机械设计减速器设计说明书
系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：
目 录
第一章 设计任务书 ......................................................... 1 第二章 传动装置总体设计方案 ............................................... 1 第三章 选择电动机 ......................................................... 2 第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 ..................................... 4 第五章 普通V带设计计算 ................................................... 5 第六章 减速器齿轮传动设计计算 ............................................ 10 第七章 轴的设计 .......................................................... 12 第八章 滚动轴承寿命校核 .................................................. 26 第九章 键联接设计计算 .................................................... 28 第十章 联轴器的选择 ...................................................... 29 第十一章 减速器的密封与润滑 .............................................. 30 第十二章 减速器附件 ...................................................... 30 第十三章 减速器箱体主要结构尺寸 .......................................... 33 第十四章 设计小结 ........................................................ 34 参考文献 .................................................................. 34
第一章 设计任务书 1.1设计题目 一级直齿圆柱减速器，拉力F=3200N，速度v=1.35m/s，直径D=235mm，每天工作小时数： 16小时，工作年限（寿命）：3年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。 1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计 第二章 传动装置总体设计方案 2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。 2.2该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称 1
分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机 第三章 选择电动机 3.1电动机类型的选择 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。 3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：η1=0.99 滚动轴承的效率：η2=0.99 V带的效率：ηv=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.97 工作机的效率：ηw=0.96 3.3计算电动机容量 工作机所需功率为 Pd=5.03 nw=109.77 电动机所需额定功率: 工作转速： 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4，一级圆柱齿轮传动比范围为：
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3～5，因此理论传动比范围为：6～20。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(6～20)×109.77=659--2195r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S-4的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。 方案 1 2 3 4 电机型号 Y160M2-8 Y132M2-6 Y132S-4 Y132S1-2 额定功率(kW) 5.5 5.5 5.5 5.5 同步转速(r/min) 750 1000 1500 3000 满载转速(r/min) 720 960 1440 2900 电机主要尺寸参数 图3-1 电动机 中心高 外形尺寸 地脚安装尺寸 地脚螺栓孔直径 A×B 216×140 K 12 轴伸尺寸 键部位尺寸 H 132 L×HD 475×315 D×E 38×80 F×G 10×33 ia=13.118 iv=2.6 i1=5.08 3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为： 3
（2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2.6 减速器传动比为 第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 4.1电动机输出参数 4.2高速轴的参数 4.3低速轴的参数 4
4.4工作机的参数 各轴转速、功率和转矩列于下表 轴名称 电机轴 高速轴 低速轴 工作机 转速n/(r/min) 1440 553.85 109.03 109.03 功率P/kW 5.03 4.83 4.64 4.32 转矩T/(N?mm) 33358.68 83283.38 406420.25 378391.27 第五章 普通V带设计计算 （1）求计算功率Pc 查表13-9得KA=1.3，故 （2）选V带型号 5
根据Pc=6.539kW、n1=1440r/min，由图13-15选用A型。 （3）求大、小带轮基准直径d2、d1 由图13-15，因传动比不大，取d1=100mm。 由表13-10，取d2=250mm。 （4）验算带速v 带速在5～30m/s范围内，合适。 （5）求V带基准长度Ld和中心距a 初步选取中心距 由式（13-2）得带长 由表13-2，对A型带选用Ld=1550mm。再由式（13-15）计算实际中心距 （6）验算小带轮的包角α1 6
合适。 （7）求V带根数z 由式（13-14）得 今n1=1440r/min，d1=100，查表13-4得 由式（13-8）得传动比 查表13-6得 由α1=162.98°查表13-8得Kα=0.956，表13-2得KL=0.99，由此可得 取4根。 （8）求作用在带轮轴上的压力FQ 查表13-1得q=0.105kg/m，故由式（13-16）得单根V带的初拉力 作用在轴上的压力 （9）带轮结构设计 带型 小带轮基准直径 大带轮基准直径 A 100mm 250mm V带中心距 包角 带长 505mm 162.98° 1550mm 7
带的根数 带速 4.带轮结构设计 4 7.54m/s 初拉力 压轴力 181.05N 1432.45N （1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=38mm 因为小带轮dd1=100 因此小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下： L=2.0×d≥B（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度） 图5-1 带轮结构示意图 （2）大带轮的结构设计
