机械设计课程设计减速器计算说明书

目录目录 (1)设计原始数据 (1)第一章传动装置总体设计方案 (1)1.1 传动方案 (1)1.2 该方案的优缺点 (1)第二章电动机的选择 (3)2.1 计算过程 (3)2.1.1 选择电动机类型 (3)2.1.2 选择电动机的容量 (3)2.1.3 确定电动机转速 (3)2.1.4 二级减速器传动比分配 (4)2.1.5 计算各轴转速 (4)2.1.6 计算各轴输入功率、输出功率 (5)2.1.7 计算各轴的输入、输出转矩。

(5)2.2 计算结果 (6)第三章带传动的设计计算 (7)3.1 已知条件和设计内容 (7)3.2 设计步骤 (7)3.3 带传动的计算结果 (9)第四章齿轮传动的设计计算 (10)4.1高速级齿轮传动计算 (10)4.2低速级齿轮传动计算 (14)第五章轴的结构设计 (19)5.1 初步估算轴的直径 (19)5.2 初选轴承 (19)5.3 轴的各段直径和轴向尺寸 (20)5.4 联轴器的选择 (21)第六章轴、轴承及键联接的校核计算 (22)6.1 轴强度的校核计算 (22)6.1.1 轴的计算简图 (22)6.1.2 弯矩图 (22)6.1.3 扭矩图 (23)6.1.4 校核轴的强度 (23)6.2 键联接选择与强度的校核计算 (24)第七章箱体的结构设计以及润滑密封 (25)7.1 箱体的结构设计 (25)7.2 轴承的润滑与密封 (26)设计小结 (27)参考文献 (28)设计原始数据第一章传动装置总体设计方案1.1 传动方案传动方案已给定，外传动为V带传动，减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。

方案简图如1.1所示。

图 1.1 带式输送机传动装置简图展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，故要求轴有较大的刚度。

1.2 该方案的优缺点该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。

齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。

高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。

原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

第二章 电动机的选择2.1 计算过程2.1.1 选择电动机类型按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V ，Y 型。

2.1.2 选择电动机的容量电动机所需的功率为kW Fvp p aawd ηη==由电动机到运输带的传动总效率为5423421ηηηηηη⋅⋅⋅⋅=a式中1η、2η、3η、4η、5η分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。

取=1η0.95（带传动），=2η0.98（角接触球轴承），=3η0.97（齿轮精度为 7 级），=4η0.99（弹性联轴器），=5η0.96（卷筒效率，已知），则：5423421ηηηηηη⋅⋅⋅⋅=a =0.83所以ad Fvp η==10.57 kW根据机械设计手册可选额定功率为11 kW 的电动机。

2.1.3 确定电动机转速卷筒轴转速为Dvn π100060⨯==52.52 min /r取 V 带传动的传动比4~21='i ，二级圆柱齿轮减速器传动比20~82='i ，则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为80~16='a i 。

故电动机转速的可选范围为⨯=⋅'=')80~16(n i n a d52.52 =840 —8403 r/min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y160M-4，将总传动比合理分配给 V 带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。

表2.1 电动机主要技术参数电动机型号为Y160M-4，主要外形尺寸见表 2.2。

图2.1 电动机安装参数 表2.2 电动机主要尺寸参数2.1.4 二级减速器传动比分配按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比21)5.1~3.1(i i =,取214.1i i =，得==i i 4.11 3.14所以==12i i i 2.242.1.5 计算各轴转速Ⅰ轴 ==1i n n m370.14 m in /rⅡ轴 ==112i n n 117.84 m in /r Ⅲ轴 ==223i n n 52.52 m in /r 卷筒轴 ==34n n 52.52 m in /r 2.1.6 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率Ⅰ轴 1P =d P 1η=10.04 KW Ⅱ轴 2P =1P 2η3η=9.54 KW Ⅲ轴 3P =2P 2η3η=9.07 KW 卷筒轴 =4 P 3P 2η4η=8.80 KW 各轴输出功率Ⅰ轴 1P '=d P 2η=9.84 KW Ⅱ轴 2P '=1P 2η=9.35 KW Ⅲ轴 3P '=2P 2η=8.89 KW 卷筒轴 4P '=3P 2η=8.62 KW 2.1.7 计算各轴的输入、输出转矩。

电动机的输出转矩d T 为=⨯=mdd n p T 61055.969.11 mm N ⋅ Ⅰ轴输入转矩=⨯=11611055.9n p T 258.98 mm N ⋅ Ⅱ轴输入转矩=⨯=22621055.9n p T 773.29 mm N ⋅ Ⅲ轴输入转矩=⨯=33631055.9n p T 1649.26 mm N ⋅卷筒轴输入转矩=⨯=44641055.9n p T 1600.12 mm N ⋅ 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98。

2.2 计算结果运动和动力参数计算结果整理后填入表 2.3中。

表 2.3 运动和动力参数计算结果第三章 带传动的设计计算3.1 已知条件和设计内容设计V 带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P ；小带轮转速1n ；大带轮带轮转速2n 与传动比i 。

