减速器设计计算说明书 .doc

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1、目录1 设计题目32 传动方案33 电动机选择33.1 选择电动机的类型 43.2选择电动机功率 4 3.3 确定电动机的转速43.4 电动机的主要尺寸54. 轴的工况计算54.1传动比的计算及分配54.2各轴转速54.3 各轴功率54.4各轴转矩65齿轮的设计计算75.1 高速级齿轮设计计算75.2 低速级齿轮设计计算96轴的设计计算126.1 轴选择材料126.2 轴最小直径计算126.3 各轴各段直径确定136.4 箱体内各部分合理分布136.5 各轴完整设计146.6 轴受力分析并校核157 轴承的计算208 键联接的校核209 联轴器的选择2110 箱体参数确定2111 润滑和密封的

2、选择2212附件及说明2213设计小结2214参考资料231 设计题目设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置原始条件和数据：输送机两班连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年，在中等规模机械厂小批量生产。输送带允许速度误差5%。输送带工作拉力2400N，输送带速度1.2m/s,卷筒直径300mm。2 传动方案传动方案选择：两级展开式圆柱齿轮减速器3 电动机选择选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机设计内容计算及说明结果3.1选择电动机的类型3.2选择电动机功率（1）工作装置所需功率Pw（2）工作装置的传动装置的总效率（3）电动机额定功率Pm3.3

3、确定电动机转速n（1）卷筒轴转速nw（2）电动机转速n3.4 电动机的主要尺寸选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机Pw=Fwvw/（1000w）KW考虑到胶带卷筒及其轴承的效率取w=0.94Fw=2400 N vw=1.2 m/sPw=Fwvw/（1000w） =2400*1.2/(1000*0.94) =3.06 KW输入输出端均采用弹性联轴器c=0.99所有轴承均采用滚动球轴承r =0.995采用8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率g =0.97=r3g2c2 =0.99530.9720.992 =0.9084P0=Pw/ =3.06/0.9084=3.37 KW载荷平稳，选择

4、电动机额定功率Pm略大于P0，按机械设计课程设计表8-169中Y系列电动机技术数据取Pm=4.0 KWnw=610000vw/（D） =600001.2/（300） =76.394 r/min单级齿轮传动比3-5两级齿轮传动比i=9-25n=inw =687.5-1909.8 r/min为了降低成本确定n=1500 r/min电动机尺寸参考机械设计课程设计书表8-186、表8-187确定选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机Pw=3.06 KW=0.9084Pm=4 KWnw=76.394 r/minn=1500 r/min 根据机械设计课程设计书表8-184选择电动机Y112M

5、-4，其满载转速nm=1440r/min，质量47kg4.传动比及动力学计算设计内容计算及说明结果4.1传动比的计算及分配（1）总传动比（2）传动比分配4.2各轴转速（1）高速轴（2）中间轴（3）低速轴（4）工作轴4.3 各轴功率（1）高速轴（2）中间轴（3）低速轴（4）工作轴4.4各轴转矩（1）高速轴（2）中间轴（3）低速轴（4）工作轴（5）电动机转轴i=nm/nw=1440/76.39=18.85i1=1.3i2 i=i1i2求得i1=4.95 i2=3.81n1=nm=1440 r/minn2=n1/i1 =1440/4.95 =290.91 r/minn3=n2/3.81=76.394

6、 r/minnw=n3=76.24 r/minP1=P0*c =3.37*0.99=3.33 KWP2=P1*r*g =3.33*0.97*0.995 =3.21 KWP3=P2*r*g =3.21*0.97*0.995 =3.11 KWPw=P3*r*c =3.11*0.995*0.99 =3.06 KWT1=9550*P1/n1=22.08 NmT2=9550*P2/n2=105.38 NmT3=9550*P3/n3=388.78 NmTw=9550*Pw/nw=382.53 NmT0=9550*P0/nw=22.34 Nmi=18.85i1=4.95i2=3.81n1=1440 r/mi

