1、1衡阳财经工业职业技术学院课 程 设 计减速器设计说明书学院名称 ：衡阳财经工业职业技术学院专 业 ：模具设计与制造班 级 ：06 模具一班姓 名 ：刘 飞 虎导师姓名 ：阳 益 贵 设计时间：2007 年 10月 7日2007 年 10月 20日机械设计机械设计 课程设计课程设计 任务书任务书 2设计任务 ：螺旋运输机两级斜齿轮圆柱齿轮减速箱传动方案。1、电动机 2、 皮带轮（小） 3、 大带轮 4 、皮带 5、减速箱 6 高速级齿轮传动 7 低速级齿轮传动 8 联轴器 9 圆锥齿轮传动 10 螺旋运输机原始数据1 螺旋运输机上圆周力 P=4000N2 螺旋运输机上圆周速度 V=0.8m/s
2、3 螺旋运输机直径 D=250mm4 圆锥齿轮传动比 i=1：15 工作年限为五年（每年按 300 天计算） ，两班制生产，每班工作八小时，运输机工作平稳转向不变。6 批量生产。目 录3设计任务书一一一 减速箱传动方案的拟定及说明一、工作机器特征的分析二、传动方案的拟定一一一 运动参数计算一、电机的选择 二、传动比的分配 三、运动参数的计算一一一 各传动零件的设计计算一、 皮带轮的设计计算二、 皮带轮结构设计三、 齿轮的设计 四、 各轴的设计 五、 轴承的选择与校核 六、 键的选择与校核一一一 减速箱的箱体设计一一一 减速器的润滑一一一 减速箱的附件一一一 设计小结附录附表一 减速箱中的标准件
3、附表二 减速箱中的非标准件4附表三 箱体的结构图附表四 参考文献第一章 减速箱传动方案的拟定及说明一 、工作机器特征的分析由设计任务书可知：该减速箱用于螺旋运输机，工作速度不高（V=0.8m/s ）,圆周力不大 (P=4000N),因而传递的功率也不会太大.由于工作运输机工作平稳,转向不变,使用寿命不长(5 年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。二、传动方案的拟定及说明 根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图，分析其有优缺点如下：优点： (1)、电动机与减速器是通过皮带进行传动的，
4、在同样的张紧力下，三角皮带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且三角皮带允许的中心中距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级（高速级）采用三角皮5带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。（2） 、斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。（3） 、高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现
5、象。缺点：（1） 、皮带传动稳定性不够好，不能保证精确的传动比，外廓尺寸较大。（2） 、齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定麻烦。综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点，故这种传动方案是可行的。第二章 运动参数计算6一、 电机的选择1、选择电机型号：按设计任务书要求，螺旋运输机是运送粉粒状物质，工作过程平稳，转向不变，故宜采用防尘的电机。根据【1】*表 12-1 介绍，J0 2型电机为封闭扇风自冷式鼠笼转子三相异步电动机。该型号电机可以直接接入三相交流电网，寿命长，运转平稳，使用维修方便，而且体积小，重量轻，价格便宜，能防止灰尘侵入电机内部，适用
6、于灰尘多，工作环境不太好的场合，故选用 J02型电动机为原动机。2、电动机功率的确定由于该电动机按工作机的要求须长期连续运转，载荷变化小，在常温下工作，故按电动机的额定功率等于或略大于所需功率来选择电动机。、工作机构所需的功率 Nw由【4】*（2-1）式 Nw= (kw)10PV Nw= =3.2kw Nw=3.2 kw 108.4、电动机及工作机的总效率 ：= 皮 . 轴承 . 齿 . 锥 . 联 . 滑 . 减速器由【1】*表 13-2 查得 皮 =0.96 (三角皮带传动 ) 轴承 =0.98(滚动轴承) 7 齿 =0.97 (斜齿圆柱齿轮 锥 =0.92 (一对开式 ) 联 =0.99
