减速箱设计说明书

1、PAGE PAGE 1目录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc440320186 设计原始数据 PAGEREF _Toc440320186 h 1 HYPERLINK l _Toc440320187 第一章 传动装置总体设计方案 PAGEREF _Toc440320187 h 1 HYPERLINK l _Toc440320188 1.1 传动方案 PAGEREF _Toc440320188 h 1 HYPERLINK l _Toc440320189 1.2 该方案的优缺点 PAGEREF _Toc440320189 h 2 HYPERLINK l _Toc440

2、320190 第二章 电动机的选择 PAGEREF _Toc440320190 h 3 HYPERLINK l _Toc440320191 2.1 选择电动机类型 PAGEREF _Toc440320191 h 3 HYPERLINK l _Toc440320192 2.2 选择电动机的容量 PAGEREF _Toc440320192 h 3 HYPERLINK l _Toc440320193 2.3 确定电动机转速 PAGEREF _Toc440320193 h 3 HYPERLINK l _Toc440320194 第三章 传动参数的计算 PAGEREF _Toc440320194 h 5

3、 HYPERLINK l _Toc440320195 3.1 计算各轴转速 PAGEREF _Toc440320195 h 5 HYPERLINK l _Toc440320196 3.2 计算各轴输入功率、输出功率 PAGEREF _Toc440320196 h 5 HYPERLINK l _Toc440320197 3.3 计算各轴的输入、输出转矩 PAGEREF _Toc440320197 h 5 HYPERLINK l _Toc440320198 3.4 计算结果 PAGEREF _Toc440320198 h 6 HYPERLINK l _Toc440320199 第四章 传动装置的设

4、计计算 PAGEREF _Toc440320199 h 7 HYPERLINK l _Toc440320200 第五章 轴的设计 PAGEREF _Toc440320200 h 11 HYPERLINK l _Toc440320201 5.1轴的概略设计 PAGEREF _Toc440320201 h 11 HYPERLINK l _Toc440320202 5.2 轴的结构设计及校核 PAGEREF _Toc440320202 h 11 HYPERLINK l _Toc440320203 5.2.1高速轴的结构设计 PAGEREF _Toc440320203 h 11 HYPERLINK l

5、 _Toc440320204 5.2.2 高速轴的校核 PAGEREF _Toc440320204 h 13 HYPERLINK l _Toc440320205 5.2.3低速轴的结构设计 PAGEREF _Toc440320205 h 15 HYPERLINK l _Toc440320206 5.2.4 低速轴的校核 PAGEREF _Toc440320206 h 17 HYPERLINK l _Toc440320207 5.3轴承的选择及校核 PAGEREF _Toc440320207 h 19 HYPERLINK l _Toc440320208 5.3.1轴承的选择 PAGEREF _T

6、oc440320208 h 19 HYPERLINK l _Toc440320209 5.3.2轴承的校核 PAGEREF _Toc440320209 h 20 HYPERLINK l _Toc440320210 5.4 联轴器的选择及校核 PAGEREF _Toc440320210 h 21 HYPERLINK l _Toc440320211 5.5键的选择及校核计算 PAGEREF _Toc440320211 h 22 HYPERLINK l _Toc440320212 第六章 箱体的结构设计 PAGEREF _Toc440320212 h 23 HYPERLINK l _Toc44032

7、0213 6.1 箱体的结构设计 PAGEREF _Toc440320213 h 23 HYPERLINK l _Toc440320214 6.2轴上零件的固定方法和紧固件 PAGEREF _Toc440320214 h 24 HYPERLINK l _Toc440320215 6.3轴上轴承的润滑和密封 PAGEREF _Toc440320215 h 24 HYPERLINK l _Toc440320216 6.4齿轮的润滑方式 PAGEREF _Toc440320216 h 24 HYPERLINK l _Toc440320217 第七章 附件设计及选择 PAGEREF _Toc44032

