减速器设计成人教育毕业设计.doc

1、1. 设计任务书一、设计已知条件: 1、 输入轴功率P=3.8 KW2、输入轴转速N=960rmin3、传动比i= 16(减速器内传动比)4、单向传动，载荷平稳，中型机械5、设计寿命：1 0年二、设计参考图 1、传动系统功能图（图一） 2、齿轮传动减速器结构图（图二） 3、齿轮传动减速器装配图（图三）三、主要零件选材建议l、齿轮 8级精度，小齿轮40Cr钢，调质齿面硬度250HBS;大齿轮45钢，齿面硬度225HBS。2、传动轴 选用45#-钢，正火处理，200HBS，b590Mpa3、减速器上、下座箱材料：灰口铸铁HT2004、电动机 J02322 P=4KW，N1 500rmin四设计要求

2、1：设计说明书1份，字数在500010000字。2、齿轮和轴的设计内容要详细，包括材料与热处理，齿轮的主要参数及几何尺寸，轴的结构，技术要求，强度和刚度的校核。3、电动机型号选择，轴承选择，减速器上、下座箱基本尺寸，键、轴盖、皮带轮尺寸等要做简要说明。4、要求总装图纸一张 (1#)、齿轮轴零件图一张(2#图纸)、齿轮的零件图一张(2#图纸)五.毕业设计说明书按下列要求编写：1，说明书目录2，概况 3，各零部件设计结构（附图）4，设计计算步骤、方法所采用的数据、公式及来源5，设计结果的评价认识及建议，不尽合理处的改进方法6，设计小结2. 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示。带式输

3、送机由电动机驱动。电动机1通过V带传动2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再经过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送机6工作。传动系统中经V带轮减速之后，再通过两级齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。 3. 电动机的选择1）传动系统总效率5w输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率；c 联轴器效率，c =0.99； g 闭式圆柱齿轮传动效率， =0.97 b 对滚动轴承效率，b =0.99；b V带效率，v =0.94； cy输送机滚筒效率，cy =0.96；估算传动系统总效率=123445567w式中 23=v =0.94；34=bg=0.990.97=

4、0.9603;45=bg=0.990.97=0.9603;56=bc=0.990.99=0.9801;7w=bcy=0.990.95=0.9504;系统总效率=233445567w =0.940.96030.96030.98010.9504=0.8074;2)电动机型号的选择根据任务书推荐要求选用Y系列三相异步电动机，型号为Y112M-4，其主要性能数据如下：电动机额定功率 Pm=4.0 kW电动机满载转速 nm=1440 r/min电动机中心高 H=112 mm电动机轴伸直径 D=28 mm电动机轴伸长度 E=60 mm4. 传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=16 (减速器内传动比

5、)；按展开式布置。考虑润滑条件，为了使两级大齿轮直径相近，可由二级圆柱齿轮减速器传动比分配图展开式曲线差得i1=4.76，则i2=i/i1=16/4.76=3.365. 传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：1轴（输入轴）由任务书中得知输入轴转速n=960rminn1= 960 r/min； 其次由于任务书中为给确定的输送带和滚筒具体参数，那假设P1=Pr=4 kw；T1=9550=95504/960=39.79Nm；2轴（减速器中间轴）n2=n1/i1=960/4.76=201.68 r/min；P2=P112=40.9603=3.744 kw；T2=9550P

6、2/n2=95503.744/201.68=177.29Nm；3轴（减速箱低速轴）n3=n2/i2=201.68/3.36=60.02r/min；P3=P223=3.7440.9603=3.60kw；T3= 9550P3/n3=95503.60/60.02=572.81Nm；将上述计算结果和传动比效率汇总如表：轴 号电动机两级圆柱齿轮减速器0轴1轴2轴3轴转速n(r/min)1440960201.6860.02功率P(kW)443.7443.60转矩T(Nm)2.239.79177.29572.81 联接件传动件齿轮齿轮传动比i4.763.36传动效率0.96030.96031) 高速级圆柱齿

