廣東工業(yè)大學減速箱課程設計說明書

1、 機械設計課程設計說明書 -兩級展開式減速箱學 院 機電工程學院 專業(yè)班級 學 號 姓 名 指導老師 2016 年 01 月 10 日目 錄一、 傳動方案的擬定及說明3二、 電機的選擇31. 電動機功率32. 電動機額定功率33. 電動機的轉速4三、 計算總傳動比及分配各級的傳動比4四、 計算傳動裝置的運動和動力參數41. 各軸轉速42. 各軸輸入功率53. 各軸輸入轉矩5五、 傳動件的設計計算6 設計帶傳動的主要參數6 六、齒輪傳動設計7七、軸的設計計算及校核191. 中間軸的設計192. 高速軸的設計213. 低速軸的設計24八、箱體結構的設計33九、潤滑密封設計34十、設計感想34十一、

2、參考文獻35 計算過程及計算說明一、傳動方案擬定設計二級展開式圓柱減速器減速器基本構想如下：（1） 工作條件：減速箱使用年限8年，工作為兩班工作制，每班8小時，每天工作16個小時，每年工作300天，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2） 原始數據：輸送帶拉力F=2.8KN；帶速V=2.1m/s；滾筒直徑D=340mm； 二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：取V帶效率為90%，一對滾動軸承的的效率為98%，漸開線圓柱齒輪效率為97%，聯軸器效率為99%，一對滑動軸承的效率為96%，平帶效率為90%。總=v×3滾×2齒輪&#

3、215;聯軸器×滑×平 =0.90×0.983×0.972×0.99×0.96×0.90=0.6822、電機所需的工作功率：P工作=FV/總 =8.62KW3、確定電動機轉速：計算卷筒軸的工作轉速：n筒=60×V/D =118.0r/minV帶傳動比為24。二級圓柱齒輪的傳動比為840綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動等因素，選擇電動機電機的具體參數如下：電機額定功率/kw轉速/(r/min)轉動慣量/重量/Kg功率因數/%Y160M1-21129300.037711587.2 三、計算總傳動比及分配

4、各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動機/n筒=2930/118=24.832、分配各級傳動比（1） V帶的傳動比為24，取iv帶=2（2） i總=i齒輪×I帶i齒輪=i總/iv帶=24.83/2=12.415四、運動參數及動力參數計算1計算各軸轉速（r/min）nI=2930/2=1465r/minn2=1465/3.875=378.06(r/min)n3=378.06/3.2=118.1(r/min)2計算各軸的輸入功率（KW）3計算各軸扭矩（N·m）五、傳動零件的設計計算1、 皮帶輪傳動的設計計算（1） 選擇普通V選帶截型由課本表8-8得：kA=1.1根據和由圖8-1

5、1得：選用A型V帶 （2）初步選定帶輪基準直徑，由表8-7和表8-9，取小帶輪基準直徑驗算帶速按照式8-13驗證帶速度5m/s<<30m/s帶速是符合的 （3）計算大帶輪基準直徑，根據式8-15a，計算大帶輪的基準直徑 (4) 確定V帶的中心距和基準長度由式8-20初步選定中心距為500mm由式8-22計算出=1596.9mm,由表8-2選帶基準長度為1640mm. (5)計算實際中心距按照式8-23中心距的變動范圍 (6)驗算小帶輪包角根據式8-6（7）確定帶的根數計算單根V帶的額定功率 由和=2930r/min,查表8-4a得 根據=2930r/min，i=2和A型帶，查表8-

6、4b得 查表8-5得，表8-2得 于是 計算V帶的根數 取根數為4根 （8）計算單根V帶的初拉力最小值由表8-3得A型帶的單位長度質量應使實際的初拉力（9） 計算壓軸力 (10)帶輪的結構設計：1. 小帶輪采用實心式，查機械設計手冊得電動機的軸徑，V帶輪的所以輪轂寬，其最終尺寸結合安裝帶輪的直徑的軸段來確定。輪緣寬2. 大帶輪采用腹板式結構，輪緣寬與小帶輪的相同，輪轂寬要與軸的結構設計同步。6 齒輪設計1、高速級齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 高速級小齒輪采用40Cr（調質），硬度為280HBS，高速級大齒輪采用45鋼（調質），硬度為240HBS，選取精度為8級。初步選取小齒

