机械设计减速器设计说明手册

机械设计减速器设计说明手册Documentnumber：PBGCG-0857-BTDO-0089-PTT1998东海科学技术学院课程设计成果说明书题 目 ： 机械设计减速器设计说明书院系：学生姓名：专业：班级：指导教师：起止日期：

机电工程系机械制造及其自动化C15机械一班2023．东海科学技术学院教学科研部浙江海洋大学东海科学技术学院课程设计成绩考核表2023—2023学生姓名(学号)学生姓名(学号)名称题目指导教师评语指导教师签名：年月日辩论评语及成绩评定辩论小组教师签名：年月日设计任务书一、初始数据T=1500Nm，n=33r/m，设计年限〔寿命〕：10每天工作班制〔8/班〕：3：250380/220V。二.设计步骤传动装置总体设计方案电动机的选择确定传动装置的总传动比和安排传动比计算传动装置的运动和动力参数V齿轮的设计滚动轴承和传动轴的设计键联接设计箱体构造设计润滑密封设计联轴器设计名目第一局部设计任务书.............................................. 3其次局部传动装置总体设计方案..................................... 6\l“_TOC_250014“第三局部电动机的选择............................................ 6电动机的选择............................................ 6\l“_TOC_250013“确定传动装置的总传动比和分配传动比 7\l“_TOC_250012“第四局部计算传动装置的运动和动力参数............................ 8\l“_TOC_250011“第五局部V带的设计.............................................. 9\l“_TOC_250010“带的设计与计算 9带轮的构造设计.......................................... 12\l“_TOC_250009“第六局部齿轮传动的设计......................................... 14\l“_TOC_250008“第七局部传动轴和传动轴承及联轴器的设计.......................... 20输入轴的设计........................................... 20输出轴的设计........................................... 26\l“_TOC_250007“第八局部键联接的选择及校核计算.................................. 34输入轴键选择与校核...................................... 34输出轴键选择与校核...................................... 35\l“_TOC_250006“第九局部轴承的选择及校核计算.................................... 35输入轴的轴承计算与校核..................................35输出轴的轴承计算与校核................................... 36\l“_TOC_250005“第十局部联轴器的选择........................................... 37\l“_TOC_250004“第十一局部减速器的润滑和密封.................................... 38减速器的润滑........................................... 38减速器的密封........................................... 39\l“_TOC_250003“第十二局部减速器附件及箱体主要构造尺寸........................... 39减速器附件的设计及选取....................................... 39\l“_TOC_250002“减速器箱体主要构造尺寸 45\l“_TOC_250001“设计小结....................................................... 48\l“_TOC_250000“参考文献....................................................... 48设计及说明设计及说明其次局部传动装置总体设计方案结果一.传动方案特点1.组成：传动装置由电机、V2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，VV在高速级。选择V带传动和一级直齿圆柱齿轮减速器。二.计算传动装置总效率a=××××=V2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,5为工作装置的效率。第三局部电动机的选择电动机的选择pw:

n=33r/minpw=电动机所需工作功率为:工作机的转速为:

pd=设计及说明 结果n=33r/minVi1=2~4，一级圆柱直齿i2=2~6ia=4~24，电动机转速的可。综合考虑电动机和传动装置Y160L-8的nm=720r/min750r/min。电动机主要外形尺寸：中心高 外形尺寸 装尺寸

孔直径

出段尺寸

键尺寸H L×HD A×B K D×E F×G160mm 645×385 254×254 15mm 42×110 12×37确定传动装置的总传动比和安排传动比总传动比：n，可得传动装置总传动比为:设计及说明 结果i=n/n=720/33=a m安排传动装置传动比:0ia=i×i0式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过i0=4，则减速器传动比为:i=i/i=4=a0第四局部计算传动装置的运动和动力参数〔1〕各轴转速:输入轴：n=n/i=720/4=180r/minI m 0输出轴：n

=n/i=180/=minII I工作机轴：n

=nIII

=minII〔2)各轴输入功率:输入轴：P=P×=×=I d输出轴：P=P××=××=II I工作机轴：P

=PIII

II××=××=则各轴的输出功率：输入轴：P”=P×=I I输出轴：P

”=PII

II×=工作机轴：P

”=PIII

III×=(3)各轴输入转矩:设计及说明 结果输入轴：T=T×i×I d 0电动机轴的输出转矩:T=d所以：输入轴：T=T×i×=×4×=I d 0输出轴：T=T×i××=×××=II I工作机轴：T

