機械設計課程設計計算說明書
設計題目減速器的設計
專業班級
設計人完成日期 2011-1-5
設計要求：含有單級圓柱齒輪減速器及帶傳動的傳動系統
運輸帶工作拉力f= 2300 n
運輸帶工作速度 v = 1.1 m/s
捲筒直徑 d= 250 mm
工作條件：兩班制工作，常溫下連續單向運轉，空載起動，載荷平穩，室內工作，環境有輕度粉塵，每年工作300天，減速器設計壽命10年，電壓為三相交流電（220v/380v）.
目錄一、 運動引數的計算4
二、 帶傳動的設計6
三、 齒輪的設計8
四、 軸的設計12
五、 齒輪結構設計18
六、 軸承的選擇及計算19
七、 鍵連線的選擇和校核23
八、 聯軸器的選擇24
九、 箱體結構的設計24
一十、 潤滑密封設計26
一．運動引數的計算
1．電動機的選型
1）電動機型別的選擇
按工作要求選擇y系列三相非同步電機，電壓為380v。
2）電動機功率的選擇
滾筒轉速：
負載功率:
kw電動機所需的功率為：
（其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率。）
為了計算電動機所需功率，先確定從電動機到工作機只見得總效率，設、、、分別為v帶傳動、閉式齒輪傳動（齒輪精度為8級）、滾動軸承和聯軸器的效率
查《機械設計課程設計》表2-2得 =0.95 =0.97 =0.99 =0.99
折算到電動機的功率為:
選取額定功率未3kw
3）電動機轉速的選擇
選擇常用的同步轉速為1500 r/min和1000 r/min。
4）電動機型號的選擇
為了合理分配傳動比，使機構緊湊，選用電動機y132s-6
2．計算傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
(1)總傳動比:
（2）選擇帶傳動的傳動比
（3）齒輪的傳動比
3．計算傳動裝置的運動和動力引數：
（1）計算各軸的轉速:
i軸轉速：
（2）各軸的輸入功率
i軸上齒輪的輸入功率:
ii軸輸入功率：
iii軸輸入功率：
（3）各軸的轉矩
電動機的輸出轉矩：
運動和動力引數如下表
二．帶傳動的設計
1. 確定計算功率
查課本表8-7得：
,式中為工作情況係數，為傳遞的額定功率,即電機的額定功率.
2. 選擇帶型號
根據，,查課本圖8-11選用帶型為a型帶．
3. 選取帶輪基準直徑
1）初選小帶輪基準直徑
查課本表8-6和表8-8取小帶輪基準直徑
2）驗算帶速v
在5～25m/s範圍內，故v帶合適
3）計算大帶輪基準直徑
查課本表8-8後取
4. 確定中心距a和帶的基準長度
根據課本式8-20 ，初步選取中心距
所以帶長, =
查課本表8-2選取基準長度得實際中心距
由8-24式得中心距地變化範圍為438~510mm
5. 驗算小帶輪包角
，包角合適。
6. 確定v帶根數z
1）計算單根v帶額定功率
由和查課本表8-4a得
轉速，傳動比,查課本8-4a得
查課本表8-2得
查課本表8-5,並由內插值法得=0.946
2）帶的根數
故選z=4根帶。
7.計算初拉力
由8-3得q=0.1kg/m，
單根普通ｖ帶張緊後的初拉力為
8.計算作用在軸上的壓軸力
9.v帶輪的結構設計
（1）b=（z-1）t+2s=（4-1）×16+2×10=68mm
⑵、小帶輪的設計
採用材料ht150鑄鐵
∵d1=100mm＞3d，
d為電機軸的直徑d=38mm，
且＜300mm，故採用腹板式。腹板上不開孔。
a)、部分結構尺寸確定：
d1=1.8d=1.8×38=69mm
l=1.8d=1.8×38=69mm
⑶、大帶輪的設計
由於 d2=300mm， 故採用孔板式。
a）、有關結構尺寸如下：
d=38mm; 第i軸直徑
d1=1.8×38=69mm
l=1.8d=38×1.8=69mm
三.齒輪的設計
1、選定齒輪型別、精度等級、材料及齒數
（1）根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。
（2）運輸機為一般工作狀態的機器，轉速不高，故齒輪選擇8級精度。
（3）材料選擇
根據課本表10-1：
小齒輪材料為40cr（調質），硬度280hbs
大齒輪材料為45＃鋼（調質）hb2=240
大小齒輪齒面的硬度差為280－240=40，是合理的。當運轉過程中較硬的小齒輪齒面對較軟的大齒輪齒面，會起較明顯的冷作硬化效應，提高了大齒輪齒面的疲勞極限，從而延長了齒輪的使用壽命。
（4）選小齒輪的齒數z1=23；
則大齒輪齒數z2= z1=3.81×23=87.6，去z2=8
2、按齒面接觸疲勞強度設計
由由設計公式（10-9a）進行試算，即
（1）確定公式內的各計算資料
1)、試選kt=1.3；
2)、；
3)、由課本表10-7選取фd=1；
4)、由課本表10-6查得材料的彈性影響係數ze=189.8
5）由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的解除疲勞強度極限
大齒輪的解除疲勞強度極限
6）由課本式10-13計算應力迴圈次數
7）由課本圖10-19取接觸疲勞壽命係數knh1=0.90，knh2=0.95
