机械设计课程设计范例(减速器)

目录一、选择电动机二、确定传动装置的总传动比和分配传动比三、计算传动装置的运动和动力参数四、减速器的结构五、传动零件的设计计算六、轴的计算七、键的选择和校核八、轴承的的选择与寿命校核九、联轴器的选择十、润滑方法、润滑油牌号设计带式输送机传动装置参考传动方案：原始数据：题号7 参数运输带工作拉力F(kN) 2500运输带工作速度υ(m/min) 1.1卷筒直径D(mm) 400 已知条件:1．滚筒效率ηj=0．96(包括滚筒与轴承的效率损失)；2．工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳；3．使用折旧期 3年一次大修，每年280个工作日，寿命8年；4．工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度35℃；5．制造条件及生产批量一般机械厂制造，小批量生产。

计算及说明一、选择电动机(1) 选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压380V ，Y 型。

（2） 选择电动机的容量电动机所需功率计算工式为：（1）P d =waP η KW ，（2） P w =1000FvKw 因此 P d =1000aFvη Kw所以由电动机至卷筒的传动总功率为：3212345a ηηηηηη=式中：1η，2η，3η，4η，5η分别为带传动、轴承、齿轮传动、连轴器和卷筒的传动效率。

取1η=0.96(带传动)，2η=0.98（滚子轴承），3η=0.97, 4η=0.99, 5η=0.94. 则：a η=0.96⨯30.98⨯20.97⨯0.99⨯0.94=0.79 又因为: V =1.1m/s 所以: P d =1000a Fv η=2500 1.110000.79⨯⨯=3.48 Kw(3) 确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为方案电动机型号额定功率 ed P Kw电动机转速 r/min电动机质量Kg同步转速 异步转速 1 Y112M -2 4 3000 2890 452Y112M - 441500144043n =601000601000 1.152.553.14400v D π⨯⨯⨯==⨯r/min按表1推荐的传动比合理范围,取一级齿轮传动的传动比'1i =2~4,二级圆柱齿轮减速器的传动比'2i =8~40,则总的传动比范围为 'a i =16~160 ,所以电动机转速的可选范围为: 'd n ='a i n = (16~160) ⨯52.55= 841~8408 r/min符合这一范围的同步转速有: 1000r/min 、1500r/min 、3000r/min根据容量和转速,由机械设计课程设计手册查出有三种适用的电动机型号,因此有四种传动比方案,如下表:选用Y112M-2电动机：型号额定功率满 载 时起动电流 额定电流 起动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩转速r/min电流(380v 时) 效率% 功率因数 Y132S1 -2 5.5 290038.7780.805.2 2.2 1.8低转速电动机的级对数多，外廓尺寸用重量都较大，价格较高，但也以使传动装置总传动比减小，使传动装置的体积、重量较小；高转速电动机则相反。

因此综合考虑，分析比较电动机及传动装置的性能，尺寸、重量、极数等因素，可见方案1比较合适。

所以，选定电动机型号为 Y112M -2二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 由电动机的的型号Y112M-2 ，满载转速2890/min m n r =（1）总传动比 289055.052.55m a n i n === （2）分配传动装置传动比 0a i i i =式中0i 表示滚子链传动比，i 表示减速器传动比。

初步取0i =2.5 ，则减速器传动比为： 055.022.22.5a i i i === 3 Y162M1-6 4 1000 960 73（3）分配减速器的各级传动比按展开式布置。

考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图12展开式线查得 1i =5.8, 则： 2122.03.795.8i i i ===。