7、 (联轴器 ) 滑 =0.97 (润滑正常 ) 减速器 =0.95 (双级圆柱齿轮减速器 )故 =0.960.980.970.990.920.97 0.95=0.71 =0.71、电动机所需的功率 Nm由【4】*（2-3）N m =K wK：过载系数，按说明书书要求取 K=1.2则：N m =1.2 =5.41KW71.023按 NmNm 的原则，由【1】*表 12-2取 Nm=5.5KwNm=5.5Kw一般地最常用、市场上供应最多的是周期转速为 1500r/min的电动机，故在满足额定功率的情况下优先选用之。电动机选择结果如下：型号 额定功率 满载转速 起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩重
8、量JO2-42-4 5.5kw 1440r.p.m1.8 2.0 74kg8、电动机的重要数据如下表：由【1】*表 12-3 查得A B C D（gc）E F(jz) G H K安装尺寸216 178 89 32 80 10 26.8 132 13b B1 b2 H L1 L h1 b3外形尺寸 275 210 140 315 505 250 18 55、所选电机外形、传动比的分配1、 分配原则、各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值。、使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸。、使二级齿轮减速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等，以利实现油池润滑。9、 使各级圆柱齿轮传动的中心距保
9、持一定比例。设计内容 计算及说明 结果2、计算总传动比 i由【4】* (2-4) 式 i= wn为n 电 ：电动机的转速Nw：工作机构的转速.i= =23.558.0162D4i=23.553、分配各级传动比：由【4】*表 2-1,可知 i 皮 =24考虑到传动大则皮带轮大轮与小轮直径相差较大,小皮 带包角小, 故取 i 皮 =2 由【4】*(2-6)式 if=1.3isif-减速器高速 级传动 比is-减速器低速级传动 比i= i 皮 ifisi 锥= i 皮 1.3is2i 锥 is= 为为i3.13i 皮 =2is=3104、检验则 if =3.9i 实 =23.931=23.4i=23
10、.55 i= =i为 5.2340.00640.64%并且，所求 Is、I f均在斜齿圆柱齿轮许可的范围 i之内。if =3.9合理三、运动参数的计算由于减速器是通用减速器，大批量生产。各零件的承载能力与电动机承载能力相对应。因此以电动机的额定功率作为设计功率来计算。N , N ,N _分别表示、轴输入功率（Kw）n ,n ,n 分别表示、轴的转速（r/min）T ,T ,T 分别表示、轴的扭矩（Nm）根据【4】* （211）式N =Nm 皮 =5.50.96=5.28 KwN =N 滚 齿 =5.50.960.980.97=5.02kwN =N 滚 齿 =5.020.980.97=4.77
11、Kw11由【4】*（2-10）式n = = =720r/min皮电i210n = = =184.6185r/minfi为为9.34n = =1440/23.4=62 r/min为为为iifs由【4】*(2-12)式T =9550N /n =95505.28/72070N.mT =9550N /n =95505.02/185260N.mT =9550N /n =95504.77/62735 N.m轴号 转速( r/min) 功率(KW) 扭矩(N.m) 720 5.28 70 185 5.02 260 62 4.77 73512第三章各传动零件的设计计算一、皮带轮的设计计算.根据【3】*12-3
