二级传动减速机机械设计说明书

1、目 录1引言-22传动装置设计-2 2.1传动方案-22.2选择电机-22.3总传动比-32.4传动装置的运动和动力参数-33传动装置设计-43.1选择蜗杆传动类型-53.2选择材料-53.3按齿面接触疲劳强度进行设计-53.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸-73.5校核齿根弯曲疲劳强度-74联轴器的设计-84.1连轴器的设计计算-84.2输出轴的设计计算-95滚动轴承的选择及校核计算-145.1计算输入轴轴承-155.2计算输出轴轴承-176键及联轴器连接的选择及校核计算-186.1输入轴与联轴器连接采用平键连接-186.2输出轴与联轴器连接用平键连接-186.3输出轴与涡轮连接用平键连接-

2、186.4联轴器与电机连接用平键连接-187减速器结构与润滑的概要说明-207.1箱体的结构形式和材料-207.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系-207.3齿轮的润滑-217.4滚动轴承的润滑-21 7.5密封-217.6注意事项-21设计小结- 22参考文献-23计 算 内 容计算结果1 引言（1）皮带拉力: F=4000kN （2）带速 : V=0.35m/s （3）滚筒直径: D=400mm （4）工作寿命：寿命五年，三班制，运转平稳 （5）工作条件：工作场地，多灰尘，通风一般2 传动装置设计2.1 传动方案 一级蜗轮减速器，如图所示：2.2选择电机 Y系列三相异步电动机2.2.2 型号(1

3、)确定电动机容量滚子轴承效率为0.98 带效率0.98滚子链效率0.96 弹性联轴器效率0.9925双头蜗轮蜗杆效率0.785工作机所需输入功率：；电机所需功率：；。符合这一范围的常用同步转速有750、1000、1500三种。查手册，由表12-1综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，选定电动机型为=1.429kW=WY100L1-4计 算 内 容计算结果Y100L1-4。机型HABCDEFGY100L1-410016014063 2860824KMNPABACADHDL122151802502052051802453802.3、总传动比 计算总传动比和各级传动比的分配2.3.1计算总传动比：

4、= 2.3.2各级传动比的分配 式中为一级蜗轮蜗杆减速器和开式链传动的传动比 取20（范围1040）=（范围26）2.4传动装置的运动和动力参数2.4.1.各轴由高速至低速依次设为轴，轴，轴，轴轴轴轴2.4.2.各轴输入功率 轴=16.8r/mini=85.1=1430r/min=71.5r/min=16.8r/min=2.072kW计 算 内 容计算结果轴轴轴2.4.3.各轴输入转矩轴轴轴轴参数电动机轴轴轴轴轴转速r/min1430143071.571.516.8功率P/kw2.087 2.0721.594 1.5741.427转矩N.m13.9513.84212.95206.61810.5

5、4传动比i12014.255效率0.99250.76930.97020.98应注意的是，同一根轴上输出功率和输出转矩与其输入功率和转矩不同，一般相差一对轴承效率3.传动装置设计3.1、选择蜗杆传动类型 根据GB/T100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI) 。3.2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为4555HRC。蜗=1.594Kw=1.547Kw=1.427kW=13.84NM=212.95NM=206.61NM=810.54NM计 算 内 容计算结果轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。

6、为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。3.3、按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材【1】P254式(1112),传动中心距(1) 确定作用在蜗杆上的转矩=212.95 Nm (2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材【1】P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表115选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由教材P252(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=160。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值=0.35

7、从教材P253图1118中可查得=2.9。(5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造, 蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从从教材【1】P254表117查得蜗轮的基本许用应力=268。应力循环次数:寿命系数K=1.05计 算 内 容计算结果则(6)计算中心距(6)取中心距a=125mm,因i=20,故从教材【1】P245表112中取模数m=5mm, 蜗轮分度圆直径=50mm这时=0.4从教材【1】P253图1118中可查得接触系数=2.74因为,因此以上计算结果可用。3.4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1) 蜗杆轴向尺距;直径系数;直径系数;齿顶圆直径齿根圆直

