N•mT1324.97N•mT21412.88N•mTW1347.47N•mp11.6T1955019550342.97N•mn1323p10.8T29550295501412.88N•m n273p10.30Tw9550w95501347.47N•mnw73 运动和动力参数的计算结果列与下表：

轴 参数 功率p/kw 转速n/r/min 12.043 970 11.6 323 10.8 73 10.30 73 电动机轴 1轴 2轴 滚筒轴 8

转矩T/N.m 传动比i 效率

118.57 3 0.96 324.97 4.4 0.97 1412.88 1347.47 1 0.99 四、带传动设计

设计项目 计算及计算 主要结果 （1）查参考资料1 ，查表9.21有kA1.2 确定计 则PCKAP1.212.04314.452kw 算功率 (2)选 择V带根据使用要求，选择普通A型V带 的型号 PC14.452kw 普通A型V带 9

(3)确 取dd140mmdmin75mm 1dd1140mm 所以大带轮dd2n1970dd1140421mm n23232 dd2425mm 取大带轮的标准值dd425mm 则实际传动比i1dd2dd14253.04 140 i13.04 i24.34 定带轮 所以i24.34 基准值 n2nn970319.07r/min i13.04从动轮与转速相对误差为： 319.073231.2%5%在允许范围内。 323（4）验算带速 vdd1n16010002.367m/s v2.367m/s 10

初定中心距为a=700mm ld2a ld2240mm 2(dd1dd2)(dd2dd1)24a03.14(425140)2 2700(425140)24700（5）初=2316.05mm 定中心取标准值为ld2240mm 距a和由参考资料1式（9.20）得实际中心距a为： 基准带aa0长 LdLd02a661.98mm 22402316.05(700)661.98mm 2中心距a的变动范围为： amina0.015Ld661.980.0152240628.38mm amaxa0.03Ld661.980.032307.2731.2mm amin628.38mm amax731.2mm （6）校 验小带轮包角 a1180dd2dd1a57.3155.33120  a1155.33 11

（7）确定V带根数Z 由式zpc得 (p0p)Kakl p01.64kw 根据dd1140,n1970查参考资料1表9.10用内插法得：p01.64kw 1p0kbn11ki由参考资料1表9.18查得 kb2.649103 kb2.6494103 kb2.649103 根据传动比i4.4查参考资料1表9.19 得 kb2.6494103 kl1.06 ka0.95 1p02.6491039601kw0.112kw 1.1373由参考资料1表9.4查的带长度修正系数kl1.06 Z=4 由参考资料1图9.12查得包角系数ka0.95得 普通带根数z6.0063.431 1.640.1120.951.06圆整得Z=4根 （8）单由参考资料1表9.1得q=0.1kg/m 根V带的初拉力 （9）带 轮轴上的压边FQ2F0zsin FQ483.381N 1000pc2.5(1)qv22zv0.97100012.0432.5(1)0.12.3672 242.3670.97483.381NFQ FQ1397.9N a1155.332260.334sin1397.9N 2212

力 （10）选用4根A-4000GB/T 11544_1997V带;4根轴上压力FQ为1397.9N；A-4000GB/T 设计结带基准长度2240mm；果 dd1140mm;dd2425mm 11544_1997V带 综上结果各参数列表如下： 参数 功率p/kw 转速n/r/min 电动机轴 12.043 970 1轴 11.6 319.08 2轴 10.8 73.52 滚筒轴 10.30 73.52 转矩T/N.m 传动比i 效率

118.57 324.97 1412.88 1347.47 3.04 0.96 4.34 0.97 1 0.99 13

五、齿轮设计

设计项目 计算及说明 主要结果 （1）选择因传递功率不大，选用软齿面齿轮组合，小齿轮材料齿轮用45钢正火，硬度为169～217HBS,及精度等大齿轮选用45钢调质。硬度为217～255级 ＨＢＳ，选齿轮精度等级为９级，要求粗糙度（２）按。 T13.47105N.m因两齿轮均为钢质齿轮，可应用参考资齿面接触料1式（11.23）： 疲劳强度设计 d3kT1(u1)3.17zE2()2duH确定相关参数： pT19.55106n1 1○转矩： 11.6 319.08 3.47105N.m9.551062○载荷系数K：查参考资料1表11.10 K=1.1 14

