减速箱课程设计说明书

1、 机械设计课程设计说明书 目录第一章 设计任务书.(3)第二章 传动装置的总体设计.(4)第三章、传动零件的设计计算数.(8)第四章、轴的设计计算(16)第五章、轴的强度校核. . . . . .(21)第六章、键的强度校核.(25)第七章、滚动轴承的校核.(26)第八章、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.(27)第九章、箱体及其附件的结构设计.(27)第十章、减速器箱体结构尺寸.(29)设计心得体会.(30)参考资料.(31)第一章 设计任务书（段前分页）1.1 带式运输机的工作原理（一级标题）1V243F(型砂输送机的传动示意图) 1.2原始数据： 学号鼓轮直径D（mm）输送带速度V（

2、m/s）输出转矩T（N.m）11030201183300.754401.3工作情况：已知条件1) 工作环境：一般条件，通风良好；2) 载荷特性：连续工作、近于平稳、单向运转；3) 使用期限：8年，每日两班制工作；4) 卷筒效率：=0.96；5) 运输带允许速度误差：±5%；6) 生产规模：成批生产。第二章 传动装置总体设计2.1 系统总体方案的确定（一级标题）2.1.1 系统总体方案（二级标题）电动机传动系统执行机构；2.1.2 初选两种传动方案如下： (a)二级圆柱圆锥减速器(b)二级展开式圆柱齿轮传动 系统方案总体评价：方案（a）中，圆锥齿轮应置于高速级，其工作可靠、传动效率高、

3、维护方便、环境适应性好、且尺寸小，但其制造成本较高。方案(b)中，若将电动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小，结构简单，总传动比大。因此，在两个方案比较下，方案（b）比较合理。最终确定方案（b），该方案的优点：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。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现

4、象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。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。2.2 电动机选择（Y系列三相交流异步电动机）（1）电动机容量的选择 卷筒转速：nw= =43.41r/min工作机所需功率Pw=Fv/1000=(T/r)*v/1000=1.68kw设计方案的总效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6本设计中的联轴器的传动效率（1个），轴承的传动效率 （4对）， 齿轮的传动效率（2对），-V带传动效率。本次设计中有8级传动效率 : 其中=0.96， =0.99（123为减速器的3对轴承）， =0.99（

5、4为卷筒的一对轴承） =0.97（两对齿轮的效率取相等），=0.95则：= =0.83故：PdPw/=1.68/0.83=2.02kw查表得：=2.2kw（2）电动机转速的选择 nd（i1·i2in）nw 由该传动方案知，在该系统中只有减速器和V带传动中存在传动比i1,i2，i3其他 传动比都等于1。查表知圆柱齿轮传动比范围为36，V带传动的传动比范围为2-4。所以 nd =(i1*i2*i3) nw所以nd的范围是（784.8-6278.4）r/min，初选为同步转速为1420r/min的电动机（3）电动机型号的确定由表12-12查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为3kW

6、，满载转速1420r/min。基本符合题目所需的要求。 电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KgY(IP44),2.2014202.22.3382.3传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配（1）总传动比： nm/nw =1420/43.41=32.71（2）各级传动比分配： 传动比选取见表2-1，初选V带传动比为，援助齿轮传动的传动比为，高速级传动比与低速级传动比的分配：故， 取V带传动比i1=2.7, 由于减速箱是展开式布置，所以取 =1.35故i2*i3=32.71/2.7，得i1=3.82， i2=3.18。（3）各轴的转速为 ：电动机转轴

7、速度 n0=1420r/min 高速I n1=1420/2.7=526r/min 中间轴II n2=526/3.82=138r/min 低速轴III n3= =138/3.18=43r/min （4）各轴的输入功率：电动机 =2.2kw 高速I P1=*= 2.2*0.96= 2. 11Kw 中间轴II P2=P1=2.11*0.99*0.97=2.03Kw 低速轴III P3=P2*=2.03*0.99*0.97=1.95Kw （5）各轴的输入转矩：电动机转轴 Tw=9550*2.2/1420=14.80 N 高速I T1= =38.31 N 中间轴II T2= =140.48N 低速轴II

