减速箱设计说明书

1、设计题目：带式传输机的传动装置学院 ：君远学院班级：君远1001班设计者：王丛邦学号：0401100115指导老师：陈老师设计时间：2012年6月目录一、已知技术参数 3 二、拟定三种方案 3三、电机选择 6 四、传动系统的计算 7五、 V带设计 11六、高速齿轮设计 13七、低速齿轮设计19八、轴的设计及校核 25九、轴承的选择及计算 35十、键的选择及校核 37 十一、润滑和密封说明37十二、拆装和调整说明 38十三、减速箱体的附件说明 38 1  输送带工作拉力F= 6 kN； 2输送带工作速度 =1.3m/s(允许输送带速度误差为 ；5% ) 3  滚筒直径D400

2、mm；4  滚筒效率 (包括滚筒与轴承的效率损失)；0.96 5工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6使用折旧期8年7 工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度为35°C；8 动力来源电力，三相交流，电压380/220V；9 检修间隔期 四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；10 制造条件及生产批量 :一般机械厂制造，小批量生产1、 已知技术参数和条件：1.1工作机器特征的分析由设计任务书可知：该减速箱用于皮带运输机，工作速度不高（V=1.6m/s）由于工作运输机工作平稳,转向不变(单向运转)，工作环境多尘，最高温度为35，故减速箱应尽量设计成闭式，箱体内用油液润滑

3、，轴承用脂润滑。要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑，造价低廉,生产周期短,效率高。工作时有轻微振动，使用期8年,小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为。带式输送机的传动效率为0.96. 二、拟定的三种方案如下：类型方案简图 方案的优缺点方案（一）二级圆柱轮减速器（展开式） 优点：采用V带传动与齿轮传动的组合，既可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲、吸振性能，可适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便，并且有过载保护功能。两级大齿轮直径接近，有利于浸油润滑。且减速器结构紧凑、效率较高，传动运动准确可靠，使用维护简单，并可成批生产。缺点：缺点是

4、传动尺寸较大，V带使用寿命较短。轴向尺寸比较大，中间轴比较长，刚度较差。方案（二） 二级圆柱齿轮减速器（展开式） 优点：采用齿轮传动，传动效率高，使用寿命长，使用维护较方便。缺点：由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷不均匀，要求轴有较大刚度。另外还要求大起动力矩时，起动冲击大，并且成本太高，没有过载保护且润滑条件不好磨损较严重，寿命较短。方案（三） 一级人字齿轮减速器（链传动）优点：链传动，它能满足传动比要求。成本较低。缺点：在要求大起动力矩时，链传动的抗冲击性能差，噪音大，链磨损快寿命短，不宜采用。综合分析：以上三种传动方案都可满足带式输送机的功能要求，但其结构性能和经济成本则各不

5、相同。布置传动顺序时，一般应考虑以下几点：（1）带传动的承载能力较小，传递相同转矩时结构尺寸较其他传动形式大，但传动平稳，能缓冲减振，因此宜布置在高速级(转速较高，传递相同功率时转矩较小)。（2）链传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。（3）开式齿轮传动的工作环境较差，润滑条件不好，磨损较严重，寿命较短，应布置在低速级。根据以上的要求和机构的特点，应该选择方案a最好，最合适。三、电机的选择计算及说明结果1、 选择电动机系列是 按工作要求及工作条件，选用Y型三相异步电动机，封闭式卧 卧式结构，即 电压为380VY系列的三相交流电源电动机。 2、确定方案中各部分效率选电动机功率按

6、机械设计课程设计手册 表1-7确定各部分效率如下：V带传动的传动效率： =0.95每对轴承的传动效率： =0.99 （共四对球轴承）圆柱齿轮的传动效率 =0.97 （精度8级）联轴器的传动效率： =0.99卷筒的传动效率： =0.963、计算及说明3.1、电动机至工作机的总效率： 42 =0.950.9940.9720.96 =0.8163.2、所需电动机的功率P（KW）： =0.95 =0.99 =0.97 =0.99 =0.96 =0.8163.3、确定电动机的转述：工作机的转速n(r/min) 经查表按推荐的传动比合理范围， V带传动的传动比24，二级圆柱直齿轮减速器传动比825，则总传