12、 P356P360 所列计算步骤及参考 P360例题作如下设计：设计内容 计算与说明 结果1、确定计算功率 Nca.Nca=Kw.NmKw工作情况系数 由【3】*表 12-4 得 Kw=1.1Nca=KwNm=1.15.5=6.05 Kw Nca=6.05kw 2、选择皮带型号根据 Nca及主动轮转速 ，由 【3】*图 12-9 查得：皮带轮型号为 A 型A 型133、确定带轮的计算直径 D1和 D2确定主动轮的直径D1验算 V确定大带轮的直径D2根据 D1D min的原则，由 【3】*表12-5 查得： D1=100mmV= =06n1 064.=7.54m/s根据【3】*12-3 推荐V=
13、1020m/s。V 过少，D 1就小，将使所需的有效圆周力 P过大，所需皮带根 过多，故将 D1取为D1=140mm这时 V= =10.55m/s1064.3适合书推荐要求，且：VV max=25m/s D2=i 皮 D1=2140=280mmV=7.54m/sD1=140mm合格D2=280mm14 确定中心距 a 和皮带长度 a0 a 2a0理论中心距K a中心距计算系数由【3】表达 126 查得K a=1.08a 0=1.08280=320.4mm由【3】(1220) 式L02a 0 (D2D 1)0212a4)(=3302.4 (280140)4.302)18(=1280.4mm 由【
14、3】表 122 查得,对应的标准长度 L 和公称长度 LiL=1275mm, Li=1250mmaa 0 20=302.4 4.1875300mma0=320.4mmL0=1280.4mmL=1275mmLi=1250mma=300mm15 验算主动轮上的包角 a1验算 （绕转次数）确定皮带的根数amin=a0.015L=3000.0151275=280.875mm281mmamax=a0.03L=3000.031275=338.3mma1=180 160aD12=180 1603048=152120由【3】 *公式（12-23）得= LV10= 275.8.27 -1 max max=20
15、-1由【3】*（12-24）式= LecaKNK :考虑包角不同时的影响系数a1=152合格16由【3】*表 12-7，并用插入法求得K =0.95 (0.95-0.92)15062=0.926KL：考虑皮带长度不同时的影响系数，即长度系数由【3】*表 12-8，K L=0.93又：N e=（N O+N O）：考虑皮带材质情况的材质系数，因为一般用途的传动机构中，多用棉线绳结构的皮带，取 =0.75No：单根皮带的许用功率。查【3】*表 12-3 ， 并用插入法V=10.55S -1在 10与 11之间，N o=2.15 105.25.=2.08kwN 0：计入传动比的影响时，单根皮带所传递的
16、功率增量。N 0=Kb n1(11/k i) kwkb:考虑不同型号皮带的挠性不同对弯曲时的影响系数,即弯曲时的影响系数。17计算皮带轮的拉力S0计算皮带传动作用在轴上的压力由3 *表 12-9查得：Kb =10310-3n1主动轮转速 1440r/minki 传动比影响系数由3 *表 12-10 ki =1.12N e=kbn1(11/k i)=1.0310-31440(11/1.12)=0.1589 kw故 Ne=(N 0+N 0) =0.75(2.0825+0.1589)=1.68kwZ= LecaK= 4（根）93.026.815由3 * (12-25) S0=15.6G由3 *表 1
17、2-11 取 G=10NS 0=156N=2ZS Osin12=24156sin76o=1211NNe=1.68kwZ=4 根S0=156NQ=1211N18二、皮带轮结构设计1、对三角皮带带轮设计的要求：、重量轻；、结构工艺性好，无过大铸造内应力，便于制造；、质量分布均匀；、轮槽工作面要精细加工56，以减少皮带的磨损；、应保证一定的几何尺寸精度，以使载荷分布均匀；、要有足够的强度和刚度；、尽可能的从经济角度加以考虑。2、皮带轮的材料根据 V=10.55ms30ms ,考虑到加工方便及经济性的原则，采用 HT15-30的铸铁带轮。3、结构尺寸的设计 、轮槽的设计对与 A型皮带由【3】*表 12