7、nn2=290.91 r/minn3=79.394 r/minnw=76.24 r/minP1= 3.33 KWP2= 3.21 KWP3= 3.11 KWPw= 3.06 KWT1=22.08NmT2=105.38 NmT3=388.78 NmTw=382.53 NmT0=22.34 Nm算得参数如下：轴名 参数电动机轴1轴2轴3轴工作轴转速n（r/min）14401440290.9176.39476.394功率P（KW）3.373.333.213.113.06转矩T(Nm)22.3422.08105.38388.78382.53传动比i14.953.811效率0.990.9650.9650

8、.9855、齿轮的设计计算设计内容计算机说明结果5.1高速级齿轮设计（1）齿轮材料选取（2）许用接触应力（3）按齿面接触强度设计（4）按弯曲疲劳强度校核齿轮强度（5）公差计算选取5.2低速级齿轮设计（1）齿轮材料选取（2）许用接触应力（3）按齿面接触强度设计（4）按弯曲疲劳强度校核齿轮强度（5）公差计算选取传动无特殊要求小齿轮：考虑到直径问题设计成齿轮轴，选用45钢正火，169-217HBS大齿轮选用45钢正火，169-217HBS查表得Hlim1=460MPa，Hlim2=460MPa，SHmin=1H1=H2=460 MPaH=460 MPa小齿轮转矩T=22.08 Nm载荷平稳，取载荷综

9、合系数K=1.2齿宽系数d=1小齿轮分度圆直径d1=40.8 mm小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=99m=d1/z1=2.045 mm取m=2.5 mm分度圆直径d1=z1m=50 mm，d2=z2m=247.5 mm，中心距a=148.75mm齿宽b=dd1=50mm取小齿轮齿宽b1=56 mm，大齿轮齿宽b2=50 mmv=d1n/(60*1000)=*50*1440/(60*1000)=3.77 m/s由机械设计表6-4确定齿轮采用8级精度由机械设计图6-30得复合齿形系数YFs1=4.38，YFs2=3.96SFmin=1Flim1=Flim2=360 MPaF1=F2=360

10、MPaF1=2KT1YFs1/(bm2z1) =33.19 MPaF1F2=F1YFs2/ YFs1 =33.193.96/4.38 =30.01 MPaF2最小侧隙jnmin =0.100mm由机械设计课程设计书表8-95确定Esns=Esns1=Esns2 =-jnmin/（2cos） =-0.0585mm齿厚公差Tsn=2tan(br2+Fr2)1/2br=1.26IT9br1=1.2662=0.0781 mmbr2=1.26115=0.1450mmFr1=0.034 Fr2=0.056Tsn1=0.062 mm Tsn2=0.113 mmEsni1=Esns-Tsn1=-0.115 m

11、mEsni2=Esns-Tsn2=-0.166 mm上偏差Ebns1=Ebns2=Esnscos=-0.050 mm下偏差Ebni1=Esni1cos =-0.108 mmEbni2=Esni2cos =-0.156 mm公法线长度Wk1=mWk1 =2.57.6604 =19.151mmWk2=mWk2 =2.535.3361 =88.340mm查机械设计课程设计书表8-73、表8-74至表8-91得fp1=0.015 fp2=0.018Fp1=0.042 Fp2=0.070F1=0.020 F2=0.025F1=0.027 F2=0.029fa=0.0315传动无特殊要求，采用软齿面齿轮设

12、计小齿轮选用40MnB，241-286HBS大齿轮选用45钢正火，169-217HBS查表得Hlim1=720MPa，Hlim2=460MPa，SHmin=1H1=720 MPaH2=460 MPaH=460 MPa小齿轮转矩T=105.38 Nm载荷平稳，取载荷综合系数K=1.2齿宽系数d=1小齿轮分度圆直径d1=70 mm小齿轮齿数z1=30，大齿轮齿数z2=114m=d1/z1=2.33 mm取m=2.5 mm分度圆直径d1=z1m=75 mm，d2=z2m=285 mm，中心距a=148.75mm齿宽b=dd1=75mm取小齿轮齿宽b1=80 mm，大齿轮齿宽b2=75 mmv=d1n

