减速箱设计说明书

目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"设计原始数据 1\o"CurrentDocument"第一章传动装置总体设计方案 1\o"CurrentDocument"1.1传动方案 1\o"CurrentDocument"1.2该方案的优缺点 2\o"CurrentDocument"第二章电动机的选择 3\o"CurrentDocument"2.1选择电动机类型 3\o"CurrentDocument"2.2选择电动机的容量 3\o"CurrentDocument"2.3确定电动机转速 3\o"CurrentDocument"第三章传动参数的计算 5\o"CurrentDocument"3.1计算各轴转速 5\o"CurrentDocument"3.2计算各轴输入功率、输出功率 5\o"CurrentDocument"3.3计算各轴的输入、输出转矩 5\o"CurrentDocument"3.4计算结果 6\o"CurrentDocument"第四章传动装置的设计计算 7\o"CurrentDocument"第五章轴的设计 11\o"CurrentDocument"5.1轴的概略设计 11\o"CurrentDocument"5.2轴的结构设计及校核 115.2.1高速轴的结构设计 115.2.2高速轴的校核 135.2.3低速轴的结构设计 155.2.4低速轴的校核 17\o"CurrentDocument"5.3轴承的选择及校核 195.3.1轴承的选择 195.3.2轴承的校核 20\o"CurrentDocument"5.4联轴器的选择及校核 21\o"CurrentDocument"5.5键的选择及校核计算 22\o"CurrentDocument"第六章箱体的结构设计 23\o"CurrentDocument"6.1箱体的结构设计 23\o"CurrentDocument"6.2轴上零件的固定方法和紧固件 24\o"CurrentDocument"6.3轴上轴承的润滑和密封 24\o"CurrentDocument"6.4齿轮的润滑方式 24\o"CurrentDocument"第七章附件设计及选择 25\o"CurrentDocument"7.1轴承端盖 25\o"CurrentDocument"7.2窥视孔和视孔盖 25\o"CurrentDocument"7.3通气器 25\o"CurrentDocument"7.4放油堵 26\o"CurrentDocument"7.5油标 26\o"CurrentDocument"设计小结 27\o"CurrentDocument"参考文献 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 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Fv=——kW由电动机到工作机的传动总效率为n=门2.n-n2.n式中n2、n3、n4、n5分别为轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。取n2=0.99（角接触球轴承），n3=0・97（齿轮精度为8级），n4=0・99（弹性联轴器），n=0.96（工作机效率，已知），则：5n=n2-n3-n:-n5=0.895所以p4.08P —w:a=0.895=4.561kW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二236.13r/min60x1000二236.13r/min^D一3.1416X550一级圆柱齿轮减速器传动比《=3~5，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n=i，•n=（3~5）x236.13=708—da1181r/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Y132M2-65.596011.6068.004.07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HLXHDAXBKDXEFXG132515x315216x1781238x8010X33第三章传动参数的计算3.1计算各轴转速I轴II轴n第三章传动参数的计算3.1计算各轴转速I轴II轴n960n1=与=〒=960.000r/min0n960.000=—i=i4.071=236.128r/min工作机轴236.1281.000=236.128r/min3.2计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 P]=P/4=4.561X0.99=4.516KW轴 P=p门/3=4.516X0.99X0.97=4.336kW工作机轴 P=p门门=4.336X0.99X0.95=4.250kW3 2 2各轴输出功率轴 P=pn2=4.516X0.99=4.470kW轴 P；=Pn2=4.336X0.99=4.293kW工作机轴 P；=P3n2=4.250X0.99=4.208kW3.3计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩Td为p 4.561T广9550n=9550X9CTT=45.374N-mdp 4.516I轴输入转矩T=9550%=9550X960000=44.920N-m1p 4.336II轴输入转矩T=9550%=9550^236128=175.378N-m2p 4.250工作机轴输入转矩T=9550%=9550X。睥 =171.888N-mn 236.1283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(N-m)转速nr/min传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴4.56145.374960.0001.0000.9901轴4.5164.47044.92044.471960.0004.0660.960II轴4.3364.293175.378173.624236.1281.0000.980工作机轴4.2504.208171.888170.169236.128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d1>2.3231其中:KK 载荷系数选K=1.3d——齿宽系数\ 齿轮副传动比，i1=4.066Ze 材料的弹性影响系数，查得Z=189.8MPa2L]——许用接触应力H查得齿轮1接触疲劳强度极限qh].]=600MPa。查得齿轮2接触疲劳强度极限qhi.2=550MPa。计算应力循环次数：（设2班制，一年工作300天，工作5年）Ni=60ni叭=6。x960.000x1x（2X8X300X5）=13.82x108=3.40x108=曳=3.40x1082i4.0661查得接触疲劳寿命系数K^1=0.95,Khn2=0.97取失效概率为1%，安全系数S=1,得：KHN1—KHN1—Hlim1S0.95X600= 1570MPa]=KQ]=KQ=0.97X550H2=心2SHlim2= 1=533.5MPa带入较小的Iq"]有dtdt>2.32.-^七d1KTi+1rZY_ 3.■1.3X44.920 4.066+1 ,189.8、 _=2.32Xp—1—X^^'（麻”一48.63mm圆周速度=兀d］《n=3.14159X48.63X960.000=泓圆周速度60X1000“—60x松00一 一.mS60X1000齿宽b齿宽b=§儿=1X48.63=48.63mmd48.63模数齿高mt=f=20 =2.43mm模数齿高h=2.25m=22.5X2.43=5.47mmnt7〃48.63b/h=M1厂二8.89计算载荷系数K:已知使用系数KA=1.25；根据y=2.44m/s,8级精度，查得动载系数K=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K=1.42；邸查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数K邱=1.35；查得齿间载荷分配系数K=K=1；Ha Fa故载荷系数K=KaKyK丽K邯=1.25X1.05X1X1.42=1.86按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d'K=48.63X＜；1^=54.81mm1 it3K L3计算模数m:nd54.81_m=i= =274mmnz201按齿根弯曲强度:

