一级减速机课程设计

第一篇：一级减速机课程设计

仅供参考

一、传动方案拟定

第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

（1）工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2）原始数据：滚筒圆周力F=2.2KN；带速V=2m/s； 滚筒直径D=350mm。

运动简图

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.992×0.97×0.99×0.95 =0.86(2)电机所需的工作功率： Pd=FV/1000η总

=2200×2.0/1000×0.86 =3.784KW

3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速： Nw=60×1000V/πD =60×1000×1.4/π×220 =121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min 符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表

方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min）传动装置的传动比

KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮 1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63 2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y100l2-4。

其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各级传动比（1）取i带=3（2）∵i总=i齿×i 带π ∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、计算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型

由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2

P=2.76KW PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW 据PC=3.3KW和n1=473.33r/min 由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75 dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm 由课本[1]P190表10-9，取dd2=280 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×95×1420/60×1000

=7.06m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心距 初定中心距a0=500mm Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450 =1605.8mm 根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm 确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2 =497mm

(4)

验算小带轮包角 α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a =1800-57.30×(280-95)/497 =158.670>1200（适用）

（5）

确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得

P1=1.4KW i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得

△P1=0.17KW 查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99 Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17)×0.94×0.99] =2.26(取3根)

(6)

计算轴上压力

由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力： F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN 则作用在轴承的压力FQ FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常

齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；

精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=3.89 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78

由课本表6-12取φd=1.1(3)转矩T1 T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得： σHlim1=610Mpa

σHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109 N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108 查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05 按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0 [σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 故得： d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =49.04mm

模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度 σ bb=2KT1YFS/bmd1 确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm 齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm 取b2=55mm

b1=60mm(7)复合齿形因数YFs

由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)许用弯曲应力[σbb] 根据课本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa 由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1

YN2=1 弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1 计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa [σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa 校核计算

σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1] σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2] 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩a a=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V 计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s 因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算

从动轴设计

1、选择轴的材料

确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

（1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴 承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合 分别实现轴向定位和周向定位

（3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm 齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5 满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d1=35mm

长度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm, 宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+19+55）=96mm III段直径d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=50mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm Ⅴ段直径d5=52mm.长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=195mm ②求转矩：已知T2=198.58N?m ③求圆周力：Ft 根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N ④求径向力Fr 根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度 由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453 =7.14MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。

主动轴的设计

1、选择轴的材料

确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm

考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm, 宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=50mm ②求转矩：已知T=53.26N?m ③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N ④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2)截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2 =（192+52.52）1/2 =55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2 =59.74N?m(6)校核危险截面C的强度 由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够

（7）滚动轴承的选择及校核计算

一从动轴上的轴承 根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初选的轴承的型号为: 6209，查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN，查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N 根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2)∵FS1+Fa=FS2

Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=682N

FA2=FS2=682N(3)求系数x、y FA1/FR1=682N/1038N =0.63 FA2/FR2=682N/1038N =0.63 根据课本P265表（14-14）得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

x2=1 y1=0

y2=0(4)计算当量载荷P1、P2 根据课本P264表（14-12）取f P=1.5 根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N(5)轴承寿命计算 ∵P1=P2 故取P=1624N ∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N 由课本P264（14-5）式得 LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h ∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:

(1)由初选的轴承的型号为:6206

查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm, 基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN，查[2]表10.1可知极限转速13000r/min

根据根据条件，轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N 根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2)∵FS1+Fa=FS2

Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=711.8N

FA2=FS2=711.8N(3)求系数x、y FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根据课本P265表（14-14）得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

x2=1 y1=0

y2=0(4)计算当量载荷P1、P2 根据课本P264表（14-12）取f P=1.5 根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1693.5N ∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N 由课本P264（14-5）式得 LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h ∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算 1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6 高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79 2．键的强度校核

大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79 b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm 圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N 挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp] 因此挤压强度足够

剪切强度： =36.60<120MPa=[ ] 因此剪切强度足够

键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~

1、减速器附件的选择 通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器

选用游标尺M12 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×1.5 根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号： 起盖螺钉型号：GB/T5780

M18×30,材料Q235 高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235 螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235 箱体的主要尺寸： ：

(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625

取z=8

(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45

取z1=8

(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12

(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=

0.036×122.5+12=16.41(取18)

(7)地脚螺钉数目n=4(因为a<250)

(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5

(取14)

(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55×

18=9.9

(取10)

(10)连接螺栓d2的间距L=150-200

(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)

(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4(取6)

(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1

(15)

Df.d2

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。

(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm

(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm

(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm

(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

D～轴承外径

(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.九、润滑与密封 1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。2.滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。4.密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结 课程设计体会

课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！

课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

第二篇：一级减速机课程设计

仅供参考

一、传动方案拟定

第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

（1）工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2）原始数据：滚筒圆周力F=1.6KN；带速V=1.6m/s； 滚筒直径D=240mm。

运动简图

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.98×0.97×0.98×0.99×o.96 =0.85(2)电机所需的工作功率： Pd=FV/1000η总

=1600×1.6/1000×0.85 =3.01KW

3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速： Nw=60×1000V/πD =60×1000×1.6/π×600 =44.59r/min

根据查表得到的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min 符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由查表得出有三种适用的电动机型号。如下表