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大带轮的轴孔直径d=32mm 因为大带轮dd2=250mm 因此大带轮结构选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下： 图5-2 带轮结构示意图 9
第六章 减速器齿轮传动设计计算 （1）选择材料及确定许用应力 小齿轮选用45（调质），齿面硬度197～286HBS，相应的疲劳强度取均值，σHlim1=585MPa，σFE1=445MPa（表11-1），大齿轮选用45（正火），齿面硬度156～217HBS，σHlim2=375MPa，σFE2=310由表11-5，取SH=1，SF=1.25，则 （2）按齿面接触强度设计 设齿轮按8级精度制造。区载荷系数K=1.5（表11-3），齿宽系数φd=1.2（表11-6），取ZE=189.8MPa^0.5（表11-4），u=i=5.08则 齿数取Z1=32，则Z2=i×Z1=5.08×32=163。故实际传动比 模数 齿宽 10
取b1=85mm b2=80mm 按表4-1取m=2mm，实际的 则中心距 （2）验算轮齿弯曲强度 齿形系数 （3）齿轮的圆周速度 可知选用8级精度是合适的。 参数或几何尺寸 法面模数 法面压力角 法面齿顶高系数 法面顶隙系数 螺旋角 齿数 齿顶高 齿根高
符号 mn αn ha* c* β z ha hf 小齿轮 2 20 1.0 0.25 左0°0'0\32 2 2.5 11
大齿轮 2 20 1.0 0.25 右0°0'0\163 2 2.5
分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 中心距 d da df B a 64 68 59 85 195 326 330 321 80 195 图6-1 大齿轮结构图 第七章 轴的设计 7.1高速轴设计计算 (1)已知的转速、功率和转矩 转速n=553.85r/min；功率P=4.83kW；轴所传递的转矩T=83283.38N?mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45钢调质，许用弯曲应力为[σ]=60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 12
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% 查表可知标准轴孔直径为32mm故取dmin=32 (4)确定各轴段的直径和长度。 图7-1 高速轴示意图 1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=32mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=62mm。选用普通平键，A型键，b×h = 10×8mm(GB/T 1096-2003)，键长L=50mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。。参照工作要求并根据d23 = 38 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×B = 40×80×18mm，故d34 = d67 = 40 mm。 3)采用分体式齿轮，该段安装齿轮，l45略短于齿轮宽度，则l45=83mm。轴肩h34=2.5mm，则d45=45mm。轴肩h45=3.5，则d56=52mm。 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则 5)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，
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应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ = 10 mm，挡油环宽度s1=12mm，则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴段 直径 长度 1 32 62 2 38 65 3 40 40 4 45 83 5 52 8 6 40 30 小齿轮所受的径向力 (5)轴的受力分析 小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径） 第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=105mm，轴承压力中心到齿轮支点距离l2=72.5mm， 齿轮中点到轴承压力中心距离l3=72.5mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 带传动压轴力（属于径向力）Q=1432.45N a.在水平面内 高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1432.45N 轴承A处水平支承力： 轴承B处水平支承力：
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b.在垂直面内 轴承A处垂直支承力： 轴承B处垂直支承力： 轴承A的总支承反力为： 轴承B的总支承反力为： c.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩： 截面B在水平面上弯矩： 截面C在水平面上的弯矩： 截面D在水平面上的弯矩： d.在垂直平面上： 截面A在垂直面上弯矩： 截面B在垂直面上弯矩： 15
截面C在垂直面上的弯矩： 截面D在垂直面上弯矩： e.合成弯矩，有： 截面A处合成弯矩： 截面B处合成弯矩： 截面C处合成弯矩： 截面D处合成弯矩： 转矩和扭矩图 截面A处当量弯矩： 截面B处当量弯矩： 截面C处当量弯矩： 16
截面D处当量弯矩： f.画弯矩图 弯矩图如图所示： 图7-2 高速轴受力及弯矩图 17
(6)校核轴的强度 18
箱盖、箱座肋厚 m1、m m1≈0.85×δ1、m≈8mm、8mm 0.85×δ D+(5∽5.5)d3；D--轴承外径 120mm、、140mm 轴承端盖外径 D2 第十四章 设计小结 这次关于一级直齿圆柱减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。 在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知 识解决工程实际问题的能力。 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 参考文献 [1]机械设计基础（第六版）.杨可桢.高等教育出版社 [2]机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号ISBN978-7-04-019303-9 高等教育出版社 2006年5月第3次印刷。 [3]机械设计课程设计指导书/龚溎义主编 编号ISBN 978-7-04-0027278-0 高等教育出版社 2010年12月第32次印刷。 [4]机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7 西安电子科技大学出版社 2011年9月第2次印刷。 [5]机械制图/大连理工大学工程制图教研室编.——6版 编号ISBN 978-7-04-021807-7 高等教育出版社 2007.7（2009重印）。 34
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