7、輪的取初步選定螺旋角（2）按齒面接觸強度設計按式10-21試算，即1. 確定公式內的所有數值選取由圖10-30選取區(qū)域系數由表10-6查的材料的彈性影響系數由式10-13計算應力循環(huán)次數查圖10-19，取得接觸疲勞壽命系數圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度;大齒輪的接觸疲勞強度極限取安全系數為1.由式10-12得計算小齒輪的分度圓直徑2 按公式計算：1 計算圓周速度 2計算載荷系數K查表10-2查的使用系數。根據使用系數，八級精度，查圖10-8查的動載系數；由表10-3查得;查表10-4用插值法查的7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，； 故載荷系數3按實際的載荷系數校正所算的的

8、分度圓直徑由式10-10a得4計算模數3 按齒根彎曲強度設計：由式10-17 計算1 取載荷系數，計算得重合度系數根據公式求得2根據縱向重合度，求得螺旋角影響系數3計算當量齒數4查取齒形系數由表10-5查的5查取應力校正系數由表10-5查的6由圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限7由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數8計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數，由式10-12得9計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大10 調整齒輪模數根據使用系數，八級精度，查圖10-8查的動載系數。由表10-3查得;查表10-4用插值法查的8級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，； 故載荷

9、系數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度設計的法面模數大于由彎曲疲勞強度設計的法面模數，取為2既可以滿足彎曲強度又可以滿足接觸疲勞強度，應該按接觸疲勞強度的分度圓直徑來計算齒數。于是就取，則4幾何尺寸的計算1計算中心距將中心距圓整為106mm。2 按圓整后的中心距修正螺旋角 3計算大小齒輪的分度圓直徑4計算齒輪的寬度圓整后取。5其它幾何尺寸齒頂高齒根高全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑高速級齒輪1采用左旋，齒輪2采用右旋。5圓整中心距后的強度校核1. 齒面接觸疲勞強度校核僅給出圓整后的計算結果：滿足齒面接觸疲勞強度條件2 齒根彎曲疲勞強度校核僅給出圓整后的計算結果齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎

10、曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6 主要設計結論齒數z1=21，z2=82，模數m=2mm。壓力角，螺旋角，變位系數x1=x2=0，中心距a=106mm，齒寬b1=50mm，b2=45mm。小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質），齒輪按8級精度設計。2低速級齒輪傳動的設計計算（1）選擇齒輪材料及精度等級 大小齒輪都采用45鋼，小齒輪調質，大齒輪正火。選取精度為8級。初步選取小齒輪的取跟高速軸齒輪一樣初步選定螺旋角（2）按齒面接觸強度設計按齒面接觸強度設計按式10-21試算，即2. 確定公式內的所有數值選取由圖10-30選取區(qū)域系數由表10-6查的材料的彈性影響系數由式10-13計算應

11、力循環(huán)次數查圖10-19，取得接觸疲勞壽命系數圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度;大齒輪的接觸疲勞強度極限取安全系數為1.由式10-12得，計算小齒輪的分度圓直徑2 按公式計算：1 計算圓周速度 2計算載荷系數K查表10-2查的使用系數。根據使用系數，八級精度，查圖10-8查的動載系數；由表10-3查得;查表10-4用插值法查的8級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，； 故載荷系數5按實際的載荷系數校正所算的的分度圓直徑由式10-10a得6計算模數3 按齒根彎曲強度設計：由式10-17 計算1 取載荷系數，計算得重合度系數根據公式求得2根據縱向重合度，求得螺旋角影響系數3計算當量齒

12、數4查取齒形系數由表10-5查的5查取應力校正系數由表10-5查的6由圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限7由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數8計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數，由式10-12得9計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大10 調整齒輪模數根據使用系數，八級精度，查圖10-8查的動載系數。由表10-3查得;查表10-4用插值法查的8級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，； 故載荷系數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度設計的法面模數大于由彎曲疲勞強度設計的法面模數，取為2.5既可以滿足彎曲強度又可以滿足接觸疲勞強度，應該按接觸疲勞強度的分度圓直徑來計算齒

13、數。于是就取，則4幾何尺寸的計算1計算中心距將中心距圓整為148mm。2 按圓整后的中心距修正螺旋角 3計算大小齒輪的分度圓直徑4計算齒輪的寬度圓整后取。5其它幾何尺寸齒頂高齒根高全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑高速級齒輪3采用右旋，齒輪4采用左旋。5圓整中心距后的強度校核1齒面接觸疲勞強度校核僅給出圓整后的計算結果：滿足齒面接觸疲勞強度條件2 齒根彎曲疲勞強度校核僅給出圓整后的計算結果齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6 主要設計結論齒數z3=28，z2=87，模數m=2.5mm。壓力角，螺旋角，變位系數x1=x2=0，中心距a=148mm，齒寬b1=80mm，

