广东工业大学减速箱课程设计说明书.docx

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广东工业大学减速箱课程设计说明书

课程设计说明书

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姓名

指导老师

2013年月日

一、课程设计的内容

设计一带式运输机传动装置（见图1）。

设计内容应包括：

传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。

二、课程设计的要求与数据

已知条件：

1．运输带工作拉力：

F=2.6kN；

2．运输带工作速度：

v=2.0m/s；

3．卷筒直径：

D=310mm；

4．使用寿命：

8年;

5．工作情况：

两班制，连续单向运转，载荷较平稳；

目录

一、传动方案拟定…………….………………………….……….4

二、电动机的选择…………………………………………..…….4

三、计算总传动比及分配各级的传动比…………………..…….5

四、运动参数及动力参数计算……………………………..…….5

五、传动零件的设计计算……………………………………..….6

六、箱体尺寸的选择……………………………………………...10

七、轴的设计计算………………………….…………………….12

八、滚动轴承选择及校核计算………..…………………………16

九、键连接的选择及校核计算…………………………………..18

十、减速器附件选用…………………………………………….19

十一、减速器的润滑方式、润滑油牌号及用量…………….…19

十二、参考资料………………………………………………….19

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

（1）工作条件：

使用年限10年，工作为两班工作制，载荷平稳，单向运转，环境清洁。

（2）原始数据：

输送带拉力F=2400N；带速V=2.6m/s；

滚筒直径D=420mm；

二、电动机选择

1、电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η2滚×η齿轮×η联轴器×η滑

=0.95×0.992×0.97×0.98×0.98=0.86

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=2400×2.6/1000×0.86

=7.3KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×2.6/π×420

=118r/min

按要求取电动机同步转速为1000r/min，满载转速为970r/min。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为

Y160M-6。

其主要性能：

额定功率：

7.5KW，满载转速970r/min。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=970/118=8.22

2、分配各级传动比

（1）∵i总=i齿轮×I带

（2）i齿轮—I带≈1

∴i齿轮=3.41，i带=2.41

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

n0=n电机=970r/min

n

=n0/i带=970/2.41=402.49（r/min）

n

=n

/i齿轮=402.49/3.41=118.03（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

P0=Pd=7.3KW

P

=P0×η带=7.3×0.95=6.94KW

P

=P

×η轴承×η齿轮=6.94×0.96×0.97

=6.46KW

3计算各轴扭矩（N·m）

To=9550×P0/N0=9550×7.3/970

=71.9N·m

T

=9550×P

/n

=9550×6.94/402.49

=164.67N·m

T

=9550×P

/n

=9550×6.46/118.03

=522.69N·m

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V选带截型

由课本P156表8-8得：

kA=1.2

PC=KAP=1.2×7.3=8.76KW

由课本P157图8-11得：

选用B型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由表8-9，取dd1=125mm.

验算带速V.V=V=πd1n1/60×1000=6.35m/s

因为5m/s

计算大带轮基准直径

dd2=i带dd1=2.41×125=301.25mm.

圆整为dd2=300mm.

（3）确定带长和中心矩

根据课本154式（8-20）得,初选中心距

a0=400mm

计算Ld0=2a0+1.57（d1+d2）+（dd2-dd1）2/4a0

=2×400+1.57（125+300）+（300-125）2/4×400

=1486mm

根据课本取基准长度Ld=1560mm

计算实际中心距得：

a≈a0+Ld-L0/2=400+（1560-1486）/2

=437mm

中心距变化范围为377~447mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-（d2-d1））/a×57.30

=1800-（300-125）/437×57.30

=1570>900（适用）

（5）确定带的根数

根据表8-4.8-5得P0=1.64KW△P0=0.3KW

表8-6　　Kα=0.93KL=0.92

得

Z=PC/P’=PC/（P0+△P0）KαKL

=8.76/（1.64+0.3）×0.93×0.92

=5.28≤6

取　Z=6根

（6）计算轴上压力

由课本查得q=0.10kg/m，单根V带的初拉力：

F0=500PC（2.5-Kα）/Kαzv+qv2

=[500×8.76×（2.5-0.93）/0.93×6×6.35+0.1×6.352]N=174.24N

则作用在轴承的压力FQ，

FQ=2ZF0sinα1/2=2×6×174.24sin1570/2

=2048.9N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

齿轮采用硬齿面，小齿轮选用45号钢,调质，齿面硬度为235HBS。

大齿轮选用45号钢，正火处理，齿面硬度187HBS；根据表选7级精度。

选取安全系数SH=1,σHlim1=580MpaσHlim2=380Mpa

[σH]1=KHN1σHlim1/SH=0.92×580Mpa=533.6mpa

[σH]2=KHN2σHlim2/SH=0.98×380Mpa=372.4mpa

查得SF=1.4,σFlim1=380MpaσFlim2=360Mpa

[σＦ]1=KFNIσＦlim1/SF=0.88×380/1.4Mpa

=238.86Mpa

[σＦ]2=KHN2σＦlim2/SF=0.92×360/1.4Mpa

=236.57Mpa

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由a1≥76.43（kT1（u+1）/φau[σH]2）1/3