7、轮设计（此处的下标1表示为小齿轮，2为大齿轮） 选择齿轮材料及热处理方式小齿轮选用40Cr钢，调质处理，；大齿轮选用45号钢，调质处理，； 确定许用接触应力和 MPa取疲劳极限应力 根据接触应力变化次数按文献3取接触强度计算寿命系数=1，=1；因1对齿轮均为软尺面，故取工作硬化系数=1；一般计算中取润滑系数=1;按文献3，当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数。将以上数值代入许用接触应力计算公式得 按齿面接触强度条件计算中心距a大齿轮转矩 Nm理论传动比 齿宽系数 初取载荷系数 弹性系数 初取节点区域系数 初取重合度系数 将以上数据带入公式按表取 确定主要参数和计算主要尺寸模数：齿

8、数：经元整后取，理论传动比 实际传动比 ：， 在允许误差范围内分度圆直径：齿宽：取 取同理， 确定载荷系数K使用系数,按表6-5，=1.0；动载系数，齿轮圆周速度齿轮精度，参考表6-6取为8级精度，按图6-20，动载荷系数，齿向载荷分布系数，端面重合度 =1.88-3.2（+）=1.88-3.2（+）=1.65当总重合度 时，则齿间载荷分配系数=1.24，最后求得在和系数 验算齿面接触疲劳强度按文献3,算得重合度系数 = 由于，故设计偏于安全。 确定许用弯曲应力 MPa按文献3，取弯曲疲劳极限应力根据弯曲应力变化总次数取弯曲强度计算系数当时，尺寸系数,按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数

9、。按文献3，当失效概率低于1/100时，取弯曲强度最小安全系数。代入公式得 验算齿轮弯曲强度 根据齿数：。按文献3，取齿形系数和应力修正系数分别为 按文献3算的重合度系数将以上数值代入应力计算公式因为，故齿轮弯曲强度满足要求，设计偏于安全。 主要设计计算结果高速级参数：中心距 a1=65mm法面模数 mn=1.3mm齿数 =17 =83分度圆直径 =22.1mm =107.9mm 齿顶圆直径 =24.7mm =110.5mm齿根圆直径 =18.85mm =104.65mm齿宽 =65mm =75mm齿轮精度等级 8级低速级参数：中心距 a2=70mm法面模数 mn=1.4mm齿数 =25 =8

10、3分度圆直径 =35mm =116.2mm 齿顶圆直径 =37.8mm =119mm齿根圆直径 =31.5mm =112.7mm齿宽 =65mm =75mm齿轮精度等级 8级6. 减速器轴及轴上零件的设计1) 轴的布置轴的布置参照图已知数据铸造减速箱体主要结构尺寸表:名 称符号尺寸关系取 值箱座壁厚5mm箱盖壁厚4.5mm箱盖凸缘厚度6.75mm箱座凸缘厚度7.5mm箱座底凸缘厚度14.34mm地脚螺钉直径 14.34 mm地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径14mm盖与座联接螺栓直径10mm联接螺栓的间距170mm轴承端盖螺钉直径8mm视孔盖螺钉直径6mm定位销直径14mm至直外箱壁距离查

11、手册14mm至凸缘边缘距离查手册12mm轴承旁凸台半径12mm凸台高度35mm外箱壁至轴承座端面距离32mm箱盖箱座肋厚8mm2) 轴的设计 高速轴（1轴）的设计轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。选择轴的材料及热处理 45号钢，调质。轴的受力分析轴的受力简图如图（a）所示。图中=175mm；=50mm；=125mm；a) 计算齿轮的啮合力b) 求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在水平面内的受力简图如（b）所示。 Nmm轴在水平面内的弯矩图如图（d）所示c) 求垂直面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。 Nmm Nmm轴在垂直面内的弯矩图如图（e）所

12、示。d) 求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图 轴向力，故得拟用深沟球轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承A上。 Nmm Nmm传动力矩 =24419.95 Nmme）轴的初步设计由文献2表15-1和15-3查表得： ，取折算系数0.6由式所以 20.18mm, f）轴的结构设计 按经验公式，减速器输入端的轴端直径 初步确定轴的最小直径，由式（15-2）估算，查表得，所选电动机轴直径输入轴端选用弹性套柱销联轴器 Tn=125N.mm,n=4600r/min；输入轴端直径选用de=32mm；安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表5-2确定 中间轴（2轴）的设计选择轴的材料及热处