14、b2=75mm。小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質），齒輪按8級精度設計。七、軸的設計計算中間軸的設計計算1、 初算軸的最小直徑中間軸的基本設想如下圖： 中間軸選用40Cr調質，硬度217255HBS從上述計算結果已知先按式15-2初步計算軸的最小直徑，因為軸段不承受轉矩，而承受少量的彎矩且載荷較平穩(wěn)所以取較小值，取2確定軸上各段的長度及直徑設計中間軸時，考慮到軸的長度不長，所以軸承采用兩段固定的方式。1在軸段1和5上將會安裝軸承，因為齒輪上存在軸向力的作用，所以軸承選用角接觸球軸承。查機械設計手冊，暫取軸承為7307B，其基本尺寸為，定位軸肩的直徑為，外徑的定位直徑為，對軸的

15、力作用點與外圈大端面的距離，由于同一根軸上的軸承是相同的所以。2軸段2上將安裝齒輪3，軸段4上將安裝齒輪2，為了便于齒輪的安裝及拆卸，應略大于，初定。齒輪2的輪轂寬度的范圍為，已知齒輪2的寬度為45mm,于是取齒輪輪轂寬度等于齒輪寬度。齒輪2的左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。由于齒輪3的寬度為80mm,齒頂圓直徑小于160mm,所以采用實心式。取其輪轂寬度等于齒輪寬度。齒輪3的右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為了是套筒的端面可靠的壓緊齒輪，軸段2和軸段4的長度應小于各自齒輪的輪轂寬度。所以取軸段2的長度為78mm,軸段4的長度為42mm。3 軸段3是為兩個齒輪做定位用的，其軸肩的高度范

16、圍為，所以取高度為3mm,所以。取齒輪3的左端面距離箱體內壁的距離與齒輪1右端面距離箱體內壁的距離為，齒輪2和齒輪3的距離初定為10mm,則箱體內壁的距離為，于是軸段3的距離取為10.5mm，箱體內壁的距離為158mm.齒輪2右端面距離箱體內壁距離。4軸段1和軸段5上安放軸承，軸承采用油潤滑的方式，需要設置擋油板盤阻止齒輪嚙合時擠出的高壓熱油沖向軸承內部，取軸承內端面距離箱體內壁的距離為，中間軸上的兩個齒輪的固定都由套筒來完成，所以軸段1的長度為。軸段5的長度為。5齒輪與軸間采用A型普通平鍵連接，查機械設計手冊得鍵的型號分別為。高速軸的設計計算高速軸的基本構想如下：1、初算軸的最小直徑因為傳遞

17、的功率不大且無其他特殊要求，所以高速軸選用40Cr（調質），硬度217255HBS。軸承兩端采用兩段固定的方式。從上述計算結果已知先按式15-2初步計算軸的最小直徑，取考慮到鍵槽的影響，將最小直徑增大，所以mm，同時考慮到軸段1將與V帶輪的輪轂配合，為了滿足軸承壽命的要求，初步設定軸最小的直徑為25mm.帶輪的輪轂寬度為，取帶輪的輪轂寬度為42mm，則軸段1的長度應小于輪轂的寬度，所以取軸段1的長度為40mm.2確定軸上各段的長度及直徑1.在軸段1上要設計一定位的軸肩定位帶輪，定位軸肩的高度按故軸段2上的直徑，由于高速軸的圓周速度小于，所以采用氈圈油封。查機械設計手冊選擇氈圈30 。則。2.在

18、軸段3和軸段7上安放滾動軸承，因軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參考工作要求并根據，由軸承產品的目錄中初步選定角接觸球軸承7307B，其尺寸為,內圈的定位軸肩直徑，外圈的定位直徑，在軸上力作用點與外圈大端面的距離，所以取軸段 3的直徑。軸承采用油潤滑，需要設置擋油盤來阻止齒輪嚙合時擠出的高壓熱油沖向軸承內部。為了補償箱體的鑄造誤差和安裝的方便，取軸承靠近箱體內壁的端面距離箱體內壁的距離為，軸段3的長度 。在軸段7中也是采用同樣的軸承，所以軸段7的直徑，長度為25mm。3.軸段4和軸段6的直徑可取比軸段7的直徑略大，取為，因為齒輪1右端面距離箱體內壁的距離，則軸段6的長度為