方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min）传动装置的传动比

KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮 1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63 2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y100l2-4。

其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各级传动比（1）取i带=3（2）∵i总=i齿×i 带π ∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、计算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型

由查表可得10-8得：kA=1.2

PC=KAP=1.2×2.76=3.3 据PC=3.3KW和n1 由图可知：选用A型V带=473.33r/min KW P=2.76KW（2）确定带轮基准直径，并验算带速 由查表可得，取dd1=95mm>dmin=75 dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm 由查表可得，取dd2=280 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×95×1420/60×1000

=7.06m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心距 初定中心距a0=500mm Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450 =1605.8mm 由查表可选取相近的Ld=1600mm 确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2 =497mm

(4)

验算小带轮包角

α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a =1800-57.30×(280-95)/497 =158.670>1200（适用）

（5）

确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得

P1=1.4KW i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得

△P1=0.17KW 查[1]表10-3，得Kα=0.94；查表得 KL=0.99 Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17)×0.94×0.99] =2.26(取3根)

(6)

计算轴上压力

由由查表可得q=0.1kg/m，由单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN 则作用在轴承的压力FQ FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)=791.9N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常

齿轮采用软齿面。查表选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS； 精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=3.89 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78

由表取φd=1.1(3)转矩T1 T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin 由图查得： σHlim1=610Mpa

σHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109 N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108 查图中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05 按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0 [σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 故得：

d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 取标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度 σ bb=2KT1YFS/bmd1 确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm 齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm 取b2=55mm

b1=60mm(7)复合齿形因数YFs

由图得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)许用弯曲应力[σbb] 根据课本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由图得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa 由图得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1

YN2=1 弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1 计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa [σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa 校核计算

σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1] σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2] 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩a a=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V 计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s 因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算

从动轴设计

1、选择轴的材料

确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查表可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查表可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查表可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

（1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查表可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴 承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合 分别实现轴向定位和周向定位

（3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm 齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5 满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d1=35mm

长度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm, 宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+19+55）=96mm III段直径d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=50mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm Ⅴ段直径d5=52mm.长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=195mm ②求转矩：已知T2=198.58N?m ③求圆周力：Ft 根据公式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N ④求径向力Fr 根据公式得

Fr=Ft×tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度 由公式

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453 =7.14MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。

主动轴的设计

1、选择轴的材料

确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查表可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查表可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查表可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm

考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm, 宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=50mm ②求转矩：已知T=53.26N?m ③求圆周力Ft：根据公式得 Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N ④求径向力Fr根据公式得

Fr=Ft×tanα=2.13×0.36379=0.76N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2)截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2 =（192+52.52）1/2 =55.83N?m(5)计算当量弯矩：得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2 =59.74N?m(6)校核危险截面C的强度 由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

（7）滚动轴承的选择及校核计算

一从动轴上的轴承 根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初选的轴承的型号为: 6209，查表可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN，查表可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N 根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2)∵FS1+Fa=FS2

Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=682N

FA2=FS2=682N(3)求系数x、y FA1/FR1=682N/1038N =0.63 FA2/FR2=682N/1038N =0.63 根据表得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

x2=1 y1=0

y2=0(4)计算当量载荷P1、P2 根据表取f P=1.5 根据公式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1624N ∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N 由公式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h ∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:

(1)由初选的轴承的型号为:6206

查表可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm，基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN，查表可知极限转速13000r/min

根据根据条件，轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N 得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2)∵FS1+Fa=FS2

Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=711.8N

FA2=FS2=711.8N(3)求系数x、y FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根据表得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

x2=1 y1=0

y2=0(4)计算当量载荷P1、P2 根据表取f P=1.5 根据公式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1693.5N ∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N 由公式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h ∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算 1．根据轴径的尺寸，高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79 2．键的强度校核

大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79 b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm 圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N 挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp] 因此挤压强度足够

剪切强度： =36.60<120MPa=[ ] 因此剪切强度足够

键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~

1、减速器附件的选择 通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器

选用游标尺M12 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×1.5 根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号： 起盖螺钉型号：GB/T5780

M18×30,材料Q235 高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235 螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235 箱体的主要尺寸： ：

(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625

取z=8

(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45

取z1=8

(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12

(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=

0.036×122.5+12=16.41(取18)

(7)地脚螺钉数目n=4(因为a<250)

(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5

(取14)

(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55×

18=9.9

(取10)

(10)连接螺栓d2的间距L=150-200

(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)

(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4(取6)

(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1

(15)

Df.d2

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。

(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm

(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm

(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm

(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

D～轴承外径

(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.九、润滑与密封 1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。2.滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。4.密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结 课程设计体会

课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！

课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

第三篇：机械设计课程设计心得体会(减速机设计)

减速机设计心得体会

通过这次课程设计，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实课程设计当中的每一天都是很累的，其实正向老师说得一样，机械设计的课程设计没付出劳动的成果的彰显,那是自己辛苦过程的体现.这种不断上进,认真一致的心态也必将导致一个人在生活和学习的各个方面做的很完美,有位那种追求的锲而不舍的过程是相同有那么简单，你想copy或者你想自己胡乱蒙两个数据上去来骗骗老师都不行，因为你的每一个数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找到出处。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。完美总是可望而不可求的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。