7、动比合理范围为=16100电动机转速的可选范围为：×n（16100）×62.10 3.4、分析及确定按电动机的额定功率，满足，所以选取11kw。又转速，所以可选用同步转速1500r/min，4级。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定电机的型号为Y160-4的三相异步电动机。该电动机的主要参数为：额定功率：11kw；满载转速：1460/min；同步转速：1500r/min；额定转速：2.2；最大转矩：2.3；质量：1234、 传动系统的计算确定传动装置的总传动比和分配传动比1、 传动装置总传动比：由传动方案可知： 联轴器的传动比 =1 传动

8、装置的总传动比：=1460/62.10=23.512、 分配传动装置的传动比；为传动带的传动比，为减速器传动比。且的范围为为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取。所以对二级展开式圆柱出论减速器，所以取又所以确定；各级传动比为：3、各轴的转速(r/min) 电动机轴的转速=1460 r/min 高速轴1的转速=/ =1460/2.3=634.783r/min中间轴2的转速=634.783/3.78=167.932r/min低速轴3的转速=167.932/2.70= 62.197r/min滚筒轴4的转速=62.197 r/min4、各轴的输入功率P（KW）电动机与轴1的传动效率轴1与轴2的传动效率；

9、轴二和轴3的传动效率：轴3和轴4的传动效率：所以电动机的输入功率：高速轴的输入功率：；轴2的输入功率：；轴3的输入功率：；轴4的输入功率：；5、各轴的输入转矩T(N)、电动机的输入转矩T=9550Pm/ =955011/1460 =71.94N、高速轴1的输入转矩T=9550P/ =955010.45/634.783 =157.215 N、中间轴2的输入转矩T=9550P/ =955010.03/167.93 =570.33N、低速轴3的输入转矩 T=9550P/ =95509.63/62.197 =1478.48N 、滚筒轴4的输入转矩 T=9550P/ =95509.44/62.197 =

10、1449.31N6、总结如下表：电动机轴轴1轴2轴3滚筒轴4功率P （KW）1110.4510.039.639.44转矩 T（N·m）71.94157.20570.331478.481449.31转速（r/min）1460634.78167.9362.2062.20传动比2.33.782.701效率0.950.960.960.98=1460 r/min=634.783r/min=167.932r/min=62.197r/min=62.197 r/minT=71.94NT=157.215 NT=570.33N T=1478.48NT=1449.31N5、 V带传动设计计算及说明结果1、

11、 设计V带传动时的已知条件带工作条件：工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳。所需传递的功率：P=8.76Kw。小带轮转速：=1460/min。传动比i：i=2.3。2、 计算及说明计算功率：，其中为工作情况系数，查表8-7知取1.3。P为负载功率。小带轮转速：。带型号：由、查表8-11知选B型。小带轮基准直径：由，查表8-6、8-8知取大带轮基准直径：，查表8-8，圆整后得验算速度V：，所以符合。初定中心距：根据，初定中心距为500mm.基准带长：，查表8-2取实际中心距a：，计算得a=540.74mm验算小带轮包角:,满足条件。带的根数z：带的初拉力;,由v=10.09m/s,q=0.1

12、8kg/m,代入得。压轴力：六、高速级齿轮设计已知条件：1. 输入功率2. 传动比：3. 小齿轮转速4. 工作寿命：8年（设工作300天），两班制计算及说明结果1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按方案一所示的传动方案，高速轴选用斜齿圆柱齿轮进行传动。2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）3) 材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。4) 选用小齿轮齿数,大齿轮齿数,取。5) 初选螺旋角。2. 按齿面接触强度计算由设计计算公式

