减速箱课程设计说明书

1、武汉工程大学机械设计课程设计说明书课题名称： 带式运输机传动装置的设计 专业班级： 机械电子工程03班 学生学号： 1203120333 学生姓名： 学生成绩： 指导教师： 秦襄培 课题工作时间： 2014.12.22 至 武汉工程大学教务处 目录第一章 传动方案的选择及拟定.2第二章 电动机的选择及计算. .4第三章.运动和动力参数计算.6第四章 V带传动的设计计算. 8第五章 斜齿圆柱齿轮的设计计算. .11第六章 减速器轴的结构设计.21第七章 键连接的选择及校核.38第八章 轴承的选型及寿命计算. .39第九章 联轴器的选择及校核.41第十章 箱体及附件的结构设计和计算. .42第十一

2、章 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择.44第十二章 设计总结. .46参考文献第一章 传动方案的选择及拟定1.1 课程设计的设计内容（1）合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。（2）带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当怠速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级。（3）齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。由于斜齿

3、圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速或要求传平稳的场合，常采用斜齿轮圆柱齿轮传动。（4）轴端连接选择弹性柱销联轴器。设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图1-1所示。1.2 课程设计的原始数据 注：图中F为输送带拉力（或为输出转矩T），V为输送带速度学号1/17/332/18/343/19/354/205/216/227/238/24鼓轮直径D(mm)300330350350380300360320输送带速度v(m/s)0.630.750.850.800.800.700.840.75输出转矩T(N·m)400370380450460440360430

4、学号9/2510/2611/2712/2813/2914/3015/3116/32鼓轮直径D(mm)340350400450380300360320输送带速度v(m/s)0.800.850.730.900.800.800.840.73输出转矩T(N·m)410390420400420420390400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，大修期3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。1.3 课程设计的工作条件 设计要求：误差要求：

5、运输带速度允许误差为带速度的±5%；工作情况：连续单向运转，工作时有轻微振动； 制造情况：小批量生产。1.4 确定传动方案 已知：已知带速V=0.80m/s，滚筒直D=380mm。输出转矩=460N·M 工作机滚筒的转速 NW=60*1000v/（D）=40r/min可选用转速为1500r/min或1000r/min的电动机，估算总传动比分别为11或16，外传动宜选用v带传动。 第二章 电动机的选择及计算.1.根据动力源和工作条件，宜选用Y系列三相异步电动机 2.电动机功率的选择 A.计算总效率 查表得： 1=0.96 V带的传动效率 2=0.99 滚动轴承传动效率 3=0

6、.97 圆柱齿轮传动效率 4=0.99 联轴器传动的效率 5=0.96 滚筒的效率 则传动装置的总效率为=1*23*32*42*5 则电动机所需的效率为pd=0.81B.电动机的转速选择为常用的同步转速1500r/min和1000r/min两种，根据所需功率和转速，选电动机如下：方案号电动机型号额定功率/kw同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比V带传动比两级减速传动比1Y100L2-431500142035.5314.22Y132S-63100096023.52.78.9方案一中的电动机转速高，价格低，但总传动比过大。为了合理的分配传动比，使动装置结构紧凑，且方案2传动比小

7、，传动装置结构尺寸小，可选用方案二，即电机型号为Y132S-6。第三章.运动和动力参数计算传动装置总传动比I=nm/nw=960/40=24 V带传动比i=2.7 两级齿轮总传动比i=24/2.7=8.9 高速级传动比i0=3.4 则高速级传动比i1=2.6 .传动装置的运动和动力参数计算 A. 各轴的转速计算 电动机轴： N1=Nw=960r/min 高速轴： N2=N1/I1=356r/min 中间轴： N3=N2/i1=105.6r/min 低速轴： N4=N3/I2=40r/min B.各轴的输入功率计算 P1=3kwP2=P1*2*3=2.85kwP3=P2*2*3=2.74kwP4