13、/(60*1000)=*75*290.9/(60*1000)=1.14m/s由机械设计书表6-4确定齿轮采用8级精度由机械设计图6-30得复合齿形系数YFs1=4.14，YFs2=3.96SFmin=1Flim1=530 MPaFlim2=360 MPaF1=530 MPaF2=360 MPaF1=2KT1YFs1/(bm2z1) =73.99 MPaF1F2=F1YFs2/ YFs1 =73.993.96/4.14 =70.77 MPa14400h 符合要求（2）中间轴轴承为6006深沟球轴承 基本额定动载荷为19500N，转速290.9r/min，=3 当量载荷P=Kp（XR+YA），Kp

14、=1.2，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷R1=2290.7N，R2=1457.7N按受力大的轴承计算寿命Pmax= Kp（XR+YA）=2749NL10=20449.6h14400h 符合要求（3）低速轴轴承为6010深沟球轴承基本额定动载荷为22000N，转速76.39r/min，=3 当量载荷P=Kp（XR+YA），Kp=1.2，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷R1=1978.1N，R2=925.3N按受力大的轴承计算寿命Pmax= Kp（XR+YA）=2373.7NL10=173854h14400h 符合要求8 键联接的校核 查机械设计书表11-10得许用抗压应力p

15、=100MPa（1）高速轴 联轴器处的键： 此轴段长度36mm，键长略小于其值取30mmT=22080Nmm Lc=L-b=30-6=24mmh=6mm d=20mm p=30.7MPap 校核安全（2）中间轴大齿轮处的键：此轴段长度48mm，键长略小于其值取42mmT=105380Nmm Lc= L-b=42-12=30mmh=8mm d=40mm p=43.9MPap 校核安全小齿轮处的键：此轴段长度78mm，键长略小于其值取72mmT=105380Nmm Lc= L-b=72-12=60mmh=8mm d=40mm p=21.95MPap 校核安全（3）轴齿轮处的键：此轴段长度71mm，

16、键长略小于其值取66mmT=388780Nmm Lc= L-b=66-18=48mmh=11mm d=60mm p=49.1MPap 校核安全联轴器处的键：此轴段长度76mm，键长略小于其值取72mm T=388780Nmm Lc= L-b=72-14=58mmh=9mm d=45mm p=66.2MPap 校核安全9 联轴器的选择 查机械设计课程设计书表8-178 高速轴与电机相连处选用LT3型弹性套柱销联轴器，J型轴孔，直径20mm，L=38mm 低速轴伸出处选用LT7型弹性套柱销联轴器，J型轴孔，直径45mm，L=84mm10 箱体参数确定 参考机械设计课程设计书表4-6：名称符号尺寸箱

17、盖壁厚8mm箱座壁厚18mm箱盖、箱座、箱座底凸缘厚度b、b1、b2b=b1=12mm；b2=20mm地脚螺栓直径及数目df、ndf=16mm；n=4轴承旁联接螺栓直径d1d1=12mm箱盖、箱座联接螺栓直径d2d2=8mm；n=4轴承端盖螺钉直径d3轴承外圈直径55mm80mmd38mm10mm螺钉数目44检查孔盖螺钉直径d4双级减速器：d4=8mmdf、d1、d2至箱外壁距离df、d2至凸缘边缘距离c1c2螺栓直径M8M12M16c1min14mm18mm22mmc2min12mm16mm20mm轴承座外径D295mm、130mm轴承旁凸台高度h33mm箱外壁至轴承座端面距离L140mm箱