在社会这样一个大群体里面,沟通自然是为人处世的基本,如何协调彼此的关系值得我们去深思和体会.在实习设计当中依靠与被依靠对我的触及很大,有些人很有责任感,把这样一种事情当成是自己的重要任务,并为之付出了很大的努力,不断的思考自己所遇到的问题.而有些人则不付出劳动的成果的彰显,那是自己辛苦过程的体现.这种不断上进,认真一致的心态也必将导致一个人在生活和学习的各个方面做的很完美,有位那种追求的锲而不舍的过程是相同以为然,总觉得自己的弱势…..其实在生活中这样的事情也是很多的,当我们面对很多问题的时候所采取的具体行动也是不同的,这当然也会影响我们的结果.很多时候问题的出现所期待我们的是一种解决问题的心态,而不是看我们过去的能力到底有多强,那是一种态度的端正和目的的明确,只有这样把自己身置于具体的问题之中,我们才能更好的解决问题.在这种相互协调合作的过程中,口角的斗争在所难免,关键是我们如何的处理遇到的分歧,而不是一味的计较和埋怨.这不仅仅是在类似于这样的协调当中,生活中的很多事情都需要我们有这样的处理能力,面对分歧大家要消除误解,相互理解,增进了解,达到谅解…..课程设计也是一种学习同事优秀品质的过程,比如我组的纪超同学,人家的确有种耐得住寂寞的心态.确实他在学习上取得了很多傲人的成绩,但是我所赞赏的还是他追求的过程,当遇到问题的时候,那种斟酌的态度就值得我们每一位学习,人家是在用心造就自己的任务,而且孜孜不倦,追求卓越.我们过去有位老师说得好,有有些事情的产生只是有原因的,别排放管应与大气相通，且不应安装任何阀门。请注意，不要将此排入口连接在压缩机的进气管路上，因为液化石油气的饱和蒸气压力随其机组和环境温度而变化，将导致安全阀背压的不稳定，使安全阀失去安全保护作用人能在诸如学习上取得了不一般的成绩,那绝对不是侥幸或者巧合,那是自己的,这就是一种优良的品质,它将指引着一个人意气风发,更好走好自己的每一步.随着毕业日子的到来，课程设计也接近了尾声。经过几周的奋战我的课程设计终于完成了。在没有做课程设计以前觉得课程设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做课程设计发现自己的看法有点太片面。课付出劳动的成果的彰显,那是自己辛苦过程的体现.这种不断上进,认真一致的心态也必将导致一个人在生活和学习的各个方面做的很完美,有位那种追求的锲而不舍的过程是相同排放管应与大气相通，且不应安装任何阀门。请注意，不要将此排入口连接在压缩机的进气管路上，因为液化石油气的饱和蒸气压力随其机组和环境温度而变化，将导致安全阀背压的不稳定，使安全阀失去安全保护作用程设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次课程设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次课程设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。

在这次课程设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。

我的心得也就这么多了，总之，不管排放管应与大气相通，且不应安装任何阀门。请注意，不要将此排入口连接在压缩机的进气管路上，因为液化石油气的饱和蒸气压力随其机组和环境温度而变化，将导致安全阀背压的不稳定，使安全阀付出劳动的成果的彰显,那是自己辛苦过程的体现.这种不断上进,认真一致的心态也必将导致一个人在生活和学习的各个方面做的很完美,有位那种追求的锲而不舍的过程是相同失去安全保护作用学会的还是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。

在此要感谢我们的指导老师罗老师、朱老师和李老师对我们悉心的指导，感谢老师们给我们的帮助。在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流排放管应与大气相通，且不应安装任何阀门。请注意，不要将此排入口连接在压缩机的进气管路上，因为液化石油气的饱和蒸气压力随其机组和环境温度而变化，将导致安全阀背压的不稳定，使安全阀失去安全保护作用经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。

第四篇：一级减速器课程设计

目录

第一部分

课程设计任务书及传动装置总体设计............................................................1

一、课程设计任务书................................................................................................1

二、该方案的优缺点................................................................................................4 第二部分

电动机的选择...............................................................................................4

一、原动机选择.......................................................................................................4

二、电动机的外型尺寸（mm）..............................................................................5 第三部分

计算减速器总传动比及分配各级的传动比.....................................................6

一、减速器总传动比................................................................................................6

二、减速器各级传动比分配.................................................................................6 第四部分

V带的设计.................................................................................................6

一、外传动带选为普通V带传动..............................................................................6

二、确定带轮的结构尺寸，给制带轮零件图.............................................................8 第五部分

各齿轮的设计计算........................................................................................9

一、齿轮设计步骤....................................................................................................9

二、确定齿轮的结构尺寸，给制齿轮零件图.........................................................11 第六部分

轴的设计计算及校核计算............................................................................11

一、从动轴设计.....................................................................................................11

二、主动轴的设计..................................................................................................16 第七部分

滚动轴承的选择及校核计算........................................................................20

一、从动轴上的轴承..............................................................................................20

二、主动轴上的轴承..............................................................................................20 第八部分

键联接的选择及校核计算............................................................................21

一、根据轴径的尺寸，选择键................................................................................21

二、键的强度校核..................................................................................................21 第九部分