=TIII

II××=××=输出转矩为：输入轴：T”=T×=I I输出轴：T

II

II×=工作机轴：T

III

III×=V带的设计与计算确定计算功率PcaAK=，故AAdP =KAdca

P=×=V依据Pca、nm由图选用B型。ddv设计及说明 结果dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1=140mm。验算带速v。按课本公式验算带的速度s由于5m/s<v<30m/s，故带速适宜。dd2=i0dd1=4×140=560mmdd2=560mm。aLda0=500mm。由课本公式计算带所需的基准长度Ld0≈≈2187mm由表选带的基准长度Ld=2180mm。3〕a0。a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(2180-2187)/2mm≈496mm。5.验算小带轮上的包角≈180°-(dd2-dd1)×°/a=180°-〔560-140)×°/496≈°>120°z设计及说明 结果VPr。dd1=140mmnm=720r/minP0=。nm=720r/min，i0=4BP0=。K=KL=，于是Pr=(P0+P0)KKL=+××=Vzz=Pca/Pr==5VF0Bq=m，所以FP9.主要设计结论

F0=FP=2zF0sin(1/2)=2×5××sin2)=设计及说明 结果带型B根数5小带轮基准直径dd1140mm大带轮基准直径dd2560mmVa496mmLd2180mm小带轮包角α1 ° 带速单根V带初拉力 压轴力FpF0带轮构造设计s1.小带轮的构造设计1〕小带轮的构造图2〕小带轮主要尺寸计算设计及说明结果代号名称 计算公式 代入数据尺寸取值内孔直径d 电动机轴直径D D=42mm42mm分度圆直径dd1140mmda dd1+2ha 140+2×147mmd1 ~2)d ~2)×4284mmB (z-1)×e+2×f (5-1)×19+2×99mmL ~2)d ~2)×4284mm2.大带轮的构造设计1〕大带轮的构造图设计及说明2〕大带轮主要尺寸计算结果代号名称 计算公式 代入数据尺寸取值内孔直径d 输入轴最小直径 D=37mm37mmdd1560mmda dd1+2ha 560+2×567mmd1 ~2)dB L ~2)d

~2)×37~2)×37

74mm99mm74mm第六局部齿轮传动的设计选精度等级、材料及齿数280HBS，大齿轮材料为45〔调质〕，240HBS。一般工作机器，选用8级精度。z1=28z2=28×=z2=153。〔4〕压力角=20°。按齿面接触疲乏强度设计由式试算小齿轮分度圆直径，即KHt=。②计算小齿轮传递的转矩

设计及说明 结果③选取齿宽系数φd=1。ZH=。

T1=mZE=2。Z。ε端面压力角：a1=arccos[z1cos/(z1+2ha*)]=arccos[28×cos20°/(28+2×1)]=°a2=arccos[z2cos/(z2+2ha*)]=arccos[153×cos20°/(153+2×1)]=°端面重合度：=[z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)]/2π=[28×°-tan20°)+153×°-tan20°)]/2π=重合度系数：Z⑦计算接触疲乏许用应力[H]Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。计算应力循环次数：N1=60nkth=60×180×1×10×250×3×8=×108设计及说明 结果N2=60nkth=N1/u=×108/=×108查取接触疲乏寿命系数:KHN1=、KHN2=。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:[H]1===534MPa[H]2===506MPa取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲乏许用应力，即[H]=[H]2=506MPa试算小齿轮分度圆直径==调整小齿轮分度圆直径vv===sbb===HKHAK=1。A

设计及说明 结果Vv=s、8K=。V③齿轮的圆周力× F=2T/d× t1 1 1t×KF/b=1 =mm<100N/mm×At1HK=。HH8K=。由此，得到实际载荷系数HK=KKKK

=1×××=H A V H H可得按实际载荷系数算的的分度圆直径×d== =×1及相应的齿轮模数模数取为标准值m=3mm。3.几何尺寸计算计算分度圆直径

m=d/zn 1

=28=d1=z1m=28×3=84mmd2=z2m=153×3=459mm计算中心距a=(d1+d2)/2=(84+459)/2=计算齿轮宽度b2=84、b1=89。

设计及说明 结果b=φdd1=1×84=84mm〔1〕齿根弯曲疲乏强度条件F=≤[F]确定公式中各参数值YY=+=+=②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数KFb/h=查图得KF则载荷系数为

YFa1==YSa1==KF=KAKvKFKF=1×××=④计算齿根弯曲疲乏许用应力[F]Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。KFN1=、KFN2=取安全系数S=，得