8、=P*3*3*1=2.63kwC.各轴的输入转矩计算T=9550 P/n=29.84N·mT2=9550 P2/n2=76.45N·mT3=9550P P3/n3=249.9N·mT4=9550P P4/n4=623.7N·m以上计算结果列于下表轴号转速n/（r/min）功率P/kw转矩T/(N.m)传动比i1960329.842.723562.8576.453.43104.62.74249.92.64402.63623.7 第四章 V带传动的设计计算1.V带的设计 已知 P=2.2KW，转速=940r/min，传动比i=2.5，每天工作八小时确定计算功

9、率 由表8-8查的工作系数KA=1.2Pca=KA*p=3.6KW 选择V带带型 根据Pca n1由图8-11选用A型带 确定带轮直径，并验算带速V（1） 初选带轮直径d=100mm（2） 验算带速V V=*d*n1/60*1000=5.05M/S 5m/sV30m/s 带速合适 确定大带轮直径 d2=i*d1=2.7*100=270 （3）确定V带的中心距a和基准长度Ld 初定中心距a0=500mm Ld0=2a0+/2（d1+d2）+（d2-d1）²/4a0=1595mm由表8-2去Ld=1640mm 计算实际中心距a a=a0+（Ld-Ld0）/2=520mm按照公式8-23

10、中心距变化范围为494573 （4）验算小带轮包角 1=180°-（dd2-dd1）57.3°/a=159°120°（5） 计算带的根数计算单根V带额定功率pr由dd1125和n=960r/min 查表8-4得 po=0.97kw由n=960r/min，i=2.7和A型带，查表8-5，得p0=0.11kw查表8-6，k2=0.95 表8-2得KL=1.00Pr=（p0+p0）*K*KL=1.02kw计算V带的根数 Z=pca/pr=3.6 取Z=4 将上述结果正立填入下表：类型功率 带速 中心距基准 长度小带轮包角带根数小带轮直径大带轮直径A3.65.0

11、5m/s5201640mm159°41253151. 查表20-2Y系列三相异步电动机的外形和安装尺寸，Y132S系列的电动机，故大轮采用孔板式，小轮采用实心式的铸造带轮。由选用普通A型V带轮，查表8-8得轮槽截面尺寸e=15±0.3mm fmin=9mm bd=11mm hamin=2.75mm hfmin=8.7mm 则带轮轮缘宽度 B=(Z-1)e+2f=33±0.9mm，取B=35mm，S=14mm根据带轮直径d=25mmd1=（1.82）d=50mm2. 大带轮dd2=280mm，d=25mm dd2-d=280-25=255100mm 则选用孔板式铸钢

12、带轮第五章 斜齿圆柱齿轮的设计计算A.高速级齿轮传动 已知T1=22.35N·m 本例可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大3050HBS。具体选择如下小齿轮：45钢，调制处理，硬度为217255HBS；大齿轮：45钢，正火处理，硬度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为200HBS。由齿面硬度查图得：。应力循环次数N1=60a n1 t = 60*1*960*(10*300*16) =N2=N1/i1=查机械设计得图3-7：=1 接触强度计算寿命系数图3-9： 弯曲强度计算寿命系数查表得：接触强度：=1 弯曲强度：=1.4则：由机械设计：式3-1有：（注

13、：修正系数Yst=2） 由式3-2得 由于设计的传动类型为软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生齿轮疲劳折断。因此，该齿轮传动课按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要的参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。已知，小齿轮的输入转矩为T1=53640N·mm初估齿轮圆周速度v<4m/s。根据齿轮的传动的工作条件，可以选用斜齿圆柱齿轮传动。由估计的圆周速度，初选齿轮为8级精度。初选参数如下： 圆整为z2=112. 取变位系数 齿宽系数由于电动机驱动，冲击较小，齿轮的速度不高，非对称分布，州的刚性不太好，可以取工况系数K=1.65 查机械设计得 图3-15

14、 ：=2.45 表3-5 ：=189.8 取=0.8、=0.983 由式3-14得 查表3-7，取标准模数 =2.0mm 则中心距为 圆整后取a=142mm 调整螺旋角为=arccos=15°1459所以，计算分度圆直径为 = =2×25/（cos15°1459） =51.825mm =2a-=232.175mm此时，计算圆周速度为 V=960××51.825/60000 =2.605m/s 与估计值相近，以上计算正确。 齿宽 大齿轮 小齿轮 验证齿轮的弯曲疲劳强度如下 当量齿数=27.84 =124.7查图 3-18得：= 2.60 =2.1