减速器箱体、箱盖及附件的设计计算........................................................22

一、减速器附件的选择...........................................................................................22

二、箱体的主要尺寸..............................................................................................23 第十部分

润滑与密封.................................................................................................24

一、减速器的润滑..................................................................................................24

二、减速器的密封..................................................................................................25 第十一部分

参考资料目录..........................................................................................25 第十二部分

设计小结.................................................................................................25

第一部分

传动装置总体设计

一、课程设 计任务书

1设计带式运输机传动装置（简图如下）

数据编号 1 2 3 4 5 6 7 8

运输机工作

800 600 750 600 500 700 650

700 转矩T(N·m)运输机带速

1.4

1.4

1.5

1.5

1.6 1.6

1.7

1.7 V(m/s)卷筒直径D/mm 300 300 300 300 300 300 300 300 原始数据： 工作条件：

连续单向运转，工作时有轻微振动，两班制工作（16小时/天），5年大修，运输速度允许误差为5%。课程设计内容

1）传动装置的总体设计。2）传动件及支承的设计计算。3）减速器装配图及零件工作图。4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：

1）部件装配图一张（A0）。2）零件工作图两张（A3）

3）设计说明书一份（6000--8000字）。本组设计数据：

第8组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m)700

运输机带速V/(m/s)

1.70

卷筒直径D/mm

300

已给方案：外传动机构为带传动。

减速器为单级圆柱齿轮减速器。

传动装置总体设计 传动方案（上面已给定）

1）外传动为带传动。

2）减速器为单级圆柱齿轮减速器 3）方案简图如下：

3二、该方案的优缺点

该工作机有轻微振动，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，并且该工作机属于中小功率、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。减速器为一级圆柱齿轮减速器，原动机部分为Y系列三相交流异步电动机，减速器低速轴与工作机轴连接用的联轴器选用凸缘联轴器，滚动轴承选用深沟球轴承等。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

第二部分

电动机的选择

一、原动机选择

选用Y系列三相交流异步电动机，同步转速1500r/min，满载转速1460r/min。

传动装置总效率：a

4a1234567

0.96

120.99

3=0.97 640.99 0.99 50.96 0.99

（见课程设计手册P5，表1-7）

73其中：1为V带的传动效率

2为Ⅰ轴轴承效率

为齿轮传动效率

4为Ⅱ轴轴承效率 5为联轴器效率 6为卷筒效率

7为卷筒轴承效率

得a0.960.990.970.990.990.960.990.86

电动机的输出功率：Pd

PPdWa

其中 PW 为工作机（即输送带）所需功率

其中：PWnwTnw9550nw7001088.246Kw 95500.961V1.70108RminD3.140.30（卷筒转速）

工作机的效率w =0.96（见课程设计手册P5，表1-7）

所以PdPWa8.2469.6Kw 0.86

取Pd11Kw

选择电动机为Y160M-4型

（见课程设计手册P167，表12-1）

技术数据：额定功率（Kw）

满载转矩（rmin）

1460

额定转矩（Nm）

2.2 最大转矩（Nm）

2.3

Y132S-4

二、电动机的外型尺寸（mm）

A：254 B：210

C：108 D：42 E：110 F：12 G：37 H：160

5K：15 AB：330 AC：325 AD：255 HD：385 BB：270 L：600（参考课程设计手册P169，表12-4）

第三部分

计算减速器总传动比及分配各级的传动比

一、减速器总传动比

ianmn1460188，表13-2）

13.52（见课程设计手册P108

二、减速器各级传动比分配

iiia12

ia13.523.384

初定：i23.38（带传动）

i14.0（单级减速器）

第四部分

V带的设计

一、外传动带选为普通V带传动

（1）确定计算功率：Pc

查表13-8得Ka1.2，故PcKaP1.211kW13.2kW

（2）选带型号 根据 Pc13.2kW,n11460r/min由图13-15查此坐标点位于窄V带选型区域处，所以选用窄V带SPZ型。

d（3）确定大、小带轮基准直径d1、6

参考图13-16及表13-9选取小带轮直径

d1125mm

d21H

（电机中心高符合要求）

从动带轮直径 did213.38125422.5mm，取d2425mm

（4）验算带速

V146012519.56ms带速在5～25 m/s范围内，合适

60100060100011nd

（5）从动轮带速及传动比

1n114604254323.n2，id2Rmini3.38d112（6）确定V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距 0.7da1da2a02da1da2 所以 385a01100 取a0800mm

由式（13-2）得带长

L02a02(d1d2)(d2d1)24a0(425125)2(2800(125425))mm

248002492mm查表13-2，对SPZ型带选用Ld2500mm。再由式（： 13-6）计算实际中心距LLaa2d00(80025002492)mm804mm 2（7)验算小带轮包角1 由式（13-1）得 1180d2d1a57.315.86120 合适