设计及说明 结果[F]1===[F]2===齿根弯曲疲乏强度校核F1===≤[F]1F2===≤[F]25.主要设计结论齿数z1=28、z2=153，模数m=3mm，压力角=20°，中心距a=，齿宽b1b1=89mm、b2=84mm。设计及说明6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮m3mm3mmz28153b89mm84mmd84mm459mmhacham×ha3mm3mmhfm×(ha+c)全齿高h ha+hf

d+2×had-2×hf

90mm 465mm第七局部传动轴和传动轴承及联轴器的设计输入轴的设计1 P1、转速n1 P==180r/minT=1 1求作用在齿轮上的力

设计及说明 结果d=84mm1则:F===tr F=F×tan=×tan20°r 初步确定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，依据表，取

× × min 012由于安装键将轴径增大5%，应选取:d =37mm12轴的构造设计图依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度设计及说明 结果23为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d =42mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=47mm。大带轮宽度B=99mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取23。l =97mm。122334 初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，应选用深沟球轴承。参照工d=42mm6209，其尺寸d×D×T=45×85×19mmd=d=45mm2334 。l=l=19+15=34mm。347845 56 轴承承受挡油环进展轴向定位。由手册上查得6209型轴承的定位轴肩高度h=，因此，取d =d =52mm。于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=B=89mm，d =d45 56 4〕依据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有肯定23距离，取l =50mm。5〕取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，则23Δl = +s-15=16+8-15=9mmΔ45Δl = +s-15=16+8-15=9mmΔ67至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。设计及说明 结果轴的受力分析和校核1〕作轴的计算简图〔a〕:6209T=19mmL1=99/2+50+19/2=109mm2〕计算轴的支反力：水平面支反力〔见图b〕：FNH1===FNH2===垂直面支反力〔见图d〕：FNV1===FNV2===CMH=FNH1L2=×78Nmm=285184Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0=FpL1=×109Nmm=259955Nmm设计及说明 结果截面C处的垂直弯矩：MV2=FNV2L3=×78Nmm=233719Nmm〔e〕。CM1==355506NmmM2==368720Nmm4〕作转矩图〔g〕。5〕按弯扭组合强度条件校核轴的强度：〔C〕的强度。必要时也对其他危急截面〔转矩较大且轴颈较小的截面〕进展强度校核。依据公式〔14-4〕，取=，则有：ca===MPa=≤[]=60MPa〔W的影响〕。轴的弯扭受力图如下：设计及说明 结果输出轴的设计

设计及说明 结果P2n2T2P2==minT2=求作用在齿轮上的力大齿轮的分度圆直径为:d2=459mm则:F===tr F=F×tan=×tan20°r 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，依据表，0取:A=112，于是得0

× × min 012输出轴的最小直径明显是安装联轴器处轴的直径d ，为了使所选的轴直径12d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T =KT，查表，考虑转矩变化很小，故取K=，ca A 2 A则:T =KT

=×=ca A 2ca12依据计算转矩T 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2023或手册，选用LT11型联轴器。半联轴器的孔径为80mm故取d =80mm，半联轴器与轴协作的毂孔长度为132mm。ca12轴的构造设计图

设计及说明 结果依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度23121〕为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d =85mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=90mm。半联轴器与轴协作的毂孔长度L=132mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l =130mm。2〕初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，应选用深沟球轴承。参照工231223作要求并依据d =85mm，由轴承产品名目中选取深沟球轴承6218，其尺寸23为d×D×T=90mm×160mm×30mm，故d =d =90mm，取挡油环的宽度67为15，则l =30+15=45mm67

34 67设计及说明 结果56右端滚动轴承承受挡油环进展轴向定位。由手册上查得6218型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，取d =100mm。5645取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d =95mm；齿轮的左端与左轴承之间承受挡油环定位。大齿轮轮毂的宽度为B=84mm，为了使挡油环端面牢靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=82mm。45依据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一23定距离，取l =50mm。5〕取小齿轮端面距箱体内壁之距离Δ=16mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，滚动轴承的宽度T=30mm，则23l34=T+s+Δ++2=30+8+16++2=Δl =s+ +=8+16+=Δ566.轴的受力分析和校核作轴的计算简图〔见图a〕:6218T=30mm2L2