15、8查图3-19得：=1.62 =1.80 取=0.7 =0.9计算弯曲应力得： < 由此可知，所选择的参数及传动方案符合要求，故确定方案参数如下： mn=2.0 a=142mm d1=51.875mm d2=232.175mm b2=47mm b1=55mmB.低速机齿轮传动 已知扭矩T1=147333N·mm 本例可选用软齿面齿轮，且小齿轮的硬度比大齿轮大3050HBS。具体选择如下小齿轮：45钢，调制处理，硬度为217255HBS；大齿轮：45钢，正火处理，硬度为169217HBS。取小齿轮齿面硬度为230HBS，大齿轮为200HBS。由齿面硬度查图得：。应力循环次数N1=

16、60a n1 t =60*1*216.80*（10*300*16） =6.24*108N2=N1/i2=1.83*108查机械设计得图3-7：=1 接触强度计算寿命系数图3-9： 弯曲强度计算寿命系数查表得：接触强度：=1 弯曲强度：=1.4则：由机械设计：式3-1有：（注：修正系数Yst=2） 由式3-2得 由于设计的传动类型为软齿面闭式齿轮传动，其主要失效形式是齿面疲劳点蚀，若模数过小，也可能发生齿轮疲劳折断。因此，该齿轮传动课按齿面接触疲劳强度进行设计，确定主要的参数，然后再校核轮齿的弯曲疲劳强度。已知，小齿轮的输入转矩为T1=34975N·mm初估齿轮圆周速度v<4m/

17、s。根据齿轮的传动的工作条件，可以选用斜齿圆柱齿轮传动。由估计的圆周速度，初选齿轮为8级精度。初选参数如下： 圆整为Z2=103取变位系数 齿宽系数由于电动机驱动，冲击较小，齿轮的速度不高，非对称分布，州的刚性不太好，可以取工况系数K=1.5 查机械设计得 图3-15 ：=2.46 表3-5 ：=189.8 取=0.8、=0.989 由式3-14得 mmKHPEHiiTZZZZdd72 .631·2·311121)(=+³ysbx 按表3-7圆整为标准模数mn=2.5mm，则中心距 圆整为整数a=170mm 调整螺旋角为所以，计算分度圆直径为 小齿轮 大齿轮 此时

18、，计算圆周速度为V=216.8*76.692/60000m/s=0.871m/s与估计值相近，故以上计算过程是正确的。齿宽计算如下： 大齿轮 小齿轮 验证齿轮的弯曲疲劳强度如下 当量齿数= 32.08 =110.13查图 3-18得：= 2.59 =2.20查图3-19得：=1.62 =1.78 取=0.7 =0.9计算弯曲应力得： 由此可知，所选择的参数及传动方案符合要求，故确定方案参数如下表： 模数中心距圆周速度 分度圆直径齿数齿宽ma(mm)v(m/s)小大大小大小高速级2900.8540142101296560低速级31250.38691831274795100六.减速器轴的结构设计A

19、.画出传动方案见图如下给各级轴分别命名为： 轴一-电动机所连接的输入轴 轴二-中间轴 轴三-低速级用来输出的轴B.高速轴-轴一设计计算 画出轴的结构图如下：其中各参数值记录如下（单位均为mm）： d1=35 d2=45 d3=51.83(齿轮轴上的小齿轮） d4=45 d5=35 d6=32 d7=28 L1=32 L2=6 L3=55 L4=97 L5=32 L6=45 L7=44画出轴的受力分析图如下：以上所示图中各数据计算如下：之前已经计算过，T1=249900N·mm，所以齿轮圆周力：NdTFt123783.51249900*2211»=齿轮径向力：NntrFF46