三、计算传动装置的运动和动力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。

如将传动装置各轴由高速至低速依次为I 轴、II 轴、III 轴……，以及0i 、1i ，……为相邻两轴间的传动比； 01η、12η，……为相邻两轴间的传动效率； I P 、II P ，……为各轴的输入功率（Kw ）； I T 、 II T ，……为各轴的输入转矩（N m ）； I n 、II n ，……为各轴的转速（r/min ）； （1） 各轴的转速 I 轴 0m I n n i =289011562.5== r/min II 轴 11156199.35.8I II n n i === r/min III 轴 2199.352.593.79II III n n i === r/min 卷筒轴 52.59IV II n n == r/min (2) 各轴输入功率I 轴 011 3.480.96 3.34I d d P P P Kw ηη===⨯= II 轴 1223 3.340.980.97 3.18II I I P P P Kw ηηη===⨯⨯= III 轴 2323 3.180.980.97 3.02III II II P P P Kw ηηη===⨯⨯= 卷筒轴 3424 3.020.980.99 2.93IV III III P P P Kw ηηη===⨯⨯= 各轴输出功率I 轴 '2 3.340.98 3.27I I P P Kw η==⨯= II 轴 '2 3.180.98 3.12I I I I P P K wη==⨯=III 轴 '2 3.020.98 2.96III III P P Kw η==⨯= 卷筒轴 '5 2.930.96 2.75IV IV P P Kw η==⨯=（3） 各轴输入转矩电动机轴输出转矩为： 3.48955014.502890d T N m =⨯= I 轴 0010114.50 2.50.9627.60I d d T T i T i N m ηη===⨯⨯= II 轴 11212327.605.80.980.97152.17I I I I T T i T i N m ηηη===⨯⨯⨯= III 轴 223223152.17 3.790.980.97548.24I I I I I I I T T i T i N m ηηη===⨯⨯⨯= 卷筒轴 24548.240.980.99531.90IV III T T N m ηη==⨯⨯= 各轴输出转矩I 轴 '227.600.9827.05I I T T N m η==⨯=II 轴 '2152.170.98149.13II II T T N m η==⨯= III 轴 '2548.240.98537.28III III T T N m η==⨯= 卷筒轴 '5531.900.94500.00IV IV T T N m η==⨯=运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名 效率P （Kw ） 转矩 T （N m ） 转速n r/min 转动比 i 效率 η 输入 输出 输入 输出 电动机轴3.4814.5028900.962.5 I 轴3.34 3.27 27.60 27.05 1156 0.95 5.8 II 轴3.183.12152.17149.13199.30.953.79III 轴 3.02 2.96 548.24 537.28 25.590.97 1卷筒轴2.932.75531.90500.0052.590.94四、减速器的结构铸铁减速器机体结构尺寸表：名称 符号数值 机座壁厚 δ8 机盖壁厚 1δ8 机座凸缘厚度 b12 机盖凸缘厚度 1b 12 机座底凸缘厚度 2b20 地脚螺钉直径 f d20 地脚螺钉数目 n4 轴承旁联接螺栓直径 1d 16 机盖与机座联接螺栓直径 2d12 联接螺栓2d 的间距 l180 轴承端盖螺钉直径 3d 8 窥视孔盖螺钉直径 4d6 定位销直径d8 f d 至外机壁距离 1c 26 1d 至外机壁距离 1c 22 2d 至外机壁距离1c 18 f d 至凸缘边缘距离 2c 24 2d 至凸缘边缘距离2c 16 轴承旁凸台半径1R22 凸台高度h49 外机壁至轴承座端面距离 1l 50 圆柱齿轮外圆与内机壁距离 1∆ 10 圆柱齿轮轮毂端面与内机壁距离2∆8机座肋厚 m 7 机盖肋厚 1m 7 轴承端盖外径 2D126和135轴承端盖凸缘厚度 t 10 轴承旁联接螺栓距离s146、186、170五、传动零件的设计计算第一对齿轮（高速齿轮） 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按卷扬机传动方案，选用直齿圆柱轮传动； （2）精度等级选7级精度（GB10095-86）（3）材料选择。

由表10-1（常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为40Cr （调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS 。

（4）选小齿轮齿数为 1Z =20，大齿轮齿数 211 5.820116Z i Z ==⨯= 其中i=u2、按齿面接触强度设计公式如下：[]213112.32()t E t d H K T Z u d u σ±≥∅ （1）确定公式内的各值计算1）、试选t K =1.34）、计算小齿轮传递的转矩 541 3.3495.510 2.759101156T N mm =⨯⨯=⨯ 5）、由表10-7选取齿宽系数d ∅=16）、由表10-6查得材料的弹性影响系数E Z =189.812a MP7）、由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限lim1H σ=600a MP ，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2H σ=550a MP8）、由式（10-30） N=601n j h L 计算应力循环次数。

1N =60⨯1156⨯1⨯（2⨯8⨯280⨯8）=92.48610⨯.2N =92.486105.8⨯=84.28610⨯ 9）、由图10-19查得接触疲劳寿命系数1HN K =0.95, 2HN K =0.98 10）、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得： []1lim11HN H H K s σσ==0.95⨯600=570a MP []2lim22HN H H K sσσ==0.98⨯550=539a MP(2) 计算 1）、试算小齿轮分度圆直径2431 1.3 2.75910 5.81.189.82.32()1 5.8539t d ⨯⨯+≥ =40.230 mm 2)、计算圆周速度 11601000t d n V π=⨯=3.1440.2301156601000⨯⨯⨯=2.43 m/s3）、计算齿宽b 及模数nt m1d t b d =∅=1⨯40.230=40.230 mm 11t t d m Z ==40.23020=2.012 mmh=2.25⨯t m =2.25⨯2.012=4.53mm b/h=40.230／4.53=8.884）、计算载荷系数K已知使用系数1A K =。