=84/2-2+2=3L3

=84/2++45-30/2=计算轴的支反力：水平面支反力〔见图b〕：F ===NH1设计及说明 结果F ===NH2垂直面支反力〔见图d〕：F ===NV1F ===NV2CM=F L=×=292943NmmH NH1 2截面C处的垂直弯矩：M=F L=×=106563NmmV NV1 2〔e〕。CM==311723Nmm4〕作转矩图〔g〕。5〕按弯扭组合强度条件校核轴的强度：〔C〕的强度。必要时也对其他危急截面〔转矩较大且轴颈较小的截面〕进展强度校核。依据公式〔14-4〕，取=，则有：ca===MPa=≤[]=60MPa设计及说明 结果〔W的影响〕。轴的弯扭受力图如下：设计及说明 结果7.准确校核轴的疲乏强度推断危急截面力集中均将减弱轴的疲乏强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为富有I、II、IIIIVV力集中最严峻；从受载的状况来看，安装大齿轮段截面上的应力最大。截V径也较大，故不必做强度校核。安装大齿轮段截面上虽然应力最大，但应力集中不大〔过盈协作及键槽引起的应力集中均在两端〕，而且这里轴的VIVII核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈协作的小，因而该轴IVIV抗弯截面系数W==×903mm=72900mmW=×=0Nmm截面上的弯曲应力b==MPa=0MPaT===15-1B=640MPa，-1=275MPa，-1=155MPa。设计及说明 结果截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因==.028、==，经插值后可查得==又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q==故有效应力集中系数按式〔附3-4〕为k=1+q-1)=1+×=k=1+q-1)=1+×=3-4〔3-12〕及式〔3-14b〕得综合系数为：K=+-1=+-1=K=+-1=+-1=又由ξ3-1及ξ3-2得碳钢的特性系数为：，取，取Sca值，按式〔15-6〕~〔15-8〕则得：S===0设计及说明 结果S===S ===0>S=ca故可知其安全。IV抗弯截面系数W==×953mm=抗扭截面系数W==×953mm=171475mm弯矩M及弯曲应力为：W=×=0Nmm==MPa=0MPab扭矩T2及扭转切应力为：T=1610300Nmm2===T3-8=，于是得：=，=×=故得综合系数为:设计及说明 结果K=+-1=+-1=K=+-1=+-1=所以轴在截面IV右侧的安全系数为：S===S===Sca===0>S=故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。第八局部键联接的选择及校核计算输入轴键选择与校核校核大带轮处的键连接：该处选用一般平键尺寸为：b×h×l=10mm×8mm×90mm，接触长度:l”=90-10=80mm，则键联接所能传递的转矩为:T=”d[F]=×8×80×37×120/1000=设计及说明 结果T≥T1，故键满足强度要求。输出轴键选择与校核1〕输出轴与大齿轮处键该处选用一般平键尺寸为：b×h×l=25mm×14mm×70mm，接触长度:l”=70-25=45mm，则键联接所能传递的转矩为:T=”d[F]=×14×45×85×120/1000=T≥T2，故键满足强度要求。2〕输出轴与联轴器处键该处选用一般平键尺寸为：b×h×l=22mm×14mm×125mm，接触长度:l”=125-22=103mm，则键联接所能传递的转矩为:T=”d[F]=×14×103×80×120/1000=T≥T2，故键满足强度要求。第九局部轴承的选择及校核计算依据条件，轴承估量寿命：Lh=10×3×8×250=60000h输入轴的轴承计算与校核初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和设计及说明 结果轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=XFr+YFa=1×2660+0×=2660N求轴承应有的根本额定载荷值C为:C=P=2660×=23018N11-5，选择:6209轴承，Cr=，由课本式11-3Lh===×105≥Lh所以轴承预期寿命足够。输出轴的轴承计算与校核1)P:12-5XYX=1，Y=0所以:××P=XF+YF××r a求轴承应有的根本额定载荷值C为:C=P=×=12544Nr11-5，选择:6218轴承，C11-3r设计及说明 结果L=h==×107≥Lh所以轴承预期寿命足够。第十局部联轴器的选择T=T=1610300Nm2A由表查得K=，故得计算转矩为：AT=KT=×1610300=ca A 2型号选择T=4000Nm，许用最大转速为n=1800r/min80mm132mm。≤T= T=4000Nm≤ca≤n=min n=1800r/min≤2联轴器满足要求，故合用。设计及说明 结果第十一局部减速器的润滑和密封减速器的润滑齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动，其润滑方法依据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v≤12m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进展浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避开齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由h=≤10mm10mm，HH=30+10=40mm依据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油〔GB5903-2023〕，220177cSt。轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以依据低速大齿轮的圆周速度推断。由于大齿轮圆周速度v=s≤2m/s，所以承受脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，简洁密封，一次加脂可以维持相当1/3~2/3宜。为避开稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。设计及说明 结果减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则