广工 减速箱课程设计说明079011221.docx
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广工减速箱课程设计说明079011221
课程设计说明书
课程名称：
设计题目：
院系：
学生姓名：
杨磊平
学号：
专业班级：
指导教师：
完成日期：
年月日
目录
一、机械设计课程任务设计书…………………2
二、传动装置的总体设计…………………………3
1、传动方案的拟定及说明……………………………….3
2、电动机的选择………………………………………….3
3、计算传动装置的运动和动力参数…………………….4
4、计算结果汇总列表备用………………………………5
5、带传动的设计………………………………………..6
6、齿轮传动的设计…………………………………..8
三、轴的设计与计算…………………………..10
1、减速器的输入轴的结构设计……………………10
2、减速器的输出轴的结构设计及强度校核………16
四、滚动轴承的选择与校核计算…………18
五、润滑与密封的设计………………………19
六、设计小结收获……………………………..20
七、参考文献………………………………….20
设计计算与说明
结果
二、传动装置的总体设计与计算
1、传动方案的拟定及说明
为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可由已知条件计算其驱动卷筒的转轴的转速Nw,即
Nw=60X1000V/πD=60X1000X1.2/3.14X400=57.3r/min
一般常选用同步转速为1000r/min的电动机作为原动件，因此传动装置传动比约为10或13.
2、选择电动机（型号功率转速）
（1）电动机和结构形式
按工作条件和工作要求选用一般用途的Y系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。
（2）电动机的容量
1）卷筒轴的输出功率
RV=F×V/1000=6500×1.2/1000=7.8KW
2）电动机的输出功率Pd
Pd=Pw/η
传动装置的总效率η=η1.η22.η3.η4.η5
式中η1、η2、…为从电动机至卷轴之间的各传动机构
Nw=57.3
r/min
RV=7.8KW
设计计算与说明
结果
和轴承效率由《课程》表2-4得：
η1、η2、…依次等于0.97、0.96、0.96、0.99、0.99.
η=0.97X0.96X0.96X0.99X0.99=0.876
则Pd=Pw/η=7.8kw/0.876=8.9KW
3）电动机额定功率的选择
由《课程》表20-1选取电动机额定功率PW=11KW
4）电动机的转速选择
为了便于选择电动机的转速，先推算转速的可取范围，由《课程》表2-1查得V带的常用传动比范围i1=2-4单级圆柱齿轮传动比范围i2=3-6、则电动机转速范围为
Nd=NW·i1·i2=668.78～2675r/min
由《课程》表20-1查得并确定电动机型号Y160M4
满载转速nw=970r/min
3、总传动比的计算及分配
（1）传动装置总传动比
i=nm/nw=970/57.3=16.93
（2）分配各级传动比
取V带传动的传动比i1=3.386则单级圆柱齿轮减速器的传动比为i2=i/i1=5
所得传动比值符合圆柱齿轮传动和单级齿轮减速器传动
Pd=8.9KW
i=16.93
i2=5
设计计算与说明
结果
比的一般范围
4、计算传动装配的运动和动力
（1）、各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速I轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为
no=nm=970r/min
n1=no/i1=970/3.386=286.5r/min
nⅡ=n1/i2=57.3r/min
（2）各轴输入转速
按电动机额定功率计算各轴输入功率即、
Po=Ped=11KW
PⅠ=Po.·η1=10.454kw
PⅡ=10.454·0.99=10.349kw
各轴转矩：
To=9550*90/no=2.2N·M
T1=9550*PⅠ/n1=223.9N·M
T2=9550*PⅡ/nⅡ=886.649N·M
项目
电动机轴
高速轴
低速轴
转速r/min
970
445.87
111.468
功率kw
11
10.454
10.349
转矩N·M
2.2
223.9
886.649
传动比i
3.386
5
效率
0.9504
0.99
设计计算与说明
结果
1、带传动的设计
（1）确定计算功率Pc
由《机械》表8-7查得工作性况系数KA=1.2,故
PC=KA*P=1.2*11=13.2KW
（2）确定V带的型号
根据PC=13.2kw及no=970r/min,由《机械》表8-10选用SPZ型窄V带。
（3）确定带轮直径dd1dd2
1）确定小带轮的基准直径dd1
由《机械》表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=125
2）验算带速
V=πdd1no/（60*1000）=15.29m/s
5m/s3）计算大带轮直径
dd2=i*dd1=3.386*125=423.25mm
根据《机械》表8-8，取得dd1=670mm
4）确定带长度Ld及中心距a
初取中心距a
0.7（dd1+dd2）≤ao≤2（dd1+dd2）
PC=13.2
KW
dd2=423.25
mm
dd1=450
mm
设计计算与说明
结果
得402.5≤ao≤1150初选800mm
2）确定带长Ld
根据几何关系计算的带长
Ldo=2ao+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4ao
=2535.75mm
由《机械》表8-2查得取Ld=2500mm
3）计算实际中心距
根据关系估算出所需的实际中心距，即
a==ao+（Ld-Ldo）/2=782.125mm
（5）验算包角
根据几何关系得α1=180o-｛（dd2-dd1）/a｝*57.3o==156.2o>120o包角合适。
（6）确定V带的根数
1）计算单根V带的额定功率Pr.