8、I T3= =433.08N 其中Td= (n*m)项目电动机轴高速轴1中间轴2低速轴3转速（r/min）142052613843功率kw2.22.112.031.95转矩（）148038.31140.48433.08传动比2.73.823.18效率0.960.960.96第三章 传动零件的设计计算31 V带传动的设计计算：3.1.1已知条件：设计此V带传动时，已知条件有：带传动的工作条件；传递的额定功率；小带轮转速；大带轮转速。设计内容包括：选择带的型号，确定基准长度，根数，中心距，基准直径以及结构尺寸，初拉力和压轴力。3.1.2设计步骤：传动带选为 普通V带传动 1）确定计算功率：此输送机

9、每日两班制工作 由书P156表8-7查得，工作情况系数计算功率 2）选择V带型号 根据=3.3Kw和小带轮转速 由书P150图8-11选取带的带型为A型3）确定带轮的基准直径，并验算带速V根据V带的带型 由书P157选取小带轮基准直径验算带速 而带速不宜过高或过低，一般v=m/s,最高带速Vmax<30m/s，所以带的速度合适。大带轮的基准直径 ： 查表8-8 圆整后取=250mm4）确定中心距并选择V带的基准长度长 根据公式820，可初选中心距为450 查表得：实际中心距5）验算小带轮包角 故，小带轮上的包角符合要求。6）确定V带根数Z 查表得 则 故取z=3根综上，带传动参数如下：

10、大带轮直径d2=250mm，小带轮直径d1=90mm， 中心距a=426mm， 带的型号为A型V带，V带根数z=3。 3.2齿轮传动的设计计算：A:高速级齿轮计算（1） 材料及热处理：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS， 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为236 HBS二者的硬度差为39 HBS（2） 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（3） 初选小齿轮齿数=24， 则大齿轮齿数=3.8*24=91.2 取=91 初选螺旋角 （4）按齿面接触强度设计 按下式试算: 1）确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.6（2） 查表选取尺宽系数d1（3） 查表得材料

11、的弹性影响系数ZE189.8Mpa，=2.433（4） 由由书P215图10-26查得 （5） 按齿面硬度查表得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（6） 计算应力循环次数 N160n1jLh60×592×1×（2×8×300×4）8.064×10e9 N2N1/3.82.122×10e8 此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小 时（7） 查表得接触疲劳寿命系数KHN11.02；KHN21.12（8） 计算接触疲劳许用应力 取失效

12、概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H11.02×600MPa612MPa H21.12×550MPa616MPa 2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t =41.39mm（2） 计算圆周速度v=1.14m/s（3） 计算齿宽b及模数b=dd1t=1×41.39mm=41.39mm=1.67mmh=2.25=2.25×1.67mm=3.77mmb/h=41.39/3.77=10.98（4）计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取=1 根据v=1.14m/s,7级精度，由1图108查得动载系数 =1.11； 斜齿轮 查表10-4得 由图1

13、0-13得 故载荷系数： K=1×1.11×1.4×1.42=2.21（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 d1=mm=44.09mm（6）计算模数m m=mm=1.86mm（5）按齿根弯曲强度设计： m1）确定计算参数由图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa； 大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa （2）由表10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.86 KFN2=0.89（3）计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4 =（KFN1*F1）/S=307.14Mpa= （KFN2*F2）/S=241.57Mpa (4)计算载

14、荷系数K=KAKVKFKF=1×1.05×1.2×1.35=1.70（5）查取应力校正系数Ysa1=1.569；Ysa2=1.785 齿形系数（6）计算大、小齿轮的并加以比较=0.01363=0.01634 大齿轮的数值大。2）设计计算 =1.32mm 对结果进行处理取m=2mm（6） 几何尺寸计算： 小齿轮齿数 大齿轮齿数 中心距=108.21mm 将中心距圆整为116mm。按圆整后的中心距修正螺旋角 齿宽b=1*45.26=45.26mm 故取 =45.58+2x2x1=49.16mm =194.76+2x2x1=174.64mm =45.58-2x(1+0.