（8）确定SPZ型窄V带根数Z 由式（13-15）得

ZP(PP)KKc00

L查表13-4知单根SPZ带的基本额定功率P03.28kW

查表13-6知单根SPZ带的基本额定功率的增量式P00.23kW 由1158.6查表13-7用线性插值法求得K0.95 查表13-2得KL1.07，由此可得

13.2(3.280.23)0.951.07,取4根 3.7Z

（9）求作用在带轮轴上的压力FQ

查表13-1得q=0.07kg/m,故由式13-17得单根V带的初拉力

Pc(2.51)qv2[50013.2(2.51)0.079.562]288N作用500F0zvK49.560.95在轴上的压力

FQ2ZF0sin21(24288sin158.6)N2264N

2二、确定带轮的结构尺寸，给制带轮零件图

小带轮基准直径d1125mm采用实心式结构。大带轮基准直径d2425mm采用轮辐式结构

大带轮的简图如下：

第五部分

各齿轮的设计计算

一、齿轮设计步骤

选用直齿圆柱齿轮，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。（1）选择材料及确定许用应力

小齿轮采用

40MnB

调质,齿面硬度为

241～286HBS,Hlim1700MPa,FE1590MPa(表11-1),大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度为241～269HBS，Hlim2600MPa，FE2510MPa(表11-1)，由表11-5，取SH1.15，SF1.35

[H1]Hlim1SH700MPa609MPa 1.19

[H2]Hlim2SH600MPa522MPa 1.15590MPa437MPa 1.35510MPa378MPa 1.35

[F1]

[F2]FE1SFFE2SF（2）按齿面接触强度设计

设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.5(表11-3），齿宽系数d1.0（表11-6）小齿轮上的转矩

T19.55106P610.45459.5510Nmm2.32710Nmm n1429取ZE188.9(表11-4）

d13（3ZEZH22KT1u1)[H]du5(41)188.92.5221.52.32710()mm89.4mm45221.01204 30

齿数取Z130,则Z2303.98120。故实际传动比i模数

md189.42.98

z130齿宽 bdd11.089.4mm89.4mm,取b290mm,b195mm

按表4-1取m=3mm,实际的d1zm303mm90mm,d21203mm360mm 中心距 ad1d290360mm225mm 22(3)验算轮齿弯曲强度

611-8）齿形系数

YFa12.（图

YSa11.63(图11-9）

YFa22.1

3YSa21.82

由式（11-5）

52KT1YFa1YSa121.52.3271102.61.63Fbm2z2MPa122MPa[F1]437MPa190330YFa2YSa2F2FY1222.131.82163MPa112MPa[F2]378MPa，安全 Fa1YSa12.61.（4）齿轮的圆周速度

Vπd1n16010003.1490429600002.02m/s

对照表11-2可知选用8级精度是合适的。

总结: 直齿圆柱齿轮 z130,z2120,m3

二、确定齿轮的结构尺寸，给制齿轮零件图

大齿轮示意图

第六部分

轴的设计计算及校核计算

一、从动轴设计

111、选择轴的材料

确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查表14-1知

强度极限B650MPa,屈服极限S360MPa,弯曲疲劳极限1300MPa，2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：dC3p n按扭转强度初估轴的直径,查表14-2得c=118～107,取c=112则:

从动轴： dC3p10.04mm1123mm51mm n107考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d55mm3、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图

0.015A-B0.015A-B0.011.60.062?70++0.043E0.0050.80.021?65++0.002R10.0051.61.60.060?55++0.041E0.010.012A2×M8-6H121.63.20.80.021?65++0.002?78?602×B4/12.523.R***9801003411 1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为 :

2GY7凸缘联轴器 Y55112 GBY55112-2003 主动端：Y型轴孔、A型键槽、d155mm、L112mm;从动端：Y型轴孔、A型键槽、d155mm、L112mm;

2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合 分别实现轴向定位和周向定位。

3）确定各段轴的直径

将估算轴d=55mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=60mm 齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴承处d3应大于d2，取d3=65mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=70mm。齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径d578mm，满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d665mm

4)选择轴承型号.由 表16-2及表16-4初选深沟球轴承,代号为6213,查机械设计手册可得:轴承宽度B=23，安装尺寸damin74mm，选轴肩直径d5=78mm.15）确定各段轴的长度

Ⅰ段：d1=55mm

长度取L1=100mm II段:d2=86mm

长度取 L290mm

III段直径d3=65mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承盖定位初选用6213深沟球轴承，其内径为65mm,宽度为23mm，取轴肩挡圈长为10mm L3=5+10+11.5+11.5=38mm Ⅳ段直径d4=70mm，此段安装从动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽b=90mm,L490585mm Ⅴ段直径d5=78mm.长度L5=12mm Ⅵ段直径d665mm，长度L624mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距

L（11.5+12+45）×2=137mm

4、轴的强度校核 按弯矩复合强度计算

从动齿轮分度圆直径d2360mm,此段轴直径d70mm 1)绘制轴受力简图（如图a）

齿轮所受转矩 T9550P10.049550Nmm896Nm n107

作用在齿轮上的圆周力：Ft=2T/d=28.96105/360N4978N

径向力：Fr=Fttan200=4978×tan200 =1812N

4该轴两轴承对称，所以LALB2)求垂直面的支承反力

FAYFBY11Fr1812906N 22L68.5mm 2求水平面的支承反力

FAZFBZ11Ft4978N2489N 223)由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAy L/2=906×68.5×10=62N·m 截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZ L/2=2489×68.5×103=170.5N·m 4)绘制垂直面弯矩图（如图b）