20、4costan*1237costan59141520'''1=¸=¸=ooba齿轮轴向力： NFFta308tan*1237tan591415'''1=ob求支反力： V平面: H平面： 轴材料选为45钢，调制处理机械设计：查表6-1有 抗拉强度：屈服强度：弯曲持久极限：剪切持久极限： 且对称循环应力状态下，许用应力：计算当量弯矩：按脉动循环 取 由上图可知，在B点处的当量弯矩最大，此处为危险截面。在此处Mca=99915N·mm由表6-2知， 显然，轴是满足强度要求的B.中间轴-轴二的设计计算 画出轴的结构图如下：

21、其中各参数值记录如下（单位均为mm）： d1=40 d2=60 d4=56 d5=50 d6=40 d3=76.69(齿轮轴上的小齿轮） L1=33 L2=7 L3=85 L4=10 L5=47 L6=44画出轴的受力分析图如下：以上所示图中各数据计算如下：之前已经计算过，T1=147333N·mm，所以由齿轮啮合时的受力关系知圆周力 径向力 轴向力 求支反力：V平面：H平面：轴材料选为45钢，调制处理机械设计：查表6-1有 抗拉强度：屈服强度：弯曲持久极限：剪切持久极限： 且对称循环应力状态下，许用应力：计算当量弯矩：按脉动循环 取 由上图可知，在D点处的当量弯矩最大，此处为危险截

22、面。在此处Mca=244253N·mm由表6-2知，显然，该轴的设计是满足强度需要的。C.输出轴-轴三的设计计算 画出轴的结构图如下：其中各参数值记录如下（单位均为mm）：d1=60 d2=80 d3=90 d4=80 d5=70 d6=60 d7=56 d8=50 L1=49 L2=74 L3=7 L4=30L5=37 L6=37 L7=50 L8=84画出轴的受力分析图如下：以上所示图中各数据计算如下：之前已经计算过，T1=249900N·mm，所以由齿轮的啮合关系知：齿轮圆周力： NFt2659= 齿轮径向力：NFr998= 齿轮轴向力：NFa663=求支反力： V平

23、面： H平面： 轴材料选为45钢，调制处理机械设计：查表6-1有 抗拉强度：屈服强度：弯曲持久极限：剪切持久极限： 且对称循环应力状态下，许用应力：计算当量弯矩：按脉动循环 取 由上图可知，在点处的当量弯矩最大，此处为危险截面。在此处Mca=481833N·mm由表6-2知，显然，轴的设计是满足强度需要的。 第七章 键连接的选择及校核 A. 输入端与联轴器相连处所使用的键 由于此时轴直径为d=28mm，所以选择A型键，尺寸为 b x h =8 x 7，并取 L=22 ，有效长度l=L-b=14mm，进行强度校核如下：，而许用应力为，明显是符合强度需要的。 B.中间轴上固定大齿轮的键

24、由于此时轴直径为d=50mm，所以选择A型键，尺寸为 b x h =14 x 9 ，并取 L=40 ，有效长度l=L-b=26mm，进行强度校核如下：，而许用应力为，明显是符合强度需要的。C.输出轴上固定大齿轮的键 由于此时轴直径为d=80mm，所以选择A型键，尺寸为 b x h =22x 14 ，并取 L=40 ，有效长度l=L-b=18mm，进行强度校核如下：，而许用应力为，明显是符合强度需要的。D.输出轴上与联轴器相连的键 由于此时轴直径为d=50mm，所以选择B型键，尺寸为 b x h =14 x 9 ，并取 L=45 ，有效长度即为L=45，进行强度校核如下：，而许用应力为，明显是符

25、合强度需要的。 第八章 轴承的选型及寿命计算A.高速级：选择角接触球轴承7207C GB/T 292-1994参数如下： d=35mm,D=72mm,B=17mm,查表得，由于温度不高，选择ft=1，微冲击，fP=1.2计算派生轴向力画出受力分析图如下（正装）：查表知，派生轴向力S=0.7Fr ，所以FA=368N判断可知，轴承一被压紧，轴承二被放松，所以：3计算当量动载荷由线性插值法知：e1=0.40 e2=0.420。而用线性插值法可得：X1=0.44，Y1=1.40X2=0.44，Y2=1.33。所以 所以按轴承二进行寿命计算：轴承的平均寿命未达到十年，在检修时可对轴进行更换。B.中间级