8、0217 h 25 HYPERLINK l _Toc440320218 7.1 轴承端盖 PAGEREF _Toc440320218 h 25 HYPERLINK l _Toc440320219 7.2 窥视孔和视孔盖 PAGEREF _Toc440320219 h 25 HYPERLINK l _Toc440320220 7.3 通气器 PAGEREF _Toc440320220 h 25 HYPERLINK l _Toc440320221 7.4 放油堵 PAGEREF _Toc440320221 h 26 HYPERLINK l _Toc440320222 7.5 油标 PAGEREF

9、_Toc440320222 h 26 HYPERLINK l _Toc440320223 设计小结 PAGEREF _Toc440320223 h 27 HYPERLINK l _Toc440320224 参考文献 PAGEREF _Toc440320224 h 28PAGE 28设计原始数据参数符号单位数值工作机直径Dmm550工作机转速Vm/s6.8工作机拉力FN600工作年限y年5第一章 传动装置总体设计方案1.1 传动方案 传动方案已给定，外传动电机直连一级圆柱齿轮减速器联轴器。方案简图如1.1所示。图 1.1 带式输送机传动装置简图 一级减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载

10、荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。 1.2 该方案的优缺点 减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承对称分布，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。第二章 电动机的选择 2.1 选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。 2.2 选择电动机的容量 电动机所需的功率为由电动机到工作机的传动总效率为式中、分别为轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。取0.99（角接触球轴承），0.9

11、7（齿轮精度为8级），0.99（弹性联轴器），0.96（工作机效率，已知），则：=0.895 所以= eq f(4.08 ,0.895 ) =4.561 根据机械设计手册可选额定功率为5.5kW的电动机。2.3 确定电动机转速 工作机轴转速为= eq f(6010006.8,3.1416550) =236.13 一级圆柱齿轮减速器传动比，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为3-5。故电动机转速的可选范围为236.13 =708 1181 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，选电动机型号为Y132M2-6，电机主要技术参数，如表2.1所示。表2.1 电动机主要技术

12、参数电动机型号额定功率kw电动机转速 r/min电动机重量kg传动装置的传动比 满载转速满载电流总传动比Y132M2-65.596011.60 68.00 4.07 电动机型号为Y132M2-6，主要外形尺寸见表 2.2。图2.1 电动机安装参数表2.2 电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HLHDABKDEFG1325153152161781238801033第三章 传动参数的计算3.1 计算各轴转速轴 eq f(960,1) =960.000 轴 eq f(960.000 ,4.07 ) =236.128 工作机轴 eq f(236.128 ,1.

13、000 ) =236.128 3.2 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 =4.561 0.99=4.516 KW轴 =4.516 0.990.97=4.336 工作机轴 =4.336 0.990.95=4.250 各轴输出功率轴 =4.516 0.99=4.470 轴 =4.336 0.99=4.293 工作机轴 =4.250 0.99=4.208 3.3 计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩为 eq 9550 eq f(4.561 ,960.000 ) =45.374 轴输入转矩 eq 9550 eq f(4.516 ,960.000 ) =44.920 轴输入转矩 eq 955

14、0 eq f(4.336 ,236.128 ) =175.378 工作机轴输入转矩 eq 9550 eq f(4.250 ,236.128 ) =171.888 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。3.4 计算结果 运动和动力参数计算结果整理后填入表 3.1中。 表 3.1 运动和动力参数计算结果轴名功率P（kw）转矩T（Nm）转速n传动比效率输入输出输入输出r/mini电动机轴4.561 45.374 960.000 1.000 0.990 轴4.516 4.470 44.920 44.471 960.000 4.066 0.960 轴4.336 4.293 175.378

15、 173.624 236.128 1.000 0.980 工作机轴4.250 4.208 171.888 170.169 236.128 第四章 传动装置的设计计算 选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，齿轮2材料为45 钢(调质)硬度为240HBS。齿轮1齿数20，齿轮2齿数82。按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径其中：载荷系数，选1.3齿宽系数，取1齿轮副传动比，4.066 材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力查得齿轮1接触疲劳强度极限600。查得齿轮2接触疲劳强度极限550。计算应力循环次数：（设2班制，一年工作300天，工作5年）960.000