18、-12查得有关参数M f T s b B =3412.5 3.5 16 10 11 6 68 b=17B=（Z-1）t+2s=（4-1）16+210=68mm19、小带轮的设计D 1=140mm3d，d 为电机轴的直径=32mm，3d=96mm ，且 D1300mm，故采用腹板式。考虑到 D1与 3d 较接近，为方便制造，腹板上不开孔。a)、有关结构尺寸确定：由【3】*表达式 12-13 得：d1=1.8d=1.832=58mmD1=D22(mf)=140262(12.53.5)=110mmDw=D2f=1402 3.5=147mmL=2d=232=64mm20b)、结构图如下：、大带轮的设计
19、D 2=280mm300mm， 故采用腹板式。又：D 1d 1=25058=192100 ，故在腹板上开 4 孔，a） 、有关结构尺寸如下：d=32mm; 第 I 轴直径d1=1.832=58mmD0=0.5（D 1d 1）=0.5（25058）=154mmD1=280262 （12.53.5）=250mm21d0=0.25（2803058）=48mmL=2d=322=64mmDw=D2f=2807=287mmb)、结构图如下：三、齿轮的设计221、齿轮传动设计总体原则及分析：根据如下（设计说明书所给的传动方案） 轴上作用着一对齿轮，为了减小轴所受的轴向力，应使轴轴向力方向相反，由于轴的 Z4
20、齿轮受力方向应与圆锥齿轮受力相反，故 Z4应为右旋；同理，Z 3应为左旋，Z 2应为左旋，Z 1为右旋。 高速级齿轮的转速较高，为改善接触条件及使受力均布，高速级齿轮 Z1、Z 2的螺旋角应大于低速级齿轮的螺旋角。 为满足设计任务书之传动平稳的要求，齿轮的模数应取较小值，而适当增大齿轮的齿数，这样就能减小运动过程中的噪23声、振动，使运转平稳。2、高速级齿轮设计计算已知：n =720r/min，i f=3.9,N =5.28Kw,Lh=530028=24000h、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按设计任务书给定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择
21、 8级精度。工作机运转过程中受力不大，故选 45 钢，便于制造，且价格较便宜，经一定的热处理后，综合性能均能满足要求。小齿轮 45 钢调质，HB 1=270（由【3】*表 8-16查得）大齿轮 45 钢常化，HB 2=200（由【3】*表 8-16查得）大小齿轮齿面的硬度差为 270200=70，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。齿数：取小齿轮齿数 Z1=23；则大齿轮齿数 Z2=3.923=89.790.齿面硬度 HB350 的闭式齿轮传动中，据【3】*P183 的设计准则，通常齿轮都是首
22、先出现点蚀破坏，所以应按接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核，最后作齿轮的结构设计。、螺旋角的确定：据【3】*P238 推荐 =715，取24=135，小齿轮 Z1右旋，大齿轮 Z2左旋。、按齿面接触疲劳强度设计由【3】*表 8-17中公式 d1t= 3d2H1tTkA、 确定公式内的各计算数据a)、试选 Kt=1.3；b)、T 1=70Nm=7104Nmm；c)、由【3】*表 8-15 选取 d=1；d)、由 H=KNH H0 ， 【3】*式（8-41b ）计算许用应力。由【3】*图 8-68 查得 H01=550N/mm2。 H02=450N/mm2。由【3】*（8-42）式：N=60nj
23、L h，其中 n1=720r/min ， j=1 ， Lh=24000h ，n 2=185r/min。N 1=6072012400=1.04109次，N2=60185124000=0.27109次。由图 8-69查得 KNH1=1，K NH2=1.1 H1=550N/mm2，H2=1.1450=495N/mm2， = =522.5n/mm22H14950。e)、计算 Z=ZHZUZ ZE由【3】*图 8-65查得：轮齿区域系数 ZH=2.4425由【3】*P249 经验决定，计入重叠系数影响的系数。Z 在 0.780.85 之间，取 Z =0.8由【3】*图 8-64查得：齿数比系数 ZU=1