15、25)x2=40.39mm =194.76-2x(1+0.25)x2=165.87mm =4380.4N =1636.27N =1011.3NB:低速级齿轮计算 ：（1）材料及热处理：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS， 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为236 HBS，二者的硬度差为39 HBS（2）带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（3）初选小齿轮齿数=24， 则大齿轮齿数=3.16*24=75.84 取=76（4）按齿面接触强度设计 按下式试算: d1t 1）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt1.3（2）查表选取尺宽系数d1（3）查表得材料的弹性影响

16、系数ZE189.8Mpa（4）按齿面硬度查表得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1600MPa； 大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（5）计算应力循环次数 N160n1jLh60×139×1×（2×8×300×8）3.2×10e8 N2N1/3.161.01×10e9 此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时（6）查表得接触疲劳寿命系数KHN10.9；KHN20.95（7）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H1=0.90×600M

17、Pa540MPa H2=0.95×550MPa522.5MPa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1t： d1t =59.53mm（2）计算圆周速度v=0.43m/s（3）计算齿宽b及模数b=d*d1t=1×59.53mm=59.53mm=2.41mmh=2.25=2.25×2.41mm=5.42mmb/h=80.969/7.591=10.96（4）计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取=1 根据v=0.43m/s,7级精度，由1图108查得动载系数=1.02； 直齿轮 查表10-4得 由b/h=10.67, 图10-13得 故载荷系数： K=1×1

18、15;1.4×1.423=2.01（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 d1=mm=64.23mm（6）计算模数m m=mm=2.60mm小齿轮齿数 大齿轮齿数（5）按齿根弯曲强度设计 m1）确定计算参数（1）由图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa； 大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa （2）由表10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 （3）计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4 =（KFN1*F1）/S=303.57Mpa = （KFN2*F2）/S=238.86Mpa （4）计算载荷系数K=KAKVKFKF

19、=1×1.12×1.4×1.35=2.12 （5）查取应力校正系数Ysa1=1.58；Ysa2=1.778 齿形系数（6）计算大、小齿轮的并加以比较 =0.01379 =0.01645 大齿轮的数值大。2）设计计算： m=2.06mm 对结果进行处理取m=2.5mm（7） 几何尺寸计算： 小齿轮齿数 大齿轮齿数 中心距=136.56mm 将中心距圆整为136mm。按圆整后的中心距修正螺旋角 齿宽b=1*45.26=45.26mm 故取 综上，齿轮传动的参数如下：传动参数及尺寸名称高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数z22832581模数222.52.5螺旋角分

20、度圆直径d/mm45.26170.7469.01212,70齿顶圆直径da/mm49.16174.6469.01212.70齿根圆直径df/mm40.39165.8758.05201.74齿宽/mm50457065中心距/mm108136材料40Cr 45钢 40Cr 45钢热处理调质处理调质处理第四章 轴的设计计算4.1选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故常选择45钢,调质处理。4.2初估轴径 查表得 高速轴：，高速轴最小直径处安装 大带轮，轴上设有一个键槽。 所以， ，取 中间轴：，取低速轴：，低速轴最小直径处安装 有联轴器，轴上设有一个键槽。 ，

21、取4.3结构设计4.3.1高速轴的结构设计1.各轴段直径的确定1) 最小直径，安装大带轮的外伸轴段，。2) 密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，定位高度 ，选取。3) 滚动轴承处轴段，所以，选取轴承为6205，其尺寸。4) 为过渡轴承，由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s，滚动轴承采用脂润滑，因此需要考虑挡油盘的轴向定位，取=28mm。5) 齿轮处轴段，由于齿轮的直径较小，采用轮轴结构。轮和齿轮的材料和热处理方式需要一样，均为45钢，调质处理，。7) 滚动轴承处轴段。2.各轴段长度的确定1) 由大带轮的毂孔宽度确定。2)由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，由轴承。选取轴承盖螺钉直径，那么，

22、由轴承，取，由装配关系取带轮与箱体距离为，轴承处轴段缩进，则，取。3)由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定。4) 由高速级小齿轮宽度确定。5) 由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定。6) 由装配关系等确定 =96mm3. 键得尺寸设计：选用普通平键，尺寸为：4. 齿轮与轴配合为,轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为m6。4.3.2中间轴的设计1.各轴段直径的确定1) 最小直径，滚动轴承处轴段，滚动轴承选取， 6206 其尺寸为 。2) 低速级小齿轮轴段，选取。3) 轴环，根据齿轮的轴向定位要求。4) 高速级大齿轮轴段，。5) 滚动轴承处轴段。2.各轴段长度的确定1) 由滚动轴承、挡油盘等确定，滚动