13、（10-9a）进行计算，即(1）. 确定公式内各计算数值1) 试选载荷系数。2) 由图10-30选取区域系数3) 由图10-26查得，4) 计算小齿轮传递的转矩： 5) 由表10-7选取齿宽系数。6) 由表10-6查得材料的弹性影响系数。7) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限550MPa。8) 由式10-13计算应力循环次数7） 由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数8） 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式10-12得 。(2）. 计算1) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2) 计算圆周速度3) 计算齿宽与齿高之比5

14、) 计算纵向重合度 6) 已知，根据，7级精度，由图10-8查得动载系数;由表10-4插值查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式;查图10-13得;由表10-3查得 .故载荷系数7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 8)计算模数m 3.按齿根弯曲强度设计 由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为 1)计算载荷系数 2)根据纵向重合度 ，从图10-28查得螺旋角影响系数 3)计算当量齿数 4）查取齿形系数 由表10-5查得5) 查取应力较正系数 由表10-5查得 6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 7) 由图10-18取弯曲

15、疲劳寿命系数 8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得 9) 计算大、小齿轮的并加以比较10) 大齿轮的数值大。（2）设计计算：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，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得分度圆直径mm来计算应有的齿数 ，于是有： ,取，则。4、 几何尺寸计算（1）计算中心距 ，圆整得246（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 因 值改变不多，故、等不必修正。（3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 （4） 计算齿轮宽度 ，圆整后取（5） 验算 ，合格。246七、低速级齿轮设计已知

16、条件1. 输入功率2. 传动比：3. 小齿轮转速4. 工作寿命：8年（设工作300天），两班制计算及说明结果1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按方案一所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮进行传动。2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）3) 材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。4) 选用小齿轮齿数,大齿轮齿数,取。2. 按齿面接触强度计算由设计计算公式（10-9）进行计算，即(1）. 确定公式内各计算数值1) 试选载荷系数。2

17、) 计算小齿轮传递的转矩： 3) 由表10-7选取齿宽系数4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数。5) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限550MPa。6) 由式10-13计算应力循环次数。7） 由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数。8） 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式10-12得 。(2）. 计算试算小齿轮分度圆直径，代人中较小值1)2) 计算圆周速度3) 计算齿宽4) 计算齿宽与齿高之比5) 计算载荷系数K已知使用系数， 直齿轮, 根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数由表10-4查得7级精度、小齿轮相对

18、支撑非对称布置时由图10-13查得故载荷系数6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得7) 计算模数=1.3,b=141.21mmb/h=10.67K=1.461m=6.12mm3. 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的计算公式为（1） 确定公式内的各计算数值 1）由图10-20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2） 由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式10-12得 4)计算载荷系数K。5)查取齿形系数由表10-5查得6）查取应力校正系数由表10-5查得7）计算大、小齿轮的，

19、并比较大齿轮的数值大。（2） 设计计算对比计算结果，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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数4.80并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径， 算出小齿轮齿数，取大齿轮齿数 ，取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。K=1.397=5mm4. 几何尺寸计算(1）. 计算分度圆直径(2）. 计算中心距(3）. 计算齿轮宽度取a=277.5mm8、 轴的设计及校核1、低速轴设计低速轴的基本参数：低速轴功率P9.63转

20、矩1478480转速62.20求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为而圆周力Ft，径向力Fr的方向如图。初步确定轴的最小直径及初选联轴器先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。取A0=112，于是得当截面上开键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于的轴，有一个键槽时，轴径增大；所以输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径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Tca=KAT3,考虑到转矩很小，故取KA=1.5,则：Tca=KAT3=1.5×1478480N·mm=2217720 N·

21、;mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，手册，选用LX4型弹性柱销联轴器。其参数如下：公称转矩2500000轴孔长度L107轴孔长度L1142轴孔直径d63许用转速3870转动惯量0.109轴的结构设计1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a、 由联轴器的选择可知为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴端右端需制出一轴肩，故取-段的直径 dII-III70mm；半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=105mm,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-段的长度应比 L1略短一些，现取b、初步选择深沟球轴承。因轴承主要受轴向力作用。故选用深沟球球轴承。参照工作要求并根据 d