取 K=1.1 3○齿数和齿宽系数： 小齿轮的齿数取３０，则大齿轮的齿数z2iz14.3430130.2圆整取130 z130z2130 实际齿数比为u齿uuuz21304.33 z130数4.344.334.34比的误差为 d1 0.23%5% 因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面又为软齿面，由参考资料1表11.19选取d1. 4○许用接触应力： mn2.5mm由参考资料1图11.25查得 H1H2zn1hlin1snzn1hlin2sn1.06450477Mpa1 1.06580614.8Mpa1 由参考资料1表11.9查得5○确定模数： 由参考资料1表11.11查得zE18.98 d3kT1(u1)3.17zE2()2duH51.11.4510(3.361)3.17189.823()13.3647767.1mm 15

dcosB67.1cos14mn2.17mmz130 a206mm B13.86 由参考资料1表11.3取标准模数mn2.5mm 6○确定中心距和螺旋角： amn(z1z2)2.5(30130)206.1mm 2cosB2cos14圆整后去中心距为a206mm Barcosmn(z1z2)2.5(30130)arcos13.862a2206此值与初选值相差不大，不必重新计算。 （3）主要d1尺寸计算： mnz12.53077.25mm cosBcos13.86mz2.5130d2n2334.7mm cosBcos13.86 d177.25mmd2334.7mmb185mmbdd1177.2577.25mm 综合选择取b185mm b280mm b280mm 16

（5）按齿由参考资料1式（11.37）出，如根弯曲疲校核合格。 劳强度校确定有关参数与系数： 核 （1） 当量齿数 z13030cos3cos13.863 z2130zv2120cos3cos13.863zv1则 zv130 zv2120 YF12.5YF22.17 查参考资料1表（11.12）得 YF12.5YF22.17 YS11.64YS21.81 查参考资料1表11.13得 YS11.64YS21.81 Flin150mpaFlin200mpa 由参考资料1图11.26查得 Flin150mpa Flin200mpa 0.9 由参考资料1表11.9查得 由参考资料1图11.27查得由参考资料1式（11.16）可得： F1YN1Flin1103.8MPa sF138.5MPa F1103.8MP F2YN2Fli2sFF2138.5MP 故 17

F11.6KT1cos70MpaF1 2bmnz1YF2YS267.06mpaF2 YF1YS1F2F1（6）验算齿轮的圆周速度 齿根弯曲强度校核合格。 vd1n160100077.25319.086010001.29m/s 由参考资料1表11.21可知，选8级精度是合适的。 齿轮的齿顶圆直径为 da2d22ha334.7212.5339.7mm da2339.7mm 由于200mm结构。

所以采用腹板式六、轴的设计

低速轴设计

设计项目 计算及说明 主要结果 18

（1）由已知条件知减速器传递的功率属 选择于小功率，对材料无特殊要求，故选45轴的钢并经调质处理。由参考资料1第273材页表14.4查得强度极限δB= 637MPa。1表16.3得料，由参考资料确定[1b]=58.7Mpa. 许用应力。 19

(2)按根据参考资料1表16.2得C=107～扭矩118。又由参考资料1式（16.2）得d≥强度C3p=（107～118）310.8=56.4～估算轴径 n73.5262.3 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算的轴的最小直径加大3%～5%,由设计手册取标准直径d1=60mm d1=60mm 20

（3）由于设计的是单级减速器，可将齿轮 设计布置在箱体内部中央，将轴承对称安装 轴的在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。 结构要确定轴的形状，必须先确定轴上零 并绘件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从 制草轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或 图 轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿 轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮 的周向定位采用平键连接。轴承对称安 装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定， 周向采用过盈配合固定。 如图1：轴段①（外伸端）直径最小， d1=60mm;考虑到要对安装在轴段①上 的联轴器进行定位，轴段②上应有轴肩， 同时为能顺利在轴段②上安装轴承，轴d1=60mm 段②必须满足轴承内径的标准，因为齿 轮为斜齿，所以选角接触轴承，查参考 资料2附表四选7213AC型角接触轴 承。故取轴段②直径为d2=65mm;用相 同方法确定轴段③、④的直径 d3=68mm;d4=78mm;为了便于拆卸d2=65mm 左轴承，可查出7213AC型角接触的安d3=68mm 21