：2KTYYmn-3Ld1 F计算载荷系数K=KAKK^K理=1.25X1.05X1X1.35=1.77查取齿形系数：查得丫门=2.80,七2=2.22查取应力校正系数：¥$]=1.55,/$2=1.772查得齿轮1弯曲疲劳极限qfei=500MPa查得齿轮2弯曲疲劳极限q死2=380MPa取弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.95,Kfn2=0.97计算弯曲疲劳使用应力:取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得0.97X380——=263.29MPa.Q]=Kfn1QFE1=①，5：500=339.29MPa0.97X380——=263.29MPa.Q]= _FE2F2S计算齿轮1的铲^并加以比较FYY2.80X1.55-TT=339.29 =0.0128F1YY2.22X1.772_十=263.29—-①0149F2齿轮2的数值大则有：■2KTYYm2 1.n仪气2QF」2X1.77X44.920X1000X0.01493=1.812X1.77X44.920X1000X0.01493=1.811X202mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取模数m=2.00mm，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《=54.81mm来计算应有的齿触疲劳强度，数。数。则有:取Z]=27,贝寸计算齿轮分度圆直径:z2=Z则有:取Z]=27,贝寸计算齿轮分度圆直径:z2=Z]xi=27X4.066=109.77^108几何尺寸计算计算中心距:计算齿轮宽度:《=zm^=27X2.00=54mmd2=z2in.=108X2.00=216mm54+216_—2一=135mmb=^dd]=1X54255mm取B=60mm,B=55mm。表4.1各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级中心距amm135传动比i14.07模数mmm2压力角a°20啮合角a，°20齿数z27108分度圆直径dmm54.00216.00齿顶圆直径damm58.00220.00齿根圆直径dfmm49.00211.00齿宽bmm6055材料40Cr（调质）45钢（调质）d54.81Zi=S =2"^27n