23、轴承选取6206，尺寸为所以。2) 由低速级小齿轮的毂孔宽度确定。3) 轴环宽度。4) 由高速级大齿轮的毂孔宽度确定。5) 由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定 。3. 键的尺寸设计： 选两个普通平键，大齿轮上键得尺寸为： 小齿轮上键得尺寸为：4.齿轮与轴配合为,半联轴器与轴配合为，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸 公差为m6。4.3.3低速轴的结构设计1.各轴段直径的确定1) 最小直径，安装联轴器的外伸轴段，。2) 为密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圆的标准 3) 为滚动轴承处轴段，所以，选取轴承为6211，其尺寸 。4) 过渡段，需要考虑挡油盘的轴向定位，取。5) 轴环，根据齿轮的

24、轴向定位要求。6) 低速级大齿轮轴段。7) 滚动轴承处轴段。2.各轴段长度的确定1) 由选取Y型联轴器，则联轴器的毂孔宽为，取 2) 由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，由轴承外径确定螺钉直径，那么，由轴承， ，取。3)由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定。4) 由轴环宽度取。5) 由低速级大齿轮的毂孔宽，取。6) 滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定 7) 过渡轴由装配关系、箱体机构确定3. 键的尺寸设计： L31段需与外在的 联轴器联接，此段dxl=42mmX84mm，故可选用C型普通单圆头平键，尺寸为： L36段为大齿轮轴段，此段dxl=65mmX63mm，故可取A型普通平键，尺寸为：4.

25、齿轮与轴配合为,半联轴器与轴配合为，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸 公差为m6。第五章 轴的强度校核 以中间轴为例，受力如图： 5.1计算支反力1.垂直面支反力如图 FAV Fr3 FBV A Fr2 由绕点的力矩，得由绕点的力矩，得2. 水平面支反力如图 由绕点的力矩和，得由绕点的力矩和，得3.A、B两点总支反力点总支反力点总支反力5.2绘转矩、弯矩图1.垂直面内的弯矩图 D A B C C处弯矩 D处弯矩2.水平面内的弯矩图C处弯矩D处弯矩3.合成弯矩图 C处 D处 弯矩图 C D A B4.转矩图 140480 5.当量弯矩图单向回转轴，扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数C处 D处5.3

26、弯矩合成强度校核进行校核时，只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面，即截面C的强度，根据选定的轴的材料45钢，调质处理所以， 故强度足够第六章 键强度的校核中间轴上，高速级大齿轮段所用键的尺寸结构为，低速级小齿轮轴段所选键的尺寸为，由于是同一根轴上的键，他们传递的转矩相同，所以只需校核短的键即可。轴段，键的工作长度键的接触高度，传递的转矩，键静连接时的许用应力。 所以，键连接强度足够。第七章 滚动轴承的校核以中间轴的轴承为例，根据选定轴承为深沟球轴承，轴承型号为6206 ，其基本参数为：额定动载荷为15KN，额定静载荷为10KN。， 由 e取0.27 得预期寿命实际寿命 因为所以，轴承校核合格 第

27、八章润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查2表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查2表7-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。第九章箱体及其附件的结构设计1）减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计： 1.确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确

28、定合理的箱体壁厚。 根据经验公式：（T为低速轴转矩，N·m） 可取。 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有 较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。 2.合理设计肋板 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。 3.合理选择材料 因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不 大，所以箱体可用灰铸铁制成。2）减速器附件的结构设计（1）检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可 用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便 于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它

29、和箱体之间加密封垫。（2）放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。 放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。（3）油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 （4）通气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高， 内 压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还 有过滤网可减少灰尘进入。 （5）起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下 面 设有吊耳，它们就组成了起吊

30、装置。 （6）起盖螺钉 为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动 此螺钉顶起箱盖。 （7）定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精 度与装配精度。 第10章 、减速器箱体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座厚度 10箱盖厚度 10箱盖凸缘厚度 15箱座凸缘厚度 15箱座底凸缘厚度 25地脚螺钉直径 M16地脚螺钉数目查手册 4轴承旁联结螺栓直径 M12盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6） M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5） 8视孔盖螺钉直径=（0.30.4） 8定位销直径=（0.70.8） 8，至外箱壁的距离查手册表11222 18 16，至凸缘边缘距离查手册表112 20 14外箱壁至轴承端面距离=+（510） 47大齿轮顶圆与内箱壁距离>1.2 16齿轮端面与内箱壁距离> 13箱盖，箱座肋厚 9 8.5轴承端盖外径+（55.5）92（1轴）102（2轴）140（3轴）轴承旁联结螺栓距离92（1轴）102（2轴）140（3轴） 课程设计心得体会