22、II-III70mm，由轴承产品目录中选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承轴承6015，故 d-=75mm；而。c、 对于齿轮段由于齿轮的参数已知，所以 ，d、 轴环的长度： 轴环直径e、 取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm，圆锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=10mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm。已知滚动轴承宽度 T=36mm，高速齿轮宽度T=105mm 至此，已初步确定了低速轴轴的各段直径和长度。轴I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直径/mm63707580908075长度/mm10550401

23、461012820轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接。 取轴端倒角2×45，各轴肩处圆角半径R=1.6mm求轴上的载荷及按弯扭合成应力校核轴的强度 图中L2=219mm,L3=105mm. 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力：； 由轴的。因此 所以安全。精确校核轴的疲劳强度1) 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来

24、看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上Mca1最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然Mca1最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。2) 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45号钢，调质处理，由轴常用材料性能表查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按手册查取。因，

25、经插值后可查得又由手册可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由手册得尺寸系数；扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由手册得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按手册得综合系数为又由手册得材料特性系数于是，计算安全系数Sca值，按公式则得故可知其安全。3) 截面右侧抗弯截面系数W按表中的公式计算，抗扭截面系数WT为弯矩M及弯曲应力为扭矩T3及扭转切应力为过盈配合处的值，由附表3-8插入法求出，并取，于是得，轴按磨削加工，由手册得表面质量系数为故得综合系数为所以轴在截面右侧的安全系数为故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设

26、计计算即告结束（当然，如有更高的要求时，还可作进一步的研究）。2、高速轴设计高速轴的基本参数：高速轴功率P10.45转矩157200转速634.78求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为而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号钢，调质处理。取A0=112，于是得当截面上开键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。对于的轴，有一个键槽时，轴径增大；所以输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径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Tca=KAT3,考虑到转矩较小，故取KA=1.3,则：Tca=KAT3=1.3&

27、#215;157200N·mm=204360 N·mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，手册，选用LX2型弹性柱销联轴器。其参数如下：公称转矩560000轴孔长度L10760轴孔长度L182轴孔直径d32许用转速6300转动惯量0.009由联轴器知轴的最小直径由于轴的各段尺寸选取原则在低速轴设计时已经说明清楚了，故而高速轴设计步骤不再重复，下面给出各段尺寸：轴（高速）I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直径/mm32404550575045长度/mm5848441068168163、中速轴设计 选取原则与低速轴一致，下面直

28、接给出各段尺寸：轴（中速）I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VI直径/mm4556655645长度/mm4610110151349、 轴承的选择及计算(1) .低速轴轴承的选择选用深沟球轴承，代号为6015系列，其基本参数为：d=75mm,D=115mm,B=20mm基本额定动载荷基本额定定载荷极限转速：6300r/min(2) .寿命计算 两轴承的径向合力分别为： 所以2轴承放松，1轴承压紧，由插值法确定得 两次相差的值不大，因此确定查表13-5得 两轴承运转中只有轻度冲击，按表13-6，=1.1，则 因为 所以按轴承2 的受力大的验算轴承计算寿命 减速器设计寿命 所以 满足寿命要求。（3） 、高速轴轴承选择：选用角接触球轴承，代号为7009AC系列，其基本参数为：d=45mm,D=75mm,B=16mm基本额定动载荷基本额定定载荷极限转速：10000r/min(4) 高速轴轴承选择：选用角接触球轴承，代号为7009AC系列，其基本参数为：d=45mm,D=75mm,B=16mm基本额定动载荷基本额定定载荷极限转速：10000r/min10、 键的选择及校核（1）、低速轴键槽部分的轴径为80mm，所以选择普通圆头平键键2