8、径分度圆导程角蜗杆轴向齿厚 (2) 蜗轮蜗轮齿数41;变位系数mm;验算传动比mm,这时传动误差比为, 是允许的。蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径=210mm蜗轮齿根圆直径=188mma=125mm=60mm=39.6mm=205mm=210mm=188mm计 算 内 容计算结果蜗轮咽喉母圆半径具体数据如下：（参考文献【2】29图和文献【3】P238的经验公式）表4：蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。由参考文献【1】P270图蜗轮采用齿圈式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定3.5、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据从教材【1】P255图1119中可查得齿形系数螺旋角系数从教材P25知

9、许用弯曲应力从教材【1】P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56由教材P255寿命系数56Mpa可见弯曲强度是满足的。3.6、验算效率 已知=;与相对滑动速度有关。计 算 内 容计算结果从教材P【1】264表1118中用插值法查得=0.0247, 代入式中得=0.846,大于原估计值,因此不用重算。3.7、精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T100891988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度,则隙种类为f,标注为8f GB/T100891988。然后由参考文献【3】P187查得蜗杆的齿厚公差为 =90m

10、, 蜗轮的齿厚公差为 =160m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6m, 蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6m和3.2m。3.8.热平衡核算初步估计散热面积：取(周围空气的温度)为。，取 (有的工作温度)= S=0.49合格4.联轴器的设计4.1、连轴器的设计计算1、输入轴按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217255HBS根据教材【1】P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115考虑有键槽，将直径增大5%，则d=13.02*（1+5%）mm=13.67mm标准孔径d=30mm(电动机轴径)，即轴伸直径为30mm，高速轴为了隔离振动与冲击,选用有弹性柱销连轴器，一边连28mm一边

11、连30mm的只有LX2满足要求。 2、输出轴按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据教材【1】P370页式（15-2），表（15-3）取A0=115=计 算 内 容计算结果 轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用无弹性元件的联轴器，由转速和转矩得Tc=KT=1.5212.95=319.43Nm低速轴选用无弹性扰性联轴器JB/ZQ4384-1997，标准孔径d=45mm，许用应力为800许用转速250。参考【3】P154表5：型号公称转矩Tn允许转速n轴孔直径dY型长度LX2560N.m630025mm和2862mm无弹性挠性800N.m25045mm90mm 3、载荷

12、计算公称转矩T1=13.84 N.m，T2=212.95 N.m。由书中表14-1查得=1.5，输入轴1.5*13.84=20.76N.m1250N.m满足要求；输出轴1.5*212.95=319.425N.mB1（由于蜗杆齿顶圆直径60mm，则做成齿轮轴)6段：直径d6= d4=46.4mm 长度L6=38mm7段：直径d7=d3=40mm 长度L7=L3=32mmd1 =25mmL1=62mmd2=29mmL2=50 mmL3=20mmd4=46.4mmL4=38mmd5=60mmL5=100mmd6=46.4mmL6=38mmd7=40mmL7=32mm计 算 内 容计算结果 图三初选用

13、30208型单列圆锥滚子轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*（挡油环壁2mm）=209.7mm=210mm。为提高刚度，尽量缩小支承跨距L=（0.9-1.1）da1=（184.5225.5）mm,则210mm满足要求。（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=0.05m d2=0.205m求转矩：已知T2=212.95Nm T1=13.84Nm求圆周力：Ft根据教材P252（10-3）式得：=2T1/d1=2*13.84/0.05=553.6N=2T2/d2=2*212.95/0.205N=2077.6N