16、28300513.82 eq f(13.82 eq 10s(8) ,4.066 ) =3.40 查得接触疲劳寿命系数0.95，0.97取失效概率为，安全系数1，得： eq f(0.95600,1) 570 eq f(0.97550,1) =533.5带入较小的有=2.32 eq r(3, eq f(1.344.920 ,1) eq f(4.066 +1,4.066 ) eq ( eq f(189.8,533.5) )s(2) ) =48.63 圆周速度 eq f(3.1415948.63 960.000 ,601000) =2.44 齿宽 148.63 =48.63 模数 eq f(48.63

17、 ,20) =2.43 齿高 22.52.43 =5.47 eq f(48.63 ,5.47 ) =8.89 计算载荷系数：已知使用系数1.25；根据2.44 ，8级精度，查得动载系数1.05；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.42 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；查得齿间载荷分配系数1；故载荷系数1.251.0511.42 =1.86 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 48.63 eq r(3, eq f(1.86 ,1.3) ) =54.81 计算模数： eq f(54.81 ,20) =2.74 按齿根弯曲强度：计算载荷系

18、数1.251.0511.35=1.77 查取齿形系数：查得2.80 ，2.22 查取应力校正系数： 1.55，1.772查得齿轮1弯曲疲劳极限500查得齿轮2弯曲疲劳极限380取弯曲疲劳寿命系数0.95，0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1.4，得 eq f(0.95500,1.4) =339.29 eq f(0.97380,1.4) =263.29 计算齿轮1的并加以比较 eq f(2.80 1.55,339.29 ) =0.0128 eq f(2.22 1.772,263.29 ) =0.0149 齿轮2的数值大则有：= eq r(3, eq f(21.77 44.920 1

19、000,1 eq 20s(2) ) 0.01493 ) =1.81 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取模数2.00 ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径54.81 来计算应有的齿数。则有： eq f(54.81 ,2.00 ) =27.41 27取27，则 =274.066 =109.77 108计算齿轮分度圆直径：272.00 =541082.00 =216几何尺寸计算计算中心距：= eq f(54+216,2) =135计算齿轮宽度：15455取60，55。表4.1 各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级

20、中心距 135传动比 4.07 模数 2压力角20啮合角 20齿数 z 27108分度圆直径d54.00 216.00 齿顶圆直径da58.00 220.00 齿根圆直径df49.00 211.00 齿宽 b6055材料 40Cr(调质)45 钢(调质)齿面硬度 280HBS240HBS第五章 轴的设计 5.1轴的概略设计（1）材料及热处理根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。（2）按照扭转强度法进行最小直径估算。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103

21、126，则取A=110。轴110 eq r(3, eq f(4.516 ,960.000 ) ) =18.43 轴110 eq r(3, eq f(4.336 ,236.128 ) ) =29.02 （3）装V带轮处以及联轴器处轴的直径考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：轴19.72 轴31.92 将各轴的最小直径分别圆整为：=20，=35。5.2 轴的结构设计及校核5.2.1高速轴的结构设计高速轴的轴系零件如图所示图5.1 高速轴的结构各轴段直径及长度的确定d11：轴1的最小直径，d11=20。d12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈密封）d12应比d1

22、1大5-10，取d12=26。d13：安装滚动轴承处轴段，d13较d12大1-5mm，选取轴承型号为深沟球轴承6206，根据轴承内圈尺寸取d13=30。d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=36。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构，小齿轮齿顶圆直径d15=58.00 。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=36。d17：滚动轴承轴段，d17=d13=30。各轴段长度的确定l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=38。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=71.6l13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定