绘制水平面弯矩图（如图c）5)绘制合弯矩图

（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（622+170.52)1/2=181.4N·m 6)绘制扭矩图

（如图e）转矩：T=9550×（P/n）=896N·m 7)绘制当量弯矩图

（如图f）

截面c处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数0.6，截面C处的当量弯矩：

3Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[181.42+(0.6×896)2]1/2=567.4N·m 8）校核危险截面C的强度

5轴的材料选用45钢，调制处理，由表14-1查得B650MPa，由表14-3查得-1b60MPa，则

eMec567.4Pa16.6MPa1b60MPa 3390.1d0.17010∴该轴强度足够。图a--f 如下图：

二、主动轴的设计

1、选择轴的材料

确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查表14-1知

强度极限B650MPa,屈服极限S360MPa,弯曲疲劳极限1300MPa2、按扭转强度估算轴的最小直径

初估轴径，按扭转强度初估轴的直径,查表14-2得c=118～107,取c=112则 主动轴：dC3p10.4544mm1123mm32.5mm n429考虑到键槽对轴的削弱，取 d1.0532.5mm35mm

3、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图，草图类似从动轴。

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配 合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向 固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。4 确定轴的各段直径

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm, 宽度为19mm。

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1,取第二段直径为d2=40mm 齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴承处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，17

取d4=50mm。齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径d558mm，满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.选择轴承型号.由 表16-2及表16-4初选深沟球轴承,代号为6209,查机械设计手册可得:轴承宽度B=19，安装尺寸damin52mm，选轴肩直径d5=58mm.5 确定各段轴的长度

Ⅰ段：d1=35mm

长度取L1=75mm II段:d2=40mm

长度取 L278mm

III段直径d3=45mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承盖定位初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm，取轴肩挡圈长为10mm L3=5+24+19=48mm Ⅳ段直径d4=50mm，此段安装主动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽b=95mm,L495590mm Ⅴ段直径d5=58mm.长度L5=10mm Ⅵ段直径d645mm，长度L610+20=30mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距

L（9.5101047.5）2154mm 轴的强度校核 按弯矩复合强度计算 1)绘制轴受力简图（如图a）

齿轮所受的转矩：T=9550P/n=9550×10.4544/429Nm=232.5Nm 作用在齿轮上的圆周力：Ft=2T/d= 2232.510/905167N

径向力：Fr=Fttan200=5167×tan200 =1881N

该轴两轴承对称，所以LALB2)求垂直面的支承反力

FAYFBY11Fr1881940.5N 22L77mm 2求水平面的支承反力

FAZFBZ11Ft5167N2583.5N 223）由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAy L/2=940.5×77×10-3=72.4N·m 截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZ L/2=2583.5×77×10-3=199N·m 4）绘制垂直面弯矩图（如图b）

绘制水平面弯矩图（如图c）5)绘制合弯矩图

（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（72.42+1992)1/2=212N·m 6）绘制扭矩图

（如图e）转矩：T=9550×（P/n）=232.5N·m 7)绘制当量弯矩图

（如图f）

截面c处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数0.6，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[2122+(0.6×232.5)2]1/2=254N·m 8）校核危险截面C的强度

轴的材料选用45钢，调制处理，由表14-1查得B650MPa，由表14-3查得-1b60MPa，则

eMe254Pa20.4MPa1b60MPa 0.1d30.1503109该轴强度足够

图a--f 类似从动轴，此图省略。

第七部分

滚动轴承的选择及校核计算

一、从动轴上的轴承

由初选的轴承的型号为: 6213,查表6-1（课程设计手册）可知:d=65mm,外径Ｄ=120mm,宽度B=23mm,基本额定动载荷Cr57.2kN，基本额定静载荷C0r40.0kN 极限转速6300r/min

根据设计条件要求，轴承预计寿命为Lh=5×300×16=24000h

1/fpP60n轴承基本额定动载荷为CL h6ft10转速n107r/min,ft1,(表对于球轴承3 16-8）fp1.（表516-9）1.590660107所以C2400061101/37286N7.286kN

因为Cr57.2kN，所以CCr，故所选轴承适用

二、主动轴上的轴承

由初选的轴承的型号为: 6209,查表6-1（课程设计手册）可知:d=45mm,外径Ｄ=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷Cr31.5kN，基本额定静载荷C0r20.5kN 极限转速9000r/min 根据设计条件要求，轴承预计寿命为Lh=5×300×16=24000h

fpP60n1/轴承基本额定动载荷为C6Lh

ft10深沟球轴承只考虑径向载荷,则当量动载荷PFr940.5N

转速n429r/min,ft1,(表对于球轴承3 16-8）fp1.（表516-9）1.5940.560429所以C2400061101/312015N12.015kN

因为Cr57.2kN，所以CCr，故所选轴承适用

第八部分

键联接的选择及校核计算

一、根据轴径的尺寸，选择键

键1，主动轴与V带轮连接的键为：GB/T1096 键10×8×63 键2，主动轴与小齿轮连接的键为：GB/T1096 键14×9×70 键3，从动轴与大齿轮连接的键为：GB/T1096 键20×12×70