由式（6-15）

确定有关参数如下：

传动比i齿=3.31,载荷系数k=1.563

取小齿轮齿数Z1=25。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=3.31×25=82.7

取Z=90

可用齿数比：

u=3.31

由表取φa=1

计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×396.69×1×2×8×300×10=1.142×109

N2=2.765×109/3.31=8.353×108

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P/n1=86900N·mm

（4）许用接触应力[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=466.8Mpa

故得：

初选螺旋角β=140　，故，　　　　　　　　　　　　　　　　　　　

mn≥3√2×1.563×8.69×104×0.875×（cos140）2/1×252×1.65×0.01744=1.56mm

根据课本表取标准模数：

m=3mm

计算小齿轮分度圆直径d1t≥59.88mm

（5）齿形系数YFa

根据齿数Z1=25,Z2=90由表6-9相得

YFa1=2.62YFa2=2.20

查取应力校核系数FSα1=1.59,FSα2=1.78

σFE1=380Mpa,σFE2=360Mpa

取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.92

6）许用弯曲应力[σF]

取弯曲疲劳系数S=1.4得

[σFE]1=KFN1σFE1/1.4=0.88×380/1.4Mpa=238.86Mpa

[σF]2=KFN2σFE2/1.4Mpa=236.57Mpa

计算载荷系数K=1.563

计算大小齿轮的YFαYSα/[σFE]1=2.62×1.59/238.86=0.01744

YFα2YSα2/[σF]2=2.20×1.78/236.57=0.01655

故得：

初选螺旋角β=140　，故，　　　　　　　　　　　　　　　　　　　

mn≥3√2×1.563×8.69×104×0.875×（cos140）2/1×252×1.65×0.01744=1.56mm

根据课本表取标准模数：

m=2mm

计算小齿轮分度圆直径d1t≥59.88mm

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（7）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×59.88×396.69/60×1000

=1.24m/s

β=arccosmn（Z1+Z2）/2a=arccos（30+99）×2/2×133=1405’17’’

大,小齿轮参数:

分度圆直径：

d1=mZ1/cosβ=61.8mm

d2=mZ2/cosβ=204.1mm

齿宽：

b=φaa=1×59.88mm=59.88mm

取b1=65mmb2=60mm

齿顶高ha=mn=2齿根高hf=1.25mn=3.5

齿顶圆直径da1=d1+2ha=65.8mm

da2=d2+2ha=208.1mm齿根圆直径df1=d1-2hf=56.8mm

df2=d2-2hf=199.1mm

六、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45钢调质，硬度217~255HBS

根据设计手册例题，并查表10-2，取c=107

d≥113（3.61/369.69）1/3mm=23.59mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=28.426×（1+5%）mm=29.84

∴选d=30mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，小齿轮两面用封油盘定位，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴承盖和封油盘定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

工段：

d1=30mm根据带轮宽度长度取L1=63mm

初选用7208C角接触球轴承，其内径为40mm,

宽度为18mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承座孔端面和箱体内壁应有一定距离。

通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和带轮距箱体外壁应有一定矩离而定，故有：

L2=44mm，d2=36mm

Ⅳ段直径d3=40mm

L3=31mm

Ⅵ段直径d4=48mm,L4=8mm

d5=208.1mm,L5=65mm

d6=48mm,L6=8mm

d7=40mm，L7=31mm

（3）按弯矩复合强度计算

输出轴的设计计算

①求分度圆直径：

已知d1=61.8mm

②求转矩：

已知T2=267700N·mm

③求圆周力：

Ft

Ft=2T2/d2=2×267700/204.1=2623N

Fa=Fttanβ=2623×tan1405’17’’

Fr=Fetanan/cosβ=2623×tan1405’17’’

压轴力:

1899.6

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=51mm

（1）绘制轴受力简图

（2）绘制垂直面水平面弯矩图，合成弯矩图

（3）绘制扭矩图

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据设计手册表取c=107

d≥c（P3/n3）1/3=113（3.36/119.85）1/3=34.33mm

取d1=38mm

因其跟联轴器相连，查标准可选对应联Y型长圆柱形轴孔，直径为38mm，长度L为82mm的联轴器，则可得L2=82mm。

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴环定位，右面用封油盘轴向定位，两轴承分别以轴承肩和轴承盖定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，封油盘和右轴承联轴器依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