19、，軸段4的長度=。4 .軸段5上安裝齒輪，為了安裝齒輪的方便，軸段5的直徑應大于軸段3，初定軸段5的直徑，查表6-1得此處鍵的截面尺寸為，輪轂的鍵槽深度為已知齒輪的寬度為50mm,齒輪的輪轂寬度范圍為，取其輪轂寬度與齒輪寬度相等。此處齒輪的齒根圓到鍵槽底部的距離，所以高速軸設計為齒輪軸，軸段5的直徑為，長度為50mm。5 軸段2的長度除與軸上的零件有關外，還與軸承座的寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座的寬度為，查機械設計手冊得下箱座壁厚 取。，查設計手冊取軸承旁的連接螺栓為M16，則，所以軸承座的寬度為取?？扇∠潴w凸緣螺栓為M12，地腳螺栓為，則有軸承端蓋連接螺釘為,取軸承端蓋凸緣厚度為,端蓋與

20、軸承座間的墊片的厚度為2mm，查機械設計手冊，端蓋的連接螺釘采用螺釘,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承的潤滑的要求，取端蓋的外端面表面與帶輪凸緣端面的距離為。所以軸段2的長度為6帶輪與軸段1間采用A型普通平鍵連接，查機械設計手冊，采用鍵 低速軸的設計計算1、 初算軸的最小直徑低速軸的基本構想：選用45鋼調質，硬度217255HBS從上述計算結果已知先按式15-2初步計算軸的最小直徑，考慮到軸段只承受轉矩，所以取考慮到鍵槽的影響，最小直徑應增大所以。2確定軸上各段的長度及直徑設計低速軸時，考慮到軸的長度不長，所以軸承采用兩端固定的方式。1軸段1上要安裝聯軸器，為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應

21、，并減小安裝的誤差。聯軸器的計算轉矩為,查表14-1，考慮到轉矩變化很小故取,則按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查設計手冊選擇彈性套柱聯軸器TL9。其公稱轉矩為1000N.m。半聯軸器的孔徑為50mm，所以，半聯軸器的長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度。J型軸孔，A型鍵，軸段1的長度應略小于84mm，所以取軸段1的長度為82mm。2計算軸段2的直徑時，應考慮聯軸器的軸向固定及軸承蓋密封圈的尺寸。聯軸器采用軸肩定位，軸肩的高度為。于是取軸段2的直徑為，最終的尺寸由密封圈來確定。該軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封，查機械設計手冊選擇氈圈,所以。3軸段3和軸段7上，其直徑應該既有利于軸

22、承的安裝，又要負荷軸承的內徑要求。考慮到軸承有軸向力的存在，所以還是選用角接觸的球軸承。查機械設計手冊先暫取軸承為7213C。其尺寸為，內圈的定位軸肩為74mm，外圈的定位直徑為111mm，軸上的定位端面圓角半徑最大為1.5mm，對軸力的作用點與外圈大端面的距離為24.2mm，所以。軸承采用油潤滑的方式，需要設置擋油盤，軸段3的長度為。因為同一根軸上的軸承通常取相同的型號，所以軸段7的直徑為。5. 軸段6上將安裝齒輪4，為了便于齒輪的安裝及拆卸，軸段6的直徑應大于軸段7的直徑。初定，已知齒輪4的寬度為75mm,所以取輪轂的寬度等于齒輪的寬度75mm,齒輪的右端采用軸肩定位，左端采用套筒固定。為

23、了使套筒端面能到頂到齒輪的端面上，軸段6的長度應小于輪轂的寬度，所以取軸段6的長度為72mm。6. 軸段5是為齒輪提供定位和固定用的。定位軸肩的高度，取h為5mm,所以軸段5的直徑為，軸段5的長度為，所以軸段5的長度為7mm。軸段4的直徑可取軸承內圈的定位直徑，。齒輪左端面距離箱體內壁的距離為，則軸段4的長度為。7軸段2的長度除了與軸上的零件有關外，還與軸承座寬度及軸承的寬度等零件有關。軸承端蓋連接螺栓選擇螺栓，其安裝圓周大于聯軸器的輪轂外徑，輪轂外徑不與端蓋螺栓的拆裝空間干涉，所以取聯軸器輪轂端面與端蓋外端的距離為K=28mm。則有軸段2的長度為，軸段7的長度為：。8.聯軸器與軸段1及齒輪4