14、求径向力Fr根据教材【1】P252（10-3）式得：Fr=tan=2077.6tan200=756.2N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=105mm1、绘制轴的受力简图 2、绘制垂直面弯矩图 轴承支反力：由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为： MC2=FrhL=216.8105=29.064Nm3、绘制水平面弯矩图截面C在水平面上弯矩为：计 算 内 容计算结果MC1=d*Ft/2=553.6*50*/2=13.84Nm4、绘制合弯矩图MC=(MC12+MC22)1/2=32.19Nm5、绘制扭矩图转矩：T= TI=13.84Nm校核危险截面C的强度 图四由教材P373式（

15、15-5）经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力,取=0.6, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材P362表15-1查得,计 算 内 容计算结果因此,故安全。该轴强度足够4.2、输出轴的设计计算 轴的结构设计：（1）轴上的零件定位，固定和装配 单级减速器中,可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，蜗轮套筒， 右轴承从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度1、段：直径d1=45mm 2、段：由教材P364得：h=0.07 d1=

16、0.0845=3.6mm直径d2=d1+2h=45+23.6=52mm,该直径处安装密封毡圈，查参考文献3知标准直径可选55mm或50mm，但应大于52mm取d2=55mm。2、 段：直径d3=60mm ，由GB/T297-1994初选用30212型单列圆锥滚子轴承，其内径为60mm，T为23.75mm，B=22mm。4、段：由参考文献2图35知：d4=d3+2=60+2=62mm，5、段:起定位作用，h=0.08 d4=0.0862=5mm直径d5=d4+2*5=72mm6、段：d6=60mm 图五 1、从前面所选取联轴器知长度取L1=90mm2、经过初步估算取轴承端盖的总宽度为26mm，轴

17、长度取L2=50 mm3、由B=22mm，轴承 离箱体内壁10mm，蜗轮轮毂端面与内机壁距离12mm，再加上与蜗轮轮毂端面间隙2mm，得L3=46mm(安装套筒定位）4、由轮毂的宽度L=90mm则此段长度要比L小2mm， 取L4=88mm5、轮毂离箱体内壁12mm，不能干扰挡油环的安装需小于12mm，取L5=8mm6、由于轮是对称装置的，即在箱体中心，经过计算L6=36mmd1=45mmd2=52mmd3=60mmd4=62mmd5=72mmd6=60mmL1=90mmL2=50 mmL3=46mmL4=88mmL5=8mmL6=36mm计 算 内 容计算结果求分度圆直径：已知d2=205mm

18、求转矩：已知T2= TII=212.95Nm求圆周力Ft：根据教材P198（10-3）式得=2T2/d2=2077.6N =553.6N求径向力Fr：根据教材P198（10-3）式得Fr=tan=2077.6tan200=756.2N两轴承对称则LA=LB=69mm 图六计 算 内 容计算结果1、求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ2、由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩为 MC2=FrhL=1038.869=71.7Nm3、截面C在水平面弯矩为MC1=d*Ft/2=2077.6*205*/2=212.96Nm4、计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=224.7Nm5

19、、校核危险截面C的强度由式（15-5）由教材P373式（15-5）经判断轴所受扭转切应力为对称循环变应力,取=1, 前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由教材【1】P362表15-1查得,因此,故安全。此轴强度足够计 算 内 容计算结果5、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：163658=46720小时。5.1、计算输入轴轴承初选两轴承30208型单列圆锥滚子轴承查参考文献【3】可知蜗杆轴承30208两个，蜗轮轴承30212两个，(GB/T297-1994)表6：轴承代号基本尺寸/mm 计算系数基本额定/kNdDTA受力点 e Y动载荷Cr静载荷Cor30208408019.7

20、516.90.371.663.074.0302126011023.7522.40.41.5103130 (1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:计 算 内 容计算结果 N （2）求两轴承的计算轴向力对于30208型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.37,因此估算按教材P322式(13-11a) =149.73N(3)求轴承当量动载荷和因为e由教材【1】P321表13-5分别进