键4，从动轴与联轴器连接的键为：GB/T1096 键16×10×80

查课程设计（表4-1）

二、键的强度校核

键1，GB/T1096 键10×8×63 工作长度lLb631053mm 挤压强度p4T4232.5103MPa62.7MPa dhl358

21p70~80MPa(轮毂材料为铸铁）pp所选键的强度足够

键2，GB/T1096 键14×9×70 工作长度lLb701456mm

4T4232.5103MPa40MPa 挤压强度 pdhl50956

p125~150MPa(轮毂材料为钢）pp所选键的强度足够

键3，GB/T1096 键16×10×70 工作长度lLb702050mm

挤压强

度

p4T4896103MPa85.4MPa

dhl701250

p125~150MPa(轮毂材料为钢）pp所选键的强度足够

键4，GB/T1096 键16×10×80 工作长度lLb801664mm

挤压强度p4T4896103MPa102MPa dhl551064125~150MPa(轮毂材料为钢）所选键的强度ppp

第九部分

减速器箱体、箱盖及附件的设计计算

一、减速器附件的选择

通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1.5 油面指示器：选用游标尺M12 起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M12×1.5 根据《机械设计基础课程设计》表11-1选择适当型号：

2起盖螺钉型号：GB/T5782-2000

M12×45,材料5.8

高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×25,材料5.8 低速轴轴承盖上的螺钉：GB5782-2000 M8×25,材料5.8 螺栓：GB5782～2000 M16×120，材料5.8

二、箱体的主要尺寸(1)箱座壁厚：=0.025a+1=0.025×225+1= 6.625 取=10mms

(2)箱盖壁厚：1=0.02a+1=0.02×225+1= 5.5mm

取1=10mm(3)箱盖凸缘厚度：b1=1.51=1.5×10=15mm(4)箱座凸缘厚度：b=1.5=1.5×10=15mm(5)箱座底凸缘厚度：b2=2.5=2.5×10=25mm(6)地脚螺钉直径：df =0.036a+12=0.036×225+12=20.1mm

取df =20mm(7)地脚螺钉数目：n=4(因为a<250)

(8)轴承旁连接螺栓直径：d1= 0.75df =0.75×20= 15mm

取 d1=16mm

(9)盖与座连接螺栓直径： d2=(0.5-0.6)df =10～12mm

取d2= 12mm

(10)连接螺栓d2的间距：L=150～200mm(11)轴承端盖螺钉直径：d3=(0.4-0.5)df=8～10mm取d3= 8mm

mm 2

3(12)检查孔盖螺钉直径：d4=(0.3-0.4)df=6～8mm取d4=8mm(13)定位销直径：d=(0.7-0.8)d2=8.4～9.6mm取d=8mm(14)df、d1、d2至外箱壁距离C1=26mm(15)df、d2至外箱壁距离C2=24mm（16）轴承旁凸台半径R1=C2=24mm(17)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准(18)外箱壁至轴承座端面的距离：l1C1＋C2＋﹙5～10﹚=58mm(19)铸造过度尺寸 x3mm,y15mm,R5mm(20)大齿轮顶圆与内箱壁间的距离：11.2,取114mm(21)齿轮端面与内箱壁间的距离2,取212mm

(22)箱盖、箱座肋厚：

m10.8518.5mm,取m19mm.m0.858.5mm,取m9mm.(23)轴承端盖外径为︰Ｄ2=D＋﹙５～５﹚d3 ,D-轴承外径

小轴承端盖D2=135mm,大轴承端盖D2=170mm(24)轴承旁连接螺栓距离S：取S=225mm.第十部分

润滑与密封

一、减速器的润滑

1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当

m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为

436mm。

2.滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-1989全损耗系统用油L-AN15润滑油。

二、减速器的密封

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

第十一部分

参考资料目录

[1]《机械设计基础课程设计手册》，高等教育出版社，吴宗泽、罗圣国主编，2006年5月第3版；

[2] 《机械设计基础》，高等教育出版社，杨可桢、程光蕴、李仲生

主编，2006年5月第5版

[3] 《机械制图》，高等教育出版社，何铭新、钱可强 主编，2004年1月第5版

第十二部分

设计小结

5课程设计体会

此次课程设计需要一丝不苟的态度，而且需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。在老师布置这次课程设计并拿出上届同学设计的成果时，感觉困难重重，难以在一个星期内完成，为了按时完成设计，我提前一个多星期开始设计。课程设计过程中出现的很多问题，几乎都是因为过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘了，我不断的翻资料、查书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，学到了很多知识，同时补回了许多以前没学好的知识，巩固了这些知识，而且提高了运用计算机相关软件的能力，如Office、Autocad等。

第五篇：减速机生产厂家

1、上海锡蓝减速机

上海锡蓝减速机有限公司是专业制造减速机厂家之一,拥有国际同行中最先进的制造和检测设备。十几年来,通过自主开发和引进,美、日、德、意等国先进技术,形成了六万余各种规格的主导产品和千余种专用产品。产品覆盖冶金、矿山、起重、建筑、运输、化工、轻纺、食品、医药、印刷、橡塑及国防等行业。