齿面硬度280HBS240HBS齿面硬度280HBS240HBS第五章轴的设计5.1轴的概略设计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。按照扭转强度法进行最小直径估算d>A3-'Pmm。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对min \n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—126，则取A=110。“P 3；4.5161轴d>A3.：「110、\；960^=18.43mm入 P 3 4.336"轴d2>气亍T0x\'23g=29.02mm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:I轴、>dix(1+7%)=19.72mmII轴d2_>d2x(1+10%)=31.92mm将各轴的最小直径分别圆整为：d-=20mm,d.=35mmo5.2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dll:轴1的最小直径，d11=dim，n=20mm。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d11大5-10mm，取d12=26mm。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=30mm。d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=36mm。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=58.00mm。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=36mm。d17:滚动轴承轴段，d17=d13=30mm。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=38mm。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=71.6mml13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=14mml14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=20mml15：由小齿轮的宽度确定，取l15=60mml16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=20mml17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=16mm

表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d17mm2026303658.003630长度111112113114115116117mm3871.614206020165.2.2高速轴的校核图5.2图5.2高速轴的尺寸图圆周力Ft1=1647.08圆周力Ft1=1647.08N了= 547001径向力F]=F「ana=1647.08Xtan20°=599.49N(1)画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；(2)支撑反力，在水平面上为如高速轴结构图所示1/96.6mm12=58mm 如高速轴结构图所示1/96.6mm12=58mm 13=58mmRAH-599.49X5858+58=299.74N式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。Rbh=Rah+尸广299.74+599.49二299.74N在垂直平面上为

Rav=Rbv=Fl

—ti^-

12+13Rav=Rbv=Fl

—ti^-

12+131647.08X5858+58=-823.54N轴承A的总支承反力为Ra=\吃+RAvK(299.74)2+(-823.54)2=876.39N轴承B的总支承反力为Rb=M^h+R；v=p(299.74)2+(-823.54)2=876.39N(3)弯矩计算M用=Rb*=299.74X58=17385.17N-mm在垂直平面上为Miv=Ra"2=-823.54X58=-47765.37N-mm合成弯矩，有M1=..：Mh+MV=寸(17385.17元+(-47765.37元=50830.85N-mm画出弯矩图如下图所示转矩和转矩图T1=44471.21N-mm齿轮轴处弯矩较大，且齿轮轴左侧既承受弯矩又承受扭矩。其抗弯截面系数为兀d3 3.14X363wF=-1^=4578.12mm3兀d3 3.14X363Wt=*=——16——=9156.24mm3最大弯曲应力为M0.00°a=~w^=4578.12扭剪应力为T44471.21=11.10MPa=11.10MPaT=W==11.10MPa=11.10MPa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a=0.6，则当量应力为b=Jb匕+4(ac)2=yj11.102+4X(4.86X0.6)2=12.54MPa查得[查得[b]=60MPab<[q]，故强度满足要求。-1Ft：高速轴弯扭受力图Ft：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=45mm，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=52mm。d23:齿轮处轴段，d23=47mm。d24:滚动轴承处轴段d24=45mm。d25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=43mm。d26:轴3的最小直径，d26=d2min=35mm。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=19mm。l22:根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=22.5mml23:大齿轮宽度，取l23=53mml24:根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=41.5mml25:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=63.6mml26:，根据减速器的具体规格确定取l26=60mm

表5.2低速轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25d26mm455247454335长度121122123124125126mm1922.55341.563.6605.2.4低速轴的校核圆周力f=斗=号篇8=1623.87N12 d216.UU2径向力F2=F2tana=1623.87Xtan20°=591.04N画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；支撑反力，在水平面上为13=58.5mm591.04X58.558.5+58.5=-295.52如低速轴结构图所示1113=58.5mm591.04X58.558.5+58.5=-295.52R=R=-XX=-AHBH1+1在垂直平面上为RAV=811.93NF1RAV=811.93NRBV=TtV= 58.5+58.5轴承A、B的总支承反力为RA=RB=,[r2~+r2~ (-295.52元+(811.93元=864.04N(3)弯矩计算M2h=RAH13=-295.52X58.5=-17287.89N-mm在垂直平面上为M2v=Rav[=811.93X58.5=47498.08N-mm合成弯矩，有M2=(M二+M*=v(-17287.89)2+(47498.08)2=50546.40N-mm(4)画出弯矩图如下图所示