23、，取l13=14l14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=20l15：由小齿轮的宽度确定，取l15=60l16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=20l17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=16图5.2高速轴的尺寸图表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d172026303658.00 3630长度l11l12l13l14l15l16l173871.614206020165.2.2 高速轴的校核圆周力 eq f(244.47 1000,54.00 ) =1647.08 径向力1647.08 20=599.49 （1）画出轴的受力简图，受力简

24、图如下图所示；（2）支撑反力，在水平面上为如高速轴结构图所示 =96.6 =58 =58= eq f(-599.49 58,58+58) =299.74 式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。299.74 +599.49 =299.74 在垂直平面上为 - eq f(1647.08 58,58+58) =-823.54 轴承A的总支承反力为 eq r(, eq (299.74 )s(2) + eq (-823.54 )s(2) ) =876.39 轴承B的总支承反力为 eq r(, eq (299.74 )s(2) + eq (-823.54 )s(2) ) =876.39 （3）弯矩计

25、算299.74 58=17385.17 在垂直平面上为-823.54 58=-47765.37 合成弯矩，有 eq r(, eq (17385.17 )s(2) + eq (-47765.37 )s(2) ) =50830.85 （4）画出弯矩图如下图所示（5）转矩和转矩图44471.21 齿轮轴处弯矩较大，且齿轮轴左侧既承受弯矩又承受扭矩。其抗弯截面系数为 eq f(3.14 eq 36s(3) ,32) =4578.12 抗扭截面系数为 eq f(3.14 eq 36s(3) ,16) =9156.24 最大弯曲应力为 eq f(0.00 ,4578.12 ) =11.10 扭剪应力为 e

26、q f(44471.21 ,9156.24 ) =11.10 按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为 eq r(, eq 11.10 s(2) +4 eq (4.86 0.6)s(2) ) =12.54 查得60 ，故强度满足要求。高速轴弯扭受力图5.2.3低速轴的结构设计低速轴的轴系零件如图所示图5.3 低速轴的结构图各轴段直径及长度的确定d21：滚动轴承轴段，d21=45，选取轴承型号为深沟球轴承6209。d22：轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求d22=52。d23：齿轮处轴段，d23=47。d24：滚动轴承处轴段d24=45。d2

27、5：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=43。d26：轴3的最小直径，d26=d2min=35。各轴段长度的确定l21：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=19。l22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=22.5l23：大齿轮宽度，取l23=53l24：根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=41.5l25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=63.6l26：，根据减速器的具体规格确定取l26=60图5.4低速轴的尺寸图表5.2低速轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25d26455247454335长度l21l22l23l24

28、l25l261922.55341.563.6605.2.4 低速轴的校核圆周力 eq f(2175.38 ,216.00 ) =1623.87 径向力1623.87 20=591.04 （1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；（2）支撑反力，在水平面上为如低速轴结构图所示 =103.1 =58.5 =58.5- eq f(591.04 58.5,58.5+58.5) =-295.52 在垂直平面上为 eq f(1623.87 58.5,58.5+58.5) =811.93 轴承A、B的总支承反力为 eq r(, eq (-295.52 )s(2) + eq (811.93 )s(2) )

29、=864.04 （3）弯矩计算-295.52 58.5=-17287.89 在垂直平面上为811.93 58.5=47498.08 合成弯矩，有 eq r(, eq (-17287.89 )s(2) + eq (47498.08 )s(2) ) =50546.40 （4）画出弯矩图如下图所示（5）转矩和转矩图175377.53 因齿轮所在截面弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。已知低速大齿轮键槽=14,=4.5。其抗弯截面系数为 eq f(3.14 eq 45s(3) ,32) - eq f(144.5 eq (45-4.5)s(2) ,245) =7793.47 抗扭截面系数

30、为 eq f(3.14 eq 45s(3) ,16) - eq f(144.5 eq (45-4.5)s(2) ,245) =16735.11 最大弯曲应力为 eq f(50546.40 ,7793.47 ) =6.49 扭剪应力为10.48 按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为 eq r(, eq 6.49 s(2) +4 eq (0.610.48 )s(2) ) =14.15 查得60 ，故强度满足要求。低速轴弯扭受力图5.3轴承的选择及校核5.3.1轴承的选择轴承类型选择为深沟球轴承。轴选轴承为：6206； 轴选轴承为：6209