21、行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 =0.40, =1.6对轴承2 =1, =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)计 算 内 容计算结果=1.1*479.14=479.14N46720h故所选轴承满足寿命要求。5.2、计算输出轴轴承 图八初选两轴承为30212型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=103KN基本额定静载荷=130KN(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加

22、弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知: N计 算 内 容计算结果（2）求两轴承的计算轴向力 对于30213型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.4,因此估算按教材P322式(13-11a) =159.7N(3)求轴承当量动载荷和 e对轴承1 =0.4, =1.5对轴承2 =1 =0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6, ,取。则由教材P320式(13-8a)=1.1*(0.40*288.7+1.5*713.3)=1310N121KN=1.1*1*479.14=479.14N46720h故所选轴承满足寿命要求计 算 内 容计算结果6、键

23、及联轴器连接的选择及校核计算6.1、输入轴与联轴器连接采用平键连接轴径d1=25mm，E=62mm取L电机=50mm查参考文献5P140选用A型平键，得：b=10 h=8 L=50即：键A1050 GB/T1096-2003 T额=13840Nm 根据教材P106式6-1得p=2T2/dhl=213840/（25750）=3.163Mpap(110Mpa)6.2、输出轴与联轴器连接用平键连接轴径d2=45mm L1=90mm T=212.95Nm查手册选A型平键，得：b=14 h=9 L=80 轴槽深t=5.5mm，轮毂槽深=3.8mm即：键A1480 GB/T1096-2003p=2T/dh

24、l=2/（45980）=13.15Mpap(110Mpa)6.3、输出轴与涡轮连接用平键连接轴径d4=62mm L2=88mm T=374.28N.m查手册P51 选用A型平键，得：b=18 h=11 L=80 轴槽深t=7mm，轮毂槽深=4.4mm根据教材P106（6-1）式得p=2T/dhl=2/（621180）=13.7Mpap (110Mpa)6.4联轴器与电机连接用平键连接轴径d3=28mm L=40mm T=20N.m查手册P51 选用A型平键，得：b=8 h=7 L=40 即：键A840GB/T1096-2003根据教材P106（6-1）式得p=2T/dhl=220000/（87

25、40）=17.9Mpap (110Mpa)表7： 名称键宽b键高h键长L轴槽深t毂槽深连电机轴87404.43.3输入轴87504.43.3输出轴149805.53.8轮处18118074.4b=10h=8L=50b=14 h=9 L=80t=5.5=3.8b=18 h=11 L=80t=7=4.4b=8 h=7 L=40计 算 内 容计算结果7、减速器结构与润滑的概要说明7.1、箱体的结构形式和材料采用下置剖分式蜗杆减速器（由于V=2.03m/s4m/s）铸造箱体，材料HT150。7.2、铸铁箱体主要结构尺寸和关系（参考文献【3】P26）表8：名 称符 号 尺 寸 关 系 计 算 结 果机座

26、壁厚0.04a+388机盖壁厚0.8588机座凸缘厚度 B1.512机盖凸缘厚度 12机座底凸缘厚度 P2.520地脚螺钉直径 0.036a+12M18地脚螺钉数目 N44轴承端盖螺钉直径 M8窥视孔盖螺钉直径M8Df，d1，d2至外壁距离 C1见表26,22,18df，d1,d2至凸边缘距离C2见表24,20,16蜗轮外圆与内机壁距离 1.211蜗轮轮毂端面与内机壁距离 12轴承端盖凸缘厚度 E（11.2）12外机壁到轴承端面的距离L1c1+c2+(58)48计 算 内 容计算结果7.3、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度45%，长度60%；（4）30212和30208型单列圆锥滚子轴承的轴向游隙均为0.100.15mm；用润滑油润滑；（5）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；（6）减速器外表面涂灰色油漆；（7）按减速器的实验规程进行试验。（8）最低浸油一个齿高，最高浸油面比最低浸油面高出10mm计 算 内 容计算结果