13、理 45号钢，调质a) 轴的受力分析轴的受力简图如图（a）所示。(a)（a）轴的受力简图；（b）轴在水平面内的受力分析；（c）轴在垂直面内的受力简图；(b)(c)图中=177mm； ； 计算齿轮的啮合力轴在水平面内的受力简图如（b）所示。 92327.34 Nmm 136741 Nmm轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。 10195.41 Nmm = -15635.07Nmm26908.83 Nmm求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图 = 1821.34 N = 2382.30 N轴向力，故得拟用深沟球轴承，并采用两端固定组合方式，故轴向力作用在轴承B上。 92888.56 Nmm 9346

14、1.82 Nmm Nmm =112329.53 Nmm b) 轴的初步设计由文献2表15-1和15-3查表得：45号钢调制处理， 取折算系数0.6由式 所以 26.99 mm 29.77 mm在轴C、D段开有二个键槽，直径增大4%，28.07 mm，30.96 mm轴的结构设计安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表5-2确定按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径D(0.30.35)a=(0.30.35)118=35.441.3 mm。取减速器中间轴的危险截面的直径 =40 mm；减速器中间轴的结构图。 低速轴（3轴）的设计选择轴的材料及热处理 45号钢，调质（a）轴的受力简图；（b

15、）轴在水平面内的受力分析；（c）轴在垂直面内的受力简图；(b)(c)(a)a) 轴的受力分析 b) 轴的受力简图如图（a）所示。图中=177 mm； c) 计算齿轮的啮合力 求水平面内的支承反力，轴在水平面内的受力简图如（b）所示。 N N 116240.21 Nmm 求垂直面内的支承反力，轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。 N N 42298.58 Nmm 求支承反力，合成弯矩，转矩 = 980.93 N = 2114.55 N 123697.03 Nmm 396969 Nmm d) 轴的初步设计由文献2表15-1和15-3查表得： 取折算系数0.6由式 所以 35.76 mm 在轴C段

16、开有1个键槽，直径增大4%，37.19 mme) 轴的结构设计按经验公式，减速器低速级从动轴的危险截面直径=(0.30.35)a=(0.30.35)170=5159.5 mm。安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献1的表5-2确定取减速器中间轴的危险截面的直径= 56 mm；7. 减速器滚动轴承的选择1) 高速轴（1轴）上滚动轴承的选择因为支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，轴承类型选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 h。由前计算结果所知，轴承所受径向力 N轴向力 N基本额定动载荷 KN，基本额定静载荷 KN轴承工作转速 r/min初选滚动轴承 6206 GBT27694 (参见附录E-

17、2) e =0.21 X=0.56 Y =2.09,径向当量动载荷 因为 所以选深沟球轴承6206 GBT27694 满足要求。相关数据如下：D=72 mm B=19 mm mm 2) 中间轴（2轴）上滚动轴承的选择选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 h。由前计算结果所知，轴承所受径向力 N轴向力 N工作转速 r/min初选轴承 6307 GBT27694 (参见附录E-2)基本额定动载荷33.2 KN基本额定静载荷19.2 KN e =0.205 X=1 Y =2径向当量动载荷 因为 所以选深沟球轴承6307 GBT27694满足要求。相关数据如下：D=80 mm B=21 mm mm 3)

18、低速轴（3轴）上滚动轴承的选择选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 h。由前计算结果所知，轴承所受径向力 N工作转速 r/min初选轴承 6239 GBT27694 (参见附录E-2)基本额定动载荷31.5 KN径向当量动载荷 因为 所以选深沟球轴承6239 GBT27694满足要求。相关数据如下：D=85 mm B=19 mm mm 8. 键联接的选择1) 高速轴（1轴）由前面的计算结果知：工作转矩T=24.42 Nm，工作转速 r/min选择工作情况系数 K=1.75计算转矩 Nm选TL型弹性套柱销联轴器。按附录F，选用TL4联轴器，型号为: GB432384许用转矩T=63 Nm,许用转速n

19、=5700 r/min.因T,nn,故该联轴器满足要求。选A型普通平键： 初选键：b=8 mm，h=7 mm，L=34 mm，l=26 mm参考文献5表4-3-18，=110MPa，=90MPa由表4-3-16， MPa MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。2) 中间轴（2轴）上键联接的选择由前面的计算结果知：工作转矩T=112.33 Nm选A型普通平键。高速极大齿轮连接键：初取：b=12 mm，h=8 mm，L=32 mm，l=20 mm键 1232 GB109679参考文献5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要