31、； 所选轴承的主要参数见表5.3。表 5.3 所选轴承的主要参数轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm 基本额定 /kN dDBdaDa动载荷Cr静载荷C0r6206306216365619.511.56209458519527831.520.55.3.2轴承的校核输入轴轴承校核查滚动轴承样本可知，轴承6206的基本额定动载荷Cr=19.5kN，基本额定静载荷Cr0=11.5kN。1.求两轴承受到的径向载荷和将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A点总支反力=876.39 NB点总支反力=876.39 N。2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3.求轴承的当量动载荷P根据

32、工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1,X2 =1P1=fP（X1）=1051.67 NP2=fP（X2）=1051.67 N4.验算轴承寿命因P124000h 轴承具有足够寿命。输出轴轴承校核查滚动轴承样本可知，轴承6209的基本额定动载荷Cr=31.5kN，基本额定静载荷Cr0=20.5kN。1.求两轴承受到的径向载荷和将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A点总支反力=864.04 NB点总支反力=864.04 N。2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3.求轴承的当量动载荷P根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1，X2 =1P1=fP（X1）=103

33、6.85 NP2=fP（X2）=1036.85 N4.验算轴承寿命因P1=P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为5（年）300（天）16（小时）=24000h。=1979181 h24000h 轴承具有足够寿命。5.4 联轴器的选择及校核输入端由于设计的减速器伸出轴20 ，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：主动端：J型轴孔、A型键槽、38、 38从动端：J1型轴孔、A型键槽、20、38 J3838选取的联轴器为：TL6 GB/T4323 J12038联轴器所传递的转矩T=45.374 ，查得工况系数KA=1.3，联轴器承受的转矩为58.99 查得该联轴器

34、的公称转矩为63，因此符合要求。输出端由于设计的减速器伸出轴35 ，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：主动端：J型轴孔、A型键槽、35 、 60从动端：J1型轴孔、A型键槽、35、60 J3560选取的联轴器为：TL6 GB/T5843 J13560联轴器所传递的转矩T=173.624 ，查得工况系数KA=1.3，联轴器承受的转矩为225.71 查得该联轴器的公称转矩为250，因此符合要求。5.5键的选择及校核计算高速轴端键选择的型号为键A632 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=32-6=26，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=3，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲

35、击，查得150MPa，则其挤压强度57.59 MPa150MPa满足强度要求。低速轴齿轮处键选择的型号为键A1449 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=49-14=35，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4.5，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度47.38 MPa150MPa满足强度要求。低速轴端联轴器键选择的型号为键A1054 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=54-10=44，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度56.94 MPa150MPa满足强度要求。第六章 箱体的结构设计6.1

36、 箱体的结构设计箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：表6.1 箱体的结构设计名称符号计算公式结果箱体壁厚=0.025+188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20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8，至外机壁距离课程设计手册26、22、16，至凸缘边距课程设计手册24、20、14大齿轮顶圆与内机壁距离1.210齿轮端面与内机壁距离15外机壁至轴承座端面距离526.2轴上零件的固定方法和紧固件（1）齿轮的安装高速轴的齿轮与轴设计为齿轮轴式设计，既齿轮与轴在同一零件上，该结构主要是当齿轮的齿顶圆直径与轴的直径相差不大是，可以做成齿轮轴。低速轴的齿轮与轴的安装方法为键连接，考虑低速轴的直径较大，因此齿轮与轴分开制造，采用键连接主要是由于齿轮要承受一定的载荷，键槽加工相对简单。（2）联轴器与低速轴的装配联轴器初选类型为弹性套柱销联轴器，本联轴器具有一定补偿两轴线相对偏移和减震缓冲能力，适用于安装