主导产品:H、B系列工业齿轮箱、P系列工业齿轮箱、R系列斜齿轮减速机、S系列斜齿轮-蜗轮减速机、F系列平行轴斜齿轮减速机、K系列斜齿轮-锥齿轮减速机、T系列螺旋锥齿轮转向箱、X.B摆线针轮减速机、RV系列蜗轮蜗杆减速机、WB微型摆线针轮减速机、MB行星摩擦式机械无级变速器、SWL系列蜗轮丝杆升降机、WP系列蜗轮蜗杆减速机、MB无级变速器与X、F、R、S、K、RV系列的组合。ZDY、ZLY、ZSY硬齿面圆柱齿轮减速机、JZQ、ZD、系列圆柱齿轮减速机等数千种规格的产品，是目前国际上工业动力传输领域最普遍采用的减速驱动装置。

加工设备:德国克林贝格蜗杆磨床、德国普发特滚齿机、日本加工中心数控处理设备、数控蜗杆砂轮磨齿机、数控剃齿机、数控滚刀刃磨床等„„

上海锡蓝减速机有限公司铭刻:坚持以质量为根本,以信誉求发展,向国内外用户提供可信性的产品为宗旨,不断引进新设备新技术,并有最优秀的人才投入开发与研究,使企业具备了赶超先进水平的技术实力,使产品的技术性能、内部结构和外观造型都具有优良的品质。企业的各类产品销往全国各地,出口东南亚、新加坡、香港等地。

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江苏泰隆减速机股份有限公司现拥有总资产9.15亿元，固定资产6.92亿元，占地面积80 万平方米，员工3000多人，专业工程技术人员1100 人。从美国、德国、日本、俄罗斯、奥地利等国家引进的大型数控磨齿机、大型数控镗铣床、蜗杆磨床、加工中心、碳氮共渗炉等一批高精尖的生产设备和检测设备占48%，加工工件直径最大达到5米，生产的单台减速机最大达120 吨。建立了全国同行业中检测功能最全、仪器最先进的2000kW 测试中心，创建了江苏省技术中心、江苏省传动机械与控制工程技术研究中心、泰隆集团-哈工大工程技术研究中心、博士后科研工作站。公司的主打产品减速机在原有十几个系列，几十万种规格的基础上，采用先进的模块化、点线啮合等技术开发出了TL模块化齿轮减速电机、TXP 行星模块化减

速器、重载模块化齿轮减速器、点线啮合减速器、立式磨机及边缘传动磨机齿轮箱、铝冶行业的联合开卷

卷取齿轮箱、三环减速器、星轮减速器、风电齿轮箱、水力发电变速装置、核电循环水泵驱动变速装置等高新技术产品，以及各类特殊非标齿轮箱。泰隆工业园区已经成为国内最大的钢帘线设备生产基地，双叶、三叶罗茨风机及高温风机批量出口东南亚及欧美。

3、通力减速机

浙江通力重型齿轮股份有限公司（原通力减速机有限公司）是一家从事通用减速机、风力发电齿轮箱

及重载齿轮箱研发、制造、销售的专业性公司。产品被评为浙江省名牌产品，公司先后荣获国家重点高新技术企业、全国诚信守法企业、浙江省著名商标、浙江省技术创新优秀企业等荣誉称号。

4、宇减减速机

上海宇减传动机械有限公司（原山东德州德奥减速机厂），老厂成立于2002年, 内部分为蜗轮蜗杆部、齿轮部和搅拌部。产品分十几类上百个型号，公司生产的减速机特点：承载能力强，按装方便，外型美观，传动平稳，噪声小，模块化设计，并能代替国外产品。产品通过ISO9001：2000 国际质量体系认证，畅销全国，受到广大用户的一致好评。宇减传动机械有限公司是一家专业从事蜗轮蜗杆减速机、RSKF 四大系列减速机、硬齿面齿轮减速机、齿轮减速机加工、蜗轮蜗杆加工、RV 蜗轮蜗杆减速机、丝杆升降机、摆

线针轮减速机、精密无间隙减速机、蜗轮蜗杆副、搅拌设备、污水处理设备、脱硫脱销设备及各种环保设备的研发、生产、工程承包、技术服务、设计、制造的专业公司。

宇减减速机主要有蜗轮蜗杆减速机、齿轮减速机、RSKF 四大系列减速机、平面二次包络减速机、软

硬齿面齿轮减速机、丝杆升降机、太阳能回转减速机、回转支承、精密无间隙减速机、蜗轮蜗杆副、无噪

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机、脱硫塔、选矿设备、常压容器等机械产品。在电力、煤炭、水泥、冶金、港口、船舶、起重、环保、舞台、物流、纺织、造纸、轻工、塑料等领域应用较多。

5、泰星减速机

泰星减速机股份有限公司（江苏省泰兴减速机厂），现已成为中国最大的减速机生产基地，中国机械工业500强重点企业。现有员工近3000人，其中工程技术人员286人，占地38 万平方米，拥有固定资产3.8亿元，已形成年产20方台减速机的规模。公司以一流的管理、一流的质量、一流的技术、一流的产品、一流的服务闻名全国，各项经济技术指标连续16 年雄居全国同行榜首。泰星牌减速机荣获中国名牌产品、中国减速机行业唯一的国家“121”重点保护名优产品、全国用户满意产品，赢得了国家重点工程、重点企业、重点项目的青睐。企业获得了科学管理先进企业、全国创名牌重点企业、全国科学管理示范基地、江苏省文明单位等荣誉称号。