由dd1=125mm和no=286.5r/min.查表8-4a得PO=2.36kw，根据no=286.5r/min,i=3.386和V型带，查<<机械>>表8-4b得△PO=0.1564kw,查表8-2得KL=1.068,查表8-5得Kd=0.9407，故
Pr=（PO+△PO）Kd.KL=1.068kw
Ld=2500
mm
设计计算与说明
结果
2）计算V带的根数Z
Z=Pc/Pr=4.786取5根
（7）确定初压力（FO）min
（FO）min=500（2.5/Kd-1）Pr/ZV+qv2=318.9N
（8）计算压轴力FP
压轴力的最小值为（FP）min=2Z（FO）minsinα1/2=3120.465N
2、齿轮传动的设计
（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按设计要求的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，选用7级精度（GB10095-88）
2）材料选择，由《机械》表10-1选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为50HRC,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为48HRC,二者材料硬度相差2HRC。
3）选择小齿齿数Z1=18大齿轮齿数为Z2=90
a、确定公式dt≥2.32
1、选定载荷系数Kt=1.2
2、计算小齿轮传递的转矩
T1=95.5×105PI/n1=2.239x105N/m
3、有《机械》表10-7选取齿宽系数Φd=1
4、由《机械》表10-6查得材料的弹性影响系数
Z=5
设计计算与说明
结果
ZE=189.8Mpa1/2
5、由《机械》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限δHlim1=1168.2Mpa,大齿轮δHlim2=1473.1Mp
6、计算应力循环次数
N1=60n1jlh=60x260x1x（2x8x260x8）=6.4896X107
N2=N1/4=1.6224×107
7、由《机械》图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92;KHN2=0.95
8、计算疲劳许用应力（s=1）
【δH】1=KHN1.δHlim1/s=1473.1Mpa,
【δH】2=KHN2.δHlim2/s=1450.2Mpa,
2）计算
1、计算小齿轮分度圆直径dt,代入【δH】中较小值
得d1=72mm
2、计算圆周速度V
V=π.dt.n1/60x1000=1.3729m/s
3、计算齿宽b
b=∮a·a==0.4×216=86.4mm
计算齿宽与齿高之比b/h模数mt=dt/Z1=4
齿高h=4mt=6.19mmb/h=12.6
d1=72
mm
设计计算与说明
结果
5、计算载荷系数
根据V=1.58m/s七级精度由《机械》图10-8查得动载系数Kv=1.04
斜齿圆柱齿轮，KHα=KFα=1.2KA=1.1KHB=1.421KFβ=1.00
K=KA.Kv.KHα.KFβ=1.056
6、d1=72
7、计算模数m
m=d1/Z1=3.38
查机械设计基础表5.2取mn=4
1）确定公式内的各计算值
1、由《机械》10-20c查得小齿轮弯曲疲劳局限δFE1=1450.2Mpa，大齿轮为945.6Mpa
由《机械》图10-28取弯曲疲劳寿命系数KFN1=1.0,
KFN2=1.4
计算弯曲疲劳许用应力（S=1.4）
δF1=KFN1.δFE1/S=1450.2Mpa
δF2=KFN2.δFE1/S=181.6Mpa
4、查取齿形系数
由《机械》表10-5查得YFs1=4.29865YFs2=2.236
6、查取应力校正系数
mn=4
设计计算与说明
结果
由《机械》表10-5查得YSa1=1.58YSa2=3.95880
7、计算并比较
YFa1.YSa1/【δF1】=0.015
YFa2.YSa2/【δF2】=0.013
大齿轮的数值大
2）设计计算
m≥2.256
就近圆整为标准值m=2.75则
小齿轮齿数Z1=18
大齿轮齿数Z2=5×18=90
（4）齿轮结构设计
1）分度圆直径
d1=Z1m/cosβ=20×2.75÷cos15=72mm
d２＝Z2m/cosβ＝360mm
2）中心距a=（d1+d２）/2=216mm
3）齿轮宽度b=∮d.d1=86.4mm
取B2=85mmB1=90mm
对照《机械》表5.15选取8级合适
选8级
设计计算与说明
结果
名称
符号
计算公式及结果
分度圆直径
d1d2
d1=mZ1=72mm、d２=Z２m=360mm
齿顶高
Ha
ha=m=4mm
齿根高
Hf
hf=1.25m=5mm
全齿高
H
H=ha+hf=9mm
齿顶圆直径
da1da2
da1=80mmda2=368mm
齿根圆直径
df1df2
df1=62mmdf2=350mm
中心距
a
a=216mm
齿轮宽度
B1、B2
B1=85mmB2=90mm
三、轴的设计计算
1、减速器输入轴的结构设计
<1>输入轴的材料设计
由《机械》表10-1选择45号钢，调质处理，硬度217-255HBS
<2>按扭矩强度初估轴的直径
由《机械》表15-3查得45号钢Ao=126∽103.取Ao=102
d≥AOd=34.35整取d=35mm
2、减速器的输出轴的结构设计和强度校核
设计计算与说明
结果
由《机械》表10-1选用45号钢，调质处理，硬度217—255HBS
由《机械》表15—3查得45钢的AO=126—103取104
d=AOd=35.1mm取整数d=36mm
结构设计如下图所示
输出轴的结构设计.