18、座肋厚m7mm大齿轮顶圆与箱内壁间距离115mm齿轮端面与箱内壁距离210mm11 润滑和密封的选择润滑：齿轮采用飞溅润滑，箱体上的轴承采用油润滑润滑油：齿轮运转时油温和载荷保持正常或中等，采用220工业闭式齿轮润滑油密封：高速轴与低速轴的伸出端采用毛毡圈式密封，箱盖箱座结合面上涂密封胶。12附件及说明（1）轴承盖：材料HT150，选用螺钉联接式轴承盖，因轴承采用飞溅润滑，在端部车一段距并铣出两个径向对称的缺口。（2）油标：指示箱内油面高度，选择杆式油标，尺寸为M16（3）排油螺塞：材料Q235，为换油及清洗箱体时排出油污，选择M16*1.5型排油螺塞。（4）检查孔盖板：检查传动件的啮合情况、

19、润滑状态及向箱内注油，用螺钉固定 ，选择尺寸为盖板148139.5，检查孔100*91.5，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。（5）通气器：为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装。（6）吊耳、吊钩：用于拆卸和吊运减速器，在箱盖和箱座上铸出。（7）定位销：用于确定箱盖和箱座的相互位置，直径取0.7-0.8倍箱座、箱盖凸缘联接螺栓的直径，长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，在箱盖和箱座剖分面加工完毕并用螺栓固联后进行配钻和配铰。（8）起盖螺钉：用于解决箱盖箱座装配时在部分面上涂密封胶给拆卸带来的不便。要在

20、箱盖的联接凸缘上加工出螺孔。13设计小结这是我第一次完成像这样的作业，大多数通过自己的独立完成，我基本上了解了一个机械产品的前期设计过程，感觉比较有实际意义。起初刚接触到，还是有点不知所措，但是随着时间的推移，越来越有信心。现在就来说说我在设计中遇到的一些问题以及如何解决的。 第一，最开始我就犯了一个大错，没有先仔细的看书就草率的开始了设计。无论是传动比的高低速级的分配，还是高速轴中心距的间距在100以上和两大齿轮相差30至50，都不满足比较合理的要求。后来在上课的过程中以及与同学的探讨中才发先自己的问题，并加以改正。这让我认识到了设计开始时一定要先了解设计当中的一些要求，不能自己想怎么来就怎

21、么来。 第二，在画草图时，一开始按1：1的比例画图，画完两根轴画第三根轴时发现已经没有多余的地方画了。这主要是当时画图时没有考虑全面，另一方面也是为了节约时间，必要的步骤没有完成。后来我又重新用按1：2的比例重新画了草图 第三，在画图时，图上的一些细节存在不足，一开始倒角，圆角这些都没有考虑，包括螺栓的长度等等，后来在给老师检查、老师指出来以后才一个一个慢慢修改 第四，在对减速器的设计时，主要是参照机械设计课程设计这本书；在对零件图的标注时，没有很好的参阅互换性与技术测量。第五，在选择轴承时一开始是随便选择的，到最后校核时才发现有齿轮竟然没达到使用寿命要求，这使得我不得不重新修改已完成的装配图

22、。 最后，通过这次设计，我最大的感悟和收获是：要完成这样的设计，要具有以前学习的多学科知识，不仅是机械设计，还有互换性与技术测量。多学科的知识交合，因为之前的一些知识没有很好的掌握好，所以在设计时进度很慢。同时，要有团队合作的精神，在设计时，最好是几个人一起探讨完成，这样不仅完成更快，同时，思考的问题也更全面。另外，还利用到了对一些软件的掌握（如制文档对办公软件的使用，在插入图时，对Auto CAD软件的利用）。通过这样一次课程设计，我找到了很多自己存在的不足，相信在今后的学习中，我会更加努力的学习，也得学会多学科知识的灵活利用。的确，在这次课程设计中还存在很多不足，在今后学习和工作中，我一定要注意综合思考和解决问题能力的提高，尽可能少走弯路，但决不能回避困难，遇到困难时要多冷静思考，多看参考书，还是不能解决，要善于请教老师和同学，同他们多讨论，相信这样对自己能力能跟好的提高。感谢在设计过程中，大力帮助我的老师和同学。14参考资料1. 陈秀宁，施高义 机械设计课程设计第四版 浙江大学出版社2. 陈秀宁，顾大强 机械设计浙江大学出版社