8）計算接觸疲勞許用應力
去失效概率1%，安全係數s=1，由課本式（10-12）得
（2）計算
1）試算小齒輪分度圓直徑d1t
2)、計算圓周速度
v===1.01m/s
3)、計算齒寬
4）計算齒寬和齒高的比
模數齒高h=2.25=5.898mm
=60.287/5.898=10.22
5)計算載荷係數
根據v=1.01m/s，8級精度，由課本圖10-8查得動載荷係數kv=1.10
直齒輪由課本表10-2查得使用係數
由課本表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時
由，查得
故載荷係數
6)按實際的載荷係數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得
7）計算模數
3、按齒根彎曲強度設計
由課本式（10-5）得彎曲強度計算公式
（1）確定公式內的各個計算數值
1）由課本圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
2）由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命係數,
3)計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全係數s=1.4，由課本式（10-12）得
4)計算載荷係數k
5)查取齒形係數
由表10-5查得，
6）查取應力校正係數
由表10-5查得,
7)計算大、小齒輪的
大齒輪的數值大
（2）設計計算
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模式m大於由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由於齒輪模數m的大少主要取決於彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪的直徑（即模數）與齒輪的乘積有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數1.90並就近圓整為標準值m=2mm，按接觸疲勞強度計算分度圓直徑=63.007mm，算出小齒輪齒數
，取=32
大齒輪齒數：
這樣設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，並做到結構緊湊，避免浪費。
4.幾何尺寸計算
（1）計算分度圓直徑
（2）計算中心距
（3）計算齒寬
取，四．軸的設計
（一）ⅱ軸的設計
1.軸上的功率、轉速和轉矩
2.作用在齒輪上的力
切向力徑向力
3.初定軸的最小直徑
先按課本式（15-2）初步估計軸的最少直徑。
材料為45鋼，調質處理。根據課本表15-3，取
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，故先選聯軸器。
聯軸器的計算轉矩，查課本表14-1，考慮到轉矩的變化很小，故=1.3,，則：
選擇彈性柱銷聯軸器,型號為:hl3型聯軸器,其公稱轉矩為:
半聯軸器的孔徑:,故取:. 半聯軸器長度,半聯軸器與軸配合的轂孔長度為:.
4、軸的結構設計
(1)軸上零件的定位,固定和裝配
單級減速器中可以將齒輪安排在箱體**,相對兩軸承對稱分布.齒輪左面由套筒定位,右面由軸肩定位,聯接以平鍵作為過渡配合固定,兩軸承均以軸肩定位.
(2)確定軸各段直徑和長度
<1>為了滿足半聯軸器的軸向定位要求,軸段右端需製出一軸肩,故取段的直徑,左端用軸端擋圈定位,查手冊表按軸端去擋圈直徑,半聯軸器與軸配合的轂孔長度:,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上,故段的長度應比略短,取:.
<2>初步選擇滾動軸承,因軸承只受有徑向力的作用 ,故選用深溝球軸承,參照工作要求並根據:.
由《機械設計課程設計》表12-5，選取6209型軸承,尺寸:，軸肩
故，左端滾動軸承採用套筒進行軸向定位,右端滾動軸承採用軸肩定位.取=53mm
<3>取安裝齒輪處軸段的直徑：，齒輪左端與左軸承之間採用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為,為了使套筒端麵可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短與輪轂寬度,故取：,齒輪右端採用軸肩定位,軸肩高度,取,則軸環處的直徑：
，軸環寬度：,取。
<4>軸承端蓋的總寬度為：,取：.
<5>取齒輪距箱體內壁距離為:，s=8mm,t=19mm
,由於這是對稱結構，算出.
至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度.
(3)軸上零件的周向定位
齒輪,半聯軸器與軸的周向定位均採用平鍵聯接
1）齒輪與軸的連線
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