26、轴承：初选轴承型号选择角接触球轴承7208C GB/T 292-1994 查表得，由于温度不高，选择ft=1，微冲击，fP=1.2计算派生轴向力画出受力分析图如下（正装）：查表知，派生轴向力S=0.7Fr ，所以 FA=505N判断可知，轴承二被压紧，轴承一被放松，所以：计算当量动载荷由线性插值法知：e1=0.443 e2=0.462。而用线性插值法可得：X1=0.44，Y1=1.36X2=0.44，Y2=1.2。所以 所以按轴承二进行寿命计算：轴承的平均寿命未达到十年，在检修时可对轴承进行更换。C.低速轴轴承：初选轴承型号选择角接触球轴承7212C GB/T 292-1994 查表得，由于温

27、度不高，选择ft=1，微冲击，fP=1.2计算派生轴向力画出受力分析图如下：查表知，派生轴向力S=0.7Fr ，所以FA=872.9N由分析知，轴承二被压紧，轴承一被放松，所以计算当量动载荷由线性插值法知：e1=0.406 e2=0.426。而用线性插值法可得：X1=0.44，Y1=1.3 X2=0.44Y2=1.31。所以 所以按轴承二进行寿命计算：可见，是符合设计需要的。第九章 联轴器的选择及校核.A. 输入端的联轴器由于有轻微的冲击，再加上频繁的启动，所以宜采用缓冲性能较好的弹性圆柱销联轴器。查表知取KA=1.3，则Tca=KAT1=1.3*34.975N·m=45.468N&

28、#183;m可选择HL2 型联轴器，许用转矩为T=315N·m许用转速为5600r/min.国标示例为：其中为J型轴孔，A型键槽，电动机外伸轴径38mm，外伸轴长80mm，高速轴外伸长44mm，直径为28mm。B. 输出端的联轴器由于有轻微的冲击，再加上频繁的启动，所以宜采用缓冲性能较好的弹性圆柱销联轴器。查表知取KA=1.3，则Tca=KAT4=1.3*463.336N·m=602.34N·m可选择HL4型联轴器，许用转矩为T=1250N·m许用转速为4000r/min.国标示例为： 第十章.箱体及附件的结构设计和计算箱体设计所涉及到的基本尺寸 名称符

29、号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.40.5）6定位销直径=（0.70.8）6连接螺栓相关参数通孔直径d' =13.5mm；沉头座直径D=26mm底座凸缘尺寸=20mm；=16mm通孔直径d' =9mm；沉头座直径D=18mm底座凸缘尺寸=15mm；=12mm箱体外壁至轴承座端面距离=+（58）35大齿轮顶圆与内机壁距离>1.27齿轮端面与内机壁距离>（或

30、）10机盖，机座肋厚m1=10 10轴承端盖外径+（55.5）（凸缘式）箱体内壁轴向距离L2 190箱体轴承座孔端面间距离L3 300减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构.1. 机体有足够的刚度 在设计箱体时除有足够的壁厚外，还在轴承座孔凸台上下作出刚性加强肋(根据需要进行设置）。2. 考虑到机体内零件的润滑，采用密封散热。因其传动件速度较小，故采用侵油润油，为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便，铸件均有1:20或者1:10的拔模斜度4. 对

31、附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能对内部进行操作。窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6螺钉紧固B 放油孔和螺塞 ：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油面指示器：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D 通气器：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气

32、，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便保证箱体内压力与外界平衡。E 起盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。G 起吊装置：在机盖上直接铸出吊耳，用以起吊或搬运。十一章润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择对于所设计的二级圆柱斜齿轮减速器，由于传动装置所传递的转矩不是很大属，且在频繁的启动过程中，会有轻微的振动，宜采用油润滑。而查机械设计课程设计知：对于转速不是很高，载荷中等的齿轮传动，应选择运动粘度在177mm2/s的润滑油，查表后知，可选择代号为L-CKC220的润滑油。并装至规定高度。适宜高度计算如下：或H>(3050)+10取其中的大值。本例计算后可取为H=65mm。而