<1>拟控轴上零件的装备方案
根据传动简图，减速器输出轴上装有联轴器，轴承端盖，轴承透盖，联轴器依次从轴的右端向左端安装，挡油环左轴承从左向右装入。
<2>根据轴上零件的轴向定位要求，确定各轴段的长度和直径：
本轴的运动和动力参数
P2=10.34T2=886.649N.mn2=57.3r/min
a、轴段1
本轴段装有联轴器有可靠的定位要求及d1min=35mm.
d=36mm
设计计算与说明
结果
由《机械》表14-1查得：
KA=1.0Tca=KA.T2=1.0x888.65=888.65N.m
则转矩Tca=KA.T2=888.65N.m
按照计算转矩Tca应该小于联轴器的公称转矩的条件差《课程》表17-4，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N.m许用最大转速2800r/min,轴径在36～56之间，选用J型其轴孔长度L=142mm，联轴器的右端用轴段挡圈定位，为可靠定位，使挡圈压紧联轴器，则轴段长度的轴径和长度为：
d1=42L1=60mm,联轴器的周向定位，采用A型普通平键，其尺寸根据d1L1，由《课程》表14-1选择bxh=10x12,L=56键的标记为键C10×60GB1096-79
b轴段2
本轴段装有轴承透盖，轴段左端有定位轴肩，右端为非定位轴肩。
轴肩高度：
a=（0.07～0.1）d1=（0.07～0.1）x36=2.52∽3.6取a=3mm
故d2=d1+2a=48mmL5的大小由透盖的宽度h1=32mm及拆装联轴器的空间h2=0.6d2=48mm，经结构设计确定L2=h1+h2=42mm
选用HL4型弹性柱销联轴器
设计计算与说明
结果
C、轴段3和6.
本轴段有脂润滑的滚动轴承及挡油环，因轴承只能受径向力，故选用可承受一定轴向载荷且价格便宜的深沟球轴承。
参照要求根据d2=48,次轴段左侧为非定位轴肩，由《课程》表15-3初选用滚动轴承6309GB276-89，其尺寸为；
dxpxB=45mmx100mmx25mm
额定动载荷Cr=40.8KN,安装尺寸D2=90mm，故d3=d6=54mm
L1的大小由轴承宽度和挡油环的宽度决定。
轴承宽度为25mm，挡油环的宽度：
左轴承的有断面离箱体内壁10mm。
箱体内壁距大齿轮的左断面10mm，大齿轮定位轴的宽度为14.5mm，所以挡油环的宽度L=7mm。
故：
L6=32mmL3=44.5mm
D、轴段4.
本轴段装有大齿轮，由前面设计的大齿轮的宽度B2=80mm齿轮左端用轴环定位，右端用挡油环定位，本轴段为非定位轴肩，d4=54+6=60，为使齿轮定位可靠，并与前面设计协调，取L4=B2-2=78mm
齿轮的周向定位，采用A型普通平键，其尺寸根据d3和L3
由《课程.》表14-1查得bxh=14mmx9mm，L=70mm
键的标记为：
键C14x70GB1096-79
L6=32mm
L3=44.5
mm
设计计算与说明
结果
E、轴段5.