3.2 设计步骤（1）确定计算功率ca p查得工作情况系数K A =1.1。

故有： ca p ==D A P K 11.62 kW （2）选择V 带带型 据ca p 和n 选用A 带。

（3）确定带轮的基准直径d d 并验算带速1）初选小带轮的基准直径d d ，取小带轮直径1d d =90mm 。

2）验算带速v ，有： 10006001⨯⨯⨯=n d v d π=6.88 m/s因为6.88 m/s 在5m/s —30m/s 之间，故带速合适。

3）计算大带轮基准直径2d d=⨯=1d 2d i d d 360mm 取2d d =355mm （4）确定V 带的中心距a 和基准长度d L 1)初定中心距a 0=534mm 2)计算带所需的基准长度22121004)()(22a d d d d a L d d d d d -+++≈π=1800mm选取带的基准长度d L =1800mm 3）计算实际中心距 20d d L L a a -+≈≈534m 中心局变动范围：=-=d a a 015.0m in 507.00 mm =+=d a a 03.0m ax 588.00 mm （5）验算小带轮上的包角=⨯--=︒︒ad d d d 3.57)(18012α151.56 ︒>120︒（6）计算带的根数z1）计算单根V 带的额定功率r P 由=1d d 90mm 和=0n 1460.00 r/min 查得 P 0=1.07KW据n 0=1460.00 r/min ，i=3.944444444和A 型带，查得 ∆P 0=0.17KW查得αK =0.92，L K =1.01，于是： r P =(0P +∆0P )⨯L K ⨯αK =1.15 KW 2）计算V 带根数z ==rcaP p Z 10.09 故取11根。

（7）计算单根V 带的初拉力最小值min 0)(F查得A 型带的单位长质量q=0.1kg/m 。

所以 2m in 0)5.2(500)(qv vz K P K F ca+⨯⨯-⨯=αα=136.60 N应使实际拉力0F 大于min 0)(F （8）计算压轴力p F 压轴力的最小值为：min )(p F =2sin )(2m in 0aF z=2913.24 N3.3 带传动的计算结果把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。

表 3.1 带传动的设计参数第四章 齿轮传动的设计计算4.1高速级齿轮传动计算选用斜齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBS 。

齿轮1齿数17，齿轮2齿数54，初选螺旋角︒=14β。

按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径3211][12⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥H EH d t t Z Z u u T K d σεφα其中：t K ——载荷系数，选=t K 1.6d φ——齿宽系数，取=d φ1αε——端面重合度，21αααεεε+=，查得=1αε0.75，=2αε0.84，则=αε 1.59u ——齿轮副传动比，=u 3.14H Z ——区域系数，查得=H Z 2.433E Z ——材料的弹性影响系数，查得=E Z 189.821MPa[]H σ——许用接触应力，[][][]221H H H σσσ+=查得齿轮1接触疲劳强度极限=1lim H σ700MPa 。

查得齿轮2接触疲劳强度极限=2lim H σ650MPa 。

计算应力循环次数：（设两班制，一年工作300天，工作20年）h jL n N 1160=81097.1)2030082(119.3460⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=782109.921097.1⨯=⨯=N查得接触疲劳寿命系数=1HN K 0.93，=2HN K 0.95取失效概率为%1，安全系数=S 1，得：[]==SK H HN H 1lim 11σσ651MPa[]==S K H HN H 2lim 22σσ617.5MPa则许用接触应力[][][]221H H H σσσ+==634.25MPa有=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+≥3211][12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα71.87 mm 圆周速度=⨯=10006011n d v t π 1.54 s m /齿宽==t d d b 1φ71.87 mm模数==11cos z d m t nt β4.10 mm ==nt m h 25.29.23 mm=h b /7.79纵向重合度==βφεβtan 318.01z d 1.35计算载荷系数K ：已知使用系数=A K 1；根据=v 1.39 s m /，7级精度，查得动载系数=v K 1.04；用插值法查得7级精度、齿轮1相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数=βH K 1.42 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数=βF K 1.3； 查得齿间载荷分配系数==ααF H K K 1.2； 故载荷系数==βαH H v A K K K K K 1.78按实际载荷系数校正所算的分度圆直径==311tt K Kd d 42.27 mm 计算模数n m ：==11cos z d m n β4.25 mm 按齿根弯曲强度：[]32121cos 2FSaFa d n Y Y z Y KT m σεφβαβ⋅≥ 计算载荷系数==βαF F v A K K K K K 1.62根据纵向重合度=βε 1.35 ，查得螺旋角影响系数=βY 0.88 计算当量齿数==β311cos z z v 18.61 ==β322cos z z v 59.11 查取齿形系数：查得=1Fa Y 2.84 ，=2Fa Y 2.28 查取应力校正系数： =1Sa Y 1.54，=2Sa Y 1.727 查得齿轮1弯曲疲劳极限=1FE σ625MPa 查得齿轮2弯曲疲劳极限=2FE σ625MPa 取弯曲疲劳寿命系数=1FN K 0.93，=2FN K 0.95 计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数=S 1.4，得[]==SK FE FN F 111σσ415.18 MPa[]==SK FE FN F 222σσ424.11 MPa计算齿轮1的[]F SaFa Y Y σ并加以比较[]=111F Sa Fa Y Y σ0.0105[]=222F Sa Fa Y Y σ0.0093齿轮2的数值大 则有：[]=⋅≥32121cos 2FSaFa d n Y Y z Y KT m σεφβαβ 2.53 mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数=n m 3mm ，已可满足弯曲强度。