20、求。低速级小齿轮：初取：b=12 mm，h=8 mm，L=56 mm，l=44 mm键 1280 GB109679参考文献5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa由表4-3-16， MPa MPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。9. 润滑方式、润滑剂及密封装置的选择齿轮采用脂润滑,工业闭式齿轮油，GB 5903-95，粘度牌号：L-CKB150，运动粘度135165 mm/s(40)，倾点-8,粘度指数大于90轴承采用脂润滑,通用钾基润滑脂，GB7324-94，代号1号，滴点大于170，工作锥入度3134mm（25，150g）密封用毡圈密封。10. 设计小结在此次的机械课程设计中，

21、通过对减速器的设计，我有了很多的收获。首先，通过这一次的课程设计，我进一步巩固和加深了所学的机械设计基本理论、基本概念和基本知识，培养了自己分析和解决与本课程有关的具体机械所涉及的实际问题的能力。对减速器的所有组件都有了更加深刻的理解，为后续课程的学习奠定了坚实的基础。而且，这次课程设计过程中，我与同班同学们的激烈讨论让我认识深刻地感受到了“众人拾材火焰高”。其次，通过这次课程设计，对减速器各传动机构以及机构选型、运动方案的确定以及齿轮传动进行运动分析有了初步详细精确话的了解，这都将为我以后参加工作实践有很大的帮助。我觉得非常有成就感，培养了我对机械课程设计很深的学习兴趣。这次课程设计我投入了

22、不少时间和精力，我觉得这是完全值得的。我独立思考的能力得到了进一步的加强，与此同时，又增强了我对积极求解的理解。在我的设计过程中，我采用了边设计边查阅资料的形式，因为很多原理知识我都不懂，只有不断地翻阅资料，这样，我才能更加了解减速器的构成及其减速原理等等知识。在这次的减速器设计中，我显得很是幼稚不成熟，但是我从光是学习书本上的理论走上实际的设计，并自己动手做出了自己的东西，我已经有了一个很好的起点，我在这过程中渐渐明白了我学的那些专业知识有什么用，我要干什么，就像学步的娃娃，终于可以一点一点的走起来，虽然我现在走得不平稳，会摔倒，但是，我走出了这最难的一步，我相信我在以后的设计路上我会走得更

23、加踏实平稳。另外，我想提出自己的几点建议。希望学院里面能多给学生一些这样的自己动手的机会，以提高学生的课程设计能力。培养学生的思考能力，这样有利于我们学院的学生的实践素质的提高，增加学院的就业率，同时也能增加学院在学校里面对影响力。在最后，我要衷心感谢老师这个学期以来的悉心教导与鼓励。这次课程设计制作过程中老师始终在我们身边指引我们方向，让我们学会怎样解决问题，但是并没有动手帮我们解决任何麻烦，我知道老师想教我的是遇到问题，怎样试着去解决，而不是帮我把问题解决掉，谢谢老师的良苦用心。相信我们每个人在这次课程设计中都学到很多，能到在出校门之后，遇到问题知道怎样去寻找解决之道，并从中学到了非常多的

24、知识，收获的不仅仅是书面的东西，更多的是生活中实践的问题。再一次衷心感谢老师！11. 参考文献1 任金泉主编. 机械设计课程设计. 西安：西安交通大学出版社，20032 陈国定主编. 机械设计基础.北京：机械工业出版社，20053 机械设计手册编委会编.机械设计手册减速箱和变速器.北京：机械工业出版社20074 成大先主编. 机械设计手册轴承.北京：化学工业出版社，20045 成大先主编. 机械设计手册联接与紧固. 北京：化学工业出版社，20046 成大先主编. 机械设计手册轴及其连接.北京：化学工业出版社，20047 成大先主编. 机械设计手册机械传动. 北京：化学工业出版社，20048 胡家秀编，机械工业出版社，简明机械零件设计实用手册，1999.10P=4KWN1 500rminPw=2.53 kWY112M-4Pm=4.0 kW=1440 r/min6206 GBT27694word文档 可自由复制编辑