本轴段起作用的定位轴环，根据d4=60，轴肩高度a=（0.07～0.1）d4=3.5-5取a=5mm则d2=60+2x5=70mm轴段宽度L2=14.2mm。
取L2=14.5mm
输出轴的强度校核：
1）求作用在齿轮上的力
已知T1=223.9N.mn1=445.87r/mina=20o.
大小齿轮分度圆直径d2=360mm，d1=72mm
Ft1=2T1/d1=2*223.9/60*10-3N=7463N
Fr1=Ft1tana=7463*tan20oN=2716.3N
Ft2=2T2/d2=2*886.65/234*10-3N=7578.2N
Fr2=Ft2*tana=7578.2*tan20oN=2758.64N
2）求支撑反力的作用位置
由轴的结构设计知：
两支撑间夸距：
D=136mm
左支撑点与右支撑点离齿轮宽度中心的距离相等，故D1=D2=D/2=68mm
设计计算与说明
结果
a,弯矩图如下
886.65NM
b,对轴受力分析：
Fr=FN1+FN2①
FN1*D1=FN2*D2②
由①②得：
FN1=FN2=Fr/2=2758.64/2N=1379.24N
Mmax=FN1*D1=1379.24*58*10-3NM=80NM
在齿轮宽度中点处的扭矩T=T2=886.65NM
c，计算轴截面的当量弯矩（a=0.6）
Mc=[M2max=（aT）2]1/2=[3.82+（0.6*886.65）2]1/2=354.12NM
设计计算与说明
结果
d,校核危险截面强度
由于齿轮宽度中点的右端处的当量弯矩最大，是危险截面，固此只需校核此处的弯扭强度。
齿轮宽度中点处的轴的抗弯截面系数为：
W=0.1d33=0.1*563=17561.6mm3
因为是转轴,材料是45号钢（GB=600Mpa）,调制处理，由《课程》查得轴的许用应力取：
[σ-1]=55Mpa
所以计算应力：
σc=Mc/W=354.12/（17561.6*10-9）
<[σ-1]
强度足够，所以安全。
四、滚动轴承的选择及校核计算
1、轴承型号的选择
由于轴承主要受径向载荷，故选用球型轴承，输入轴选36309GB276-89
输出轴选36311GB276-89型深沟球轴承。
2、校核轴承寿命
（1）轴承基本额定寿命Ln为：
Ln=106（c/p）ε/60n其中：
n=111.47r/min
设计计算与说明
结果
P=fp*Fr,查《机械》表7.8，fp=1.1
故p=1.1*2.75864=3.0345KN
预期寿命：
Lh′=2*8*360*8=46080h
额定载荷：
c=p（60nLh′/106）1/ε
（对于球轴承ε=3）
故c=3.0345（60*111.468*46080/106）=9.35KN
（2）计算基本额定寿命Ln：
Ln=106/（60*111.46）*（9.35/1.4157）3=47530
寿命合格。
五、润滑和密封设计
（一）润滑方式
本方案中齿轮的润滑选择油润滑。
（二）润滑剂的选择
选用X1220号齿轮润滑油。
（三）密封形式的选择
密封形式的选择应根据密封处的圆周速度，润滑剂种类，工作温度，环境等选择合适的密封形式。
综合考虑，采用挡油环（内密封）。
X1220号
设计计算与说明
结果
六、设计小结与设计心得
本设计选用Y160L-6型电动机，单级圆柱齿轮减速器的传动比i=5.0，传动装置结构尺寸较小，平稳，安全系数较大，采用一对深沟球轴承组成两端固定支撑，嵌入式端盖，适用于转速较高，载荷较小的场合，特别是嵌入式端盖符合现在减速器的发展趋势。
设计心得：
通过这几星期的课程设计教程，我体会到工程设计中所需具备的素质，不仅仅局限于简单的画图描图，而是需有钻研、创新、敢于尝试，谦虚谨慎，思维清晰等素质。
同样也学会了很多设计中的技能。
我想学校安排这样相当长时间的课程设计，的寓意在此！
当然倘若亲自完成设计的所有过程，必定离不开繁琐的计算与数据查询，相信大家都和我对此均有同感。
我认为设计的精髓是在培养我们克服困难，“不放弃不抛弃”的素质。
希望有更多一点像这样的通过自己自觉独立完成的学习任务。
七参考文献
1、《课程设计（机械设计机械设计基础）》王昆主编高等教育出版社200706
设计计算与说明
结果
2、《机械设计制图手册》<日>大西科学出版社200612
3、《机械设计基础实例教程》封立耀主编
北京航空大学出版社200708
4、《机械设计手册2008新编软件版》数字化手册编委会
2008-12-24
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