24、.14由【3】*表 8-14查得：弹性影响系数 ZE=189.8 Z=2.441.44189.80.8=422.4B、 设计计算a)、试算 d1td1t = 49.2mm3d2H1tZTk23 215.470.b)、计算圆周速度V= = =1.85m/s106nt10672.49.3c)、求载荷系数 K：K=K VKWK根据 = =0.57m/sVZ1.由【3】*图（8-56a）查得 KV=1.03,由【3】*表 8-12查得 KW=1；由表 8-13查得 K =1.15 K=1.0311.15=1.1845d)、试选的 Kt值与实际的 K值相差较大，应校正所得分度圆直径。由式（8-43）得2
25、6d1=d 1t =49.2 47.7mm3tK3.1845e)、计算模数mn= = =2mm1Zcos2397.04mn与标准值相符。由前有关计算知：Z1=23， m n=2mmZ2=90, d1=47.7mmf)、按标准模数计算分度圆直径： d1= = =47.22mm53cosn0.974d2= = =184.78mmmZn1.2g)、计算中心距a= = =116mm2178.4.b= dd1=147.22=47.22圆整该数值，并取 b=50mm b=B 2=50mmB1=55mm、校核齿根弯曲疲劳强度：由【3】*表 8-17查得校核公式为 b= YYsaYL bntmKF27Ft=
26、= =2965N1dT2.470ZV1= = =24.88齿3cos39.ZV2= = =97,4齿323741.0由【3】*图 8-61查得齿形系数 Y1=2.62,Y2=2.17由【3】*图 8-62查得：应力校正系数Ysa1=1.65Ysa2=1.87由表 8-17查得接触线系数YL=0.55由【3】*（8-41）a 式，b=K Nb b0由图 8-67查得弯曲寿命系数 KNbKNb1=KNb2=1由【3】*图（8-66）查得 b1=420N/mm2, b2=380N/mm2校核计算由【3】*式（8-89） b= YYsaYL bntmKF b1= 2.621.650.552509618
27、4.=83.5N/mm2 b1=420N/mm2 b2= b1 1saY28=83.5 =78.4N/mm2 b2=380N/mm265.1287故所设计齿轮合格。、结构设计A、小齿轮结构设计由【3】*8-27 推荐，当齿根圆到键槽顶部 e2m t时，宜将齿轮做成齿轮轴， m t= = 2.05mmcosn9741.02 e22.053=4.1由于第一轴的结构设计中小齿轮处的轴 d=47,而小齿轮的齿根圆 dfdf=d12h f=d12h atmt2c*m t=d12(h* anc* n)mn=47.222(10.25)2=42.22mm。显然 e2m t故需做成齿轮轴。其结构见轴的结构图。B
28、、对于大齿轮：由【3】*8-27 推荐：当 da500mm 时，采用腹板式结构。有关参数：da=d22h* amn=184.7822=188.78mmD4=d =47mm,d 为轴安装大齿轮处的轴径。29D3=1.6D4=75.2mm76mmD0=da10m n=188.78102=168.78mm170mm。为满足强度，取 D0=160mm。D2=0.35(D0D 3)=0.35(16076)32mm。D1= = =118mm276C=0.25（B 2）=0.25 50=12.5mm，取 C=12mmn=0.5mm=0.51.5=0.75mm1mmr=5mm。高速级大齿轮结构图如下：303、
29、低速级齿轮传动已知：n =185r/min， n =62r/min， is=3，N =5.02kw, Lh=24000h,1） 、选定齿轮类型、精度等级、材料齿数及螺旋角a 、根据任务书及齿轮设计总体原则，小齿轮 Z3左旋，大齿轮 Z4右旋。b、齿轮精度与高速级齿轮相同，为 8 级精度。c、材料仍为 45#钢，由 【3】*表 8-16小齿轮调质 HB3=270大齿轮常化 HB4=200d、齿数：Z 3=37 齿， Z4=373=111 齿e、螺旋角取 =1136.2)、按齿面接触疲劳强度设计HB350，是软齿面接触，其破坏形式主要为点蚀，故按接触强度设计，按弯曲强度校核。由【3】*表 8-17查知：d 3t 3d2H3tZTk2其中；K t=1.3，T 2=260Nm， d=1由【3】*图 8-68 H03=550N/mm2 H04=450N/mm2(注：低速级齿轮传动设计的原理、含义与高速级相同)