初选7210AC型角接球轴承，其内径为50mm，宽度为20mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取封油盘长为21mm，则该段长43mm，安装齿轮段长度比轮毂宽度短2mm。

又考虑到轴承座孔端面到内壁的距离为50mm，联轴器距轴承座孔端面距离为24mm，已经相对应的定位轴肩非定位轴肩引起的直径变化，得出各段轴的直径和长度如下：

L2=42mm，d2=44mm

Ⅳ段直径d3=50mm

L3=43mm

Ⅵ段直径d4=54mm,L4=58mm

d5=64mm,L5=8mm

d6=50mm,L6=33mm

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

16×365×10=58400小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=396.69r/min

两轴承径向反力：

FR1=536NFR2=520N

初先两轴承为角接触球轴承7208AC型

轴承内部轴向

FS=0.68FR则FS1=364.48NFS2=353.6N

（2）故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=1054.6NFA2=353.6N

（3）求系数x、y

根据课本表得e=0.68

FA1/FR1=1054.6N/536N>0.68

FA2/FR2=353.6N/520N=0.68

FA1/FR1>ex1=0.41FA2/FR2=ex2=1

y1=0.87y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本表取fP=1

P1=1（x1FR1+y1FA1）=1×（0.41×536+0.87×1055）=1137N

P2=1（x2FR1+y2FA2）=1×（1×520+0）=520N

（5）轴承寿命计算

∵P1>P2故取P=1137N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7208AC型的Cr=35200N,得

Lh=106/60n（ftCr/fpP）ε

=106/60×396.69×（1×35200/1×1137）3

=1246649h>58400h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=119.85r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=491.5N

初先两轴承为角接触球轴承7210AC型

轴承内部轴向

FS=0.68FR则FS1=FS2=334.22N

（2）故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=987.22NFA2=334.22N

（3）求系数x、y

根据课本表得e=0.68

FA1/FR1=987.22N/491.5N>0.68

FA2/FR2=334.22N/491.5N=0.68

FA1/FR1>ex1=0.41FA2/FR2=ex2=1

y1=0.87y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本表取fP=1.0

P1=1（x1FR1+y1FA1）=1×（0.41×491.5+0.87×987.2）=1060N

P2=1（x2FR1+y2FA2）=1×（1×491.5+0）=491.5N

（5）轴承寿命计算

∵P1>P2故取P=1060N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7210AC型的Cr=40800N,得

Lh=106/60n（ftCr/fpP）ε

=106/60×119.85×（1×408000/1×1060）3

=793000h>58400h

∴预期寿命足够

八、键联接的选择及校核计算

1.输入轴与带轮联接采用平键联接

轴径d1=30mm

查手册得，选用C型平键，得：

键A8×7GB1096-79

L1=50mml=L1-b=42mm

T2=86900N·mmh=7mmk=0.5h=3.5mm

得

σp=2T2/kdl=2×86900/3.5×30×42

=39Mpa<[σR]（120~150Mpa）

3、输出轴与齿轮联接用平键联接

轴径d2=54mmL2=58mmT=267700Nmm

查手册P51选用A型平键

键16×10GB1096-79

l=L2-b=50-16=34mmh=10mmk=0.5h=5mm

σp=2T/kdl=2×267700/5×54×34=58Mpa<[σp]

4、输出轴与联轴器联接采用平键连接

轴径d1=38mm

查手册得，选用C型平键，得：

b×h=10×8GB1096-79

L1=70mml=L1-b=60mm

T2=267700N·mmh=8mmk=0.5h=4mm

得

σp=2T2/kdl=2×267700/4×38×60

=59Mpa<[σR]（120~150Mpa）

注意事项：

注意设计时长轴短轴各段距离和离箱体内侧等的距离。

F=2400N

V=2.6m/s

D=420mm

n滚筒=118r/min

η总=0.86

P工作=7.3KW

电动机型号

Y160M-6

i总=8.22

算得：

i齿轮=3.41

i带=2.41

n0=970r/min

n

=402.49r/min

n

=118.03r/min

P0=7.30KW

P

=6.94KW

P

=6.46KW

T0=71.9N·m

T

=164.67N·m

T

=522.69N·m

d2=269.92mm

取标准值

d2=270mm

379mm≤a0≤443mm

取a0=400mm

Z=4根

F0=165.4N

FQ=3448N

αHlimZ1=580Mpa

αHlimZ2=380Mpa

[σH]1=533.6Mpa

[σH]2=372.4Mpa

σFlim1=380Mpa

σFlim2=360Mpa

SF=1.3

σF1=238.86Mpa

σF2=236.57Mpa

u=3.5

i齿=3.31

Z1=25

Z2=90

a=133mm

m=2

b1=65mm

b2=60mm