24、與軸段5間都采用A型普通平鍵連接，查設計手冊選取型號分別為和。9.軸承反力的作用點與軸承外圈大端面的距離為24.2mm。則軸的支點及受力點的距離為：齒輪4上受力和齒輪3的受力是大小相等，方向相反的，所以齒輪4的受力大小為：計算軸承支撐反力，在水平面上：在垂直面上軸承1的總支撐反力為軸承2的總支撐反力為軸的受力情況、彎矩圖和扭矩圖如下所示：在水平面上a-a剖面為：在垂直平面a-a剖面的左側為：在垂直平面a-a剖面的左側為：合成彎矩，在a-a剖面的左側為在a-a剖面的右側為轉矩按彎扭合成應力校核軸的強度由圖可以看出a-a剖面左側受到的彎矩最大，且其作用有轉矩，所以a-a剖面是危險截面。a-a剖面的

25、抗彎截面系數為：抗扭界面系數為：彎曲應力為：扭剪應力為：按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，所以折合系數，則當量應力為：，查設計手冊得，而，所以軸的強度是足夠的。鍵的校核聯軸器上鍵的擠壓應力為：齒輪4上鍵的擠壓應力為：取鍵、軸和齒輪，聯軸器的材料都是鋼，查機械設計手冊得，所以軸上的鍵強度是足夠的。校核軸承的壽命1計算軸承的軸向力查機械設計手冊得7213C軸承的。 查設計手冊得軸承內部軸向力的計算公式，由Fa/C0=0.024用插值法求出e=0.39，則軸承1,2的派生軸向力分別為：外部的軸向力為各軸向力的方向如下圖所示：，軸向右移動，左邊松右邊緊，所以兩軸承軸向

26、力分別為：計算軸承的當量載荷由，查表13-5得，因，所以,則軸承1的當量載荷為由，查表13-5得，因，所以,則軸承2的當量載荷為校核軸承的壽命 因為，所以只需要校核軸承1的壽命即可。軸承的工作溫度是在以下的，查表13-4得。對于減速器，查表13-6得載荷系數為.軸承1的壽命為：符合減速箱的壽命要求。綜上所述，發(fā)現有的軸承的壽命要比減速箱的壽命短，所以為了保證減速箱的正常工作，減速箱每5年需要大修一次。八 箱體的設計名稱尺寸/mm高速級中心距106低速級中心距148下箱座壁厚8上箱座壁厚8下箱座凸緣厚度12上箱座凸緣厚度12地腳螺栓底腳厚度20箱座上肋板厚度8地腳螺栓直徑M20地腳螺栓通孔直徑2

27、2地腳螺栓沉頭座直徑40底腳凸緣尺寸36,30地腳螺栓數目4軸承旁連接螺栓直徑M16軸承旁連接螺栓通孔直徑17.5軸承旁連接螺栓沉頭座直徑32上下箱連接螺栓直徑M12上下箱連接螺栓通孔直徑13.5上下箱連接螺栓沉頭孔直徑26軸承蓋螺釘直徑M8，M10窺視孔蓋連接螺栓直徑M6定位銷直徑8軸承旁凸臺高度55軸承旁凸臺半徑16箱體內部距離158起蓋螺釘M8九.潤滑與密封齒輪采用浸油潤滑，軸上的軸承都采取油潤滑，效果較好。密封防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦АＪO計感想 這次兩級圓柱斜齒輪減速器的課程設計使我們真正的理論聯系實際、深入的了解了設計概念和設計過程，很大的提高我們機械設計

28、的思維。 通過近一個多月的學習和設計中，使我對機械設計有了更多的認識和了解。機械設計是一門綜合性的課程， 他融合機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、公差與配合、機械工程材料、機械設計手冊等為一體。 在這次的課程設計過程中，綜合運用先修課程中的有關知識與技能，逐步提高了我們的理論水平、構思能力、工程洞察力和判斷力，特別是提高了分析問題和解決問題的能力，為我們以后對專業(yè)產品和設備的設計打下了堅實的基礎。 同時在這次的課程設計中，我也發(fā)現了自己很多的不足。如對知識的掌握程度遠遠不足，不能在發(fā)現問題時，及時的找出解決的方法；CAD制圖上還有很多欠缺的地方；在設計時沒有一個整體的把握，不清楚整體的一個設計思路；問題還有很多很多，但當我設計出整個減速器的時候，回頭才發(fā)現，原來一路上我學的知識遠比課堂上的豐富，解決問題的能