装高度为 2.5mm，取d5=72mm. d 4=78mm 齿轮轮毂宽度为85mm。轴段③的长度d5=72mm 应略短于齿轮轮毂宽度，取为83mm， 为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿l383mm 轮端面与箱体内壁间应留一定的间距， 取该间距为15mm,为了保证轴承安装 在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 18mm）,并考虑轴承的润滑，取轴承端 面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段 ④的长度取为26mm，轴承支点距离l426mm L=143mm;根据箱体结构及联轴器距轴L=143mm 承盖要有一定距离要求，取L1=82mm; 查阅有关的联轴器手册；L2=90mm;在L1=82mm 轴段①，③上分别加工出键槽，使两键L2=90mm 槽处于同一圆柱母线上，键槽的长度比 相应的轮毂宽度小约5～10mm,查表有轴段①上的键槽键宽b=14mm,键高h=9mm，键长L=36～160mm轴段③上的键槽键宽b=18mm,键高 h=11mm，键长L=50～200mm。 圆角r=2。轴环宽b=1.4，h=1.4×2.5=3.5mm.按计算结果画出轴的结22

构草图见（图1a）. 查表得： Ft2=2T121412.88==3876.32N d1260.6 Ft2=3876.32N Fr2=1537.95N (4)按Fr2= Ft2tann=1537.95N cos弯扭合成强度校核轴直径 Fa2= Ft2tan14°=966.43N FHA=FHB=Ft2=1936.49N 2Fa2=966.43N FHA =1936.49N MHI=118960.78 N.mm MHI=58094.69 I-I截面的弯矩为： MHI=4141.25m 136.5=118960.78N.mN.mm 2 II-II截面处的弯矩为： MHII=1936.4930=58094.69N.mm FVA=Ft2Fa2•d2－=22l966.4355260.6=132.96N 21531537.952×FVA=132.96N FVB=1404.99N － MVI左=9850.14 N.mm MVI=95957.01 N.mm 右FVB=Fr2－FVA=1404.99N I-I截面左侧弯矩为： MVI左= FVA•l=9850.14N.mm 2 I-I截面右侧弯矩为： MVI右=FVB•l=95957.01N.mm 2II-II截面处的弯矩为： 23

MVII= FVB×30=37630.2 N.mm M=MH2 MV2 MI左=11936.64 I-I截面: MI左=MMHI2VI左2N.mm =11936.64 N.mm 2MI=109279.64 N.mm 右 MI右=MHIMVI右2=109279.64 N.mm II-II截面: MII=M T=9.551062HIIMVII2=64423.01 N.mm T=114206N.mp6×10=9.55×m n 11.6=114206N.mm 970因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。 I-I截面: I右2MeI=138473.6 2 MeI=M（T）=138473.6 N.mm N.mm II-II截面: II2MEII=82634.2 2 MEII=M(T)=82634.2 N.mm N.mm 由图1可以看出，截面I-I, II-II所受转 矩相同，但弯矩MeI﹥MEII，且轴上还有键槽，故截面I-I可能为危险截面。但由于轴径d3﹥d2,故也应对截面II-II进行校核。 I-I截面: eI=7.8Mpa 24

eI=MeI=7.8Mpa W II-II截面: eII=MeII=5.9Mpa WeII=5. Mpa 查表14.2得[-1b]=58.7Mpa,满足e≤[-1b]的条件故设计轴有足够的强度，并有一定裕量。 因所设计轴的强度裕度不大，此轴不（5）必再作修改。 修改轴的结构 （6）绘制轴的零件图 绘制草图如下页所示：