转矩和转矩图T2=175377.53N-mm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》=14mm,t=4.5mm。其抗弯截面系数为2X45W工—b(d23T)2=3^法-14X4*4.5)2=7793.47mm32X452d23抗扭截面系数为W=也t16^2d23抗扭截面系数为W=也t16^(d23-t)22d233.14X4531614X4.5(45-4.5)22X45=16735.11mm3最大弯曲应力为MM50546.40气=守=7793.47=6.49MPa扭剪应力为t=T=10.48MPaWT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a=0.6,则当量应力为。=和：+4(aT)2=寸6.492+4X(0.6X10.48)2=14.15MPa查得g]]=60MPaae<g「，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。I轴选轴承为：6206;II轴选轴承为：6209;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/kNdDBdaDa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C=19.5kN,基本额定静r载荷C0=11.5kN。求两轴承受到的径向载荷Ra和RBB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RA=抓京+R：v=876.39NB点总支反力RB=仙£+R：v=876.39N。由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力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=1P二f（XR）=1051.67NP 1AP=f（XR）=1051.67NP 2B验算轴承寿命因P1<P2，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为5（年）X300（天）X16（小时）=24000h。匕=—（）£=110672h>24000h轴承具有足够寿命。1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C=31.5kN,基本额定静r载荷C0=20.5kN。求两轴承受到的径向载荷Ra和Rb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Ra=Jr2^+raV=864.04NB点总支反力RB=扣嚣+R；v=864.04N。由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力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=1P二f（XR）=1036.85N1p1AP=f（XR）=1036.85N2P2B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）X300（天）X16（小时）=24000h。匕=史已（C-）£=1979181h>24000h 轴承具有足够寿命。25.4联轴器的选择及校核输入端由于设计的减速器伸出轴D=20mm，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、d=38mm、L=38mm从动端：J［型轴孔、A型键槽、d=20mm、L=38mm1 J38X38选取的联轴器为：TL6 GB/T4323J20X381联轴器所传递的转矩T=45.374N-m,查得工况系数KA=1.3,联轴器承受的转矩为"KAxT=58.99N•m查得该联轴器的公称转矩为63N-m，因此符合要求。输出端由于设计的减速器伸出轴D=35mm，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、d=35mm、L=60mm从动端：J［型轴孔、A型键槽、d=35mm、L=60mm1 J35X60选取的联轴器为：TL6 GB/T5843J35X601联轴器所传递的转矩T=173.624N-m，查得工况系数、=1.3，联轴器承受A的转矩为"KAxT=225.71N•m查得该联轴器的公称转矩为250N-m，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A6X32GB/T1096键的工作长度为l=L-b=32-6=26mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=3mm,根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得[。]=150MPa，则其挤压强度2Tx103。=削1=57.59MPa<”]=150MPa满足强度要求。低速轴齿轮处键选择的型号为键A14X49GB/T1096键的工作长度为l=L-b=49-14=35mm,轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4.5mm,根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得Q]=150MPa，则其挤压强度2Tx103。=如/=47.38MPa<[c]=150MPa满足强度要求。低速轴端联轴器键选择的型号为键A10X54GB/T1096键的工作长度为l=L-b=54-10=44mm,轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4mm,根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得[c]=150MPa，则其挤压强度2Tx103c= =56.94MPa<[c]=150MPa满足强度要求。

第六章箱体的结构设计6.1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55=0.025a+1N88箱盖凸缘厚度bib=1.55i 112箱座凸缘厚度bb=1.5512箱座底凸缘厚度b2b=2.55220地脚螺钉直径dfdf=0.036a+1220地脚螺钉数目na<250时，n=44轴承旁联接螺栓直径did=0.75df16机盖与机座联接螺栓直径d2d2=(0.5~0.6)df10轴承端盖螺钉直径d3d4=(0.4~0.5)”f8df，d1，d2至外机壁距离C1课程设计手册26、22、16df，di，d2至凸缘边距C2课程设计手册24、20、14大齿轮顶圆与内机壁距离AiAi>1.2510齿轮端面与内机壁距离A2A2>515外机壁至轴承座端面距离l1C+C2+(5-10)526.2轴上零件的固定方法和紧固件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