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高速轴

设计项目 （1）由已知条件知减速器传递的功率属于小功选择率，对材料无特殊要求，故选45钢并经调轴的质处理。由参考资料1第273页表14.4材查得强度极限δB= 637MPa。由表16.3得 计算及说明 主要结果 料，[1b]=58.7Mpa. 确定许用应力。 (2)根据表16.2得C=107～118。又由式n 3按扭（16.2）得d≥C3p=（107～118）矩强度估算轴径 11.6=35.4～39.1 319.08 由设计手册取标准直径d1=38mm d1=38mm 27

（3）根据减速器的结构，由涉及低速轴的方法设计设轴的结构绘制草图 计高速轴得： d1=38;d2=45;d3=55;d4=60; d6=60;d7=55 L1=61; L3=16;L4=21; L5=85;L6=21;L7=16 d5=77.25; （4） 绘制草图 绘制草图如下：

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七、键的校核

设计项目 计算及说明 主要结果 C12×63 GB/1096-2003 （1）带1○ 选择键的型号C型 处的键 2○确定键的基本尺寸 轴径 d=42mm 由参考资料1第121页表8.1查得: b=12mm h=8mm、L=63mm 由表 8.2查得许用应力:[δjy]=130MPa δjy=4000T dhl4000145.16δjy = 42863δjy =32.6MPa＜[δjy] （满足） 3○写出键的型号： A12×63 GB/1096-2003 30

（2）联1○ 选择键的型号 A型 轴器处2○确定键的基本尺寸 轴径 d=28mm 的键 由参考资料1第121页表8.1查得: b=8mm、 h=7mm、 L=70mm 由表 8.2查得许用应力:[δjy]=130MPa δjy=4000T dhl4000454.23δjy = 28770 A8×70 GB/T1096-2003 C1670 GB/T1096-2003 ×δjy =123.6MPa＜[δjy] （满足） 3○写出键的型号： A8×70 GB/T1096-2003 （3）齿1○ 选择键的型号A型 轮处的2○确定键的基本尺寸 轴径 d=53mm 键 由参考资料1第121页表8.1查得: b=16mm h=10mm、L=70mm 由表 8.2查得许用应力:[δjy]=130MPa δjy=4000T dhl4000145.16δjy = 531070δjy =15.6MPa＜[δjy] （满足） 3○写出键的型号： C16×70 GB/T1096-2003

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八、滚动轴承的校核

设计项目 （1）低速轴：初选轴承用圆锥滚子轴承7213AC型轴承号; 的选高速轴：初选轴承用圆锥滚子轴承7009AC型择 计算及说明 主要结果 号. 低速轴 低速轴： Fr=3750N Fa=869N (2)计算Fr=FVa2FHa2=3486213832=3750N 轴承Fa=869N 32

的轴高速轴 高速轴： 向力Fr=FVa2FHa2=1743.01521254.342=2147.4N Fr=2147.4Fr Fa （3）由参考资料1第349页表17.8得X=1 轴承由参考资料1第350页表17.9得fp=1.2 的寿由参考资料1第351页表17.10得fT=1 Fa=869N N Fa=869N 命计由参考资料2 第315页附表4.4得Cr=26.5KN 算的Y=0 校核 低速轴 P=fp(X Fr+ Y Fa) P=1.2×(1×2147.4+0)=2576.4N 轴承的工作时间为： Lh=5×52×24×24=31200h 106ft.c1061265003Lh()()57575h60np603152576.4 Lh 所以选择7213AC是合格的。 Lh高速轴 P=fp(X Fr+ Y Fa) P=1.2×(1×2147.4+0)=4500N 轴承的工作时间为： 33

Lh=5×52×24×24=31200h 106ft.c1061258003Lh()()33774h 60np60934500Lh 所以选择7009AC是合格的。 Lh

九、联轴器的选择

设计项目 （1） 计算及说明 为缓和震动和冲击，选择弹性柱 主要结果 选择联轴器 销联轴器 (2) 选择联轴器 计算转矩： 由参考资料1第397页表19.1得 的型号 K=1.35 34