减速器设计计算说明书

1、机械设计课程设计目录1 设计题目32 传动方案33 电动机选择33.1 选择电动机的类型 43.2选择电动机功率 4 3.3 确定电动机的转速43.4 电动机的主要尺寸54. 轴的工况计算54.1传动比的计算及分配54.2各轴转速54.3 各轴功率54.4各轴转矩65齿轮的设计计算75.1 高速级齿轮设计计算75.2 低速级齿轮设计计算96轴的设计计算126.1 轴选择材料126.2 轴最小直径计算126.3 各轴各段直径确定136.4 箱体内各部分合理分布136.5 各轴完整设计146.6 轴受力分析并校核157 轴承的计算208 键联接的校核209 联轴器的选择2110 箱体参数确定211

2、1 润滑和密封的选择2212附件及说明2213设计小结2214参考资料231 设计题目设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置原始条件和数据：输送机两班连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年，在中等规模机械厂小批量生产。输送带允许速度误差5%。输送带工作拉力2400N，输送带速度1.2m/s,卷筒直径300mm。2 传动方案传动方案选择：两级展开式圆柱齿轮减速器3 电动机选择选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机设计内容计算及说明结果3.1选择电动机的类型3.2选择电动机功率（1）工作装置所需功率Pw（2）工作装置的传动装置的总效率（3）电动机额

3、定功率Pm3.3确定电动机转速n（1）卷筒轴转速nw（2）电动机转速n3.4 电动机的主要尺寸选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机Pw=Fw×vw/（1000w）KW考虑到胶带卷筒及其轴承的效率取w=0.94Fw=2400 N vw=1.2 m/sPw=Fw×vw/（1000w） =2400*1.2/(1000*0.94) =3.06 KW输入输出端均采用弹性联轴器c=0.99所有轴承均采用滚动球轴承r =0.995采用8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率g =0.97=r3×g2×c2 =0.9953×0.972×0.9

4、92 =0.9084P0=Pw/ =3.06/0.9084=3.37 KW载荷平稳，选择电动机额定功率Pm略大于P0，按机械设计课程设计表8-169中Y系列电动机技术数据取Pm=4.0 KWnw=6×10000vw/（D） =60000×1.2/（×300） =76.394 r/min单级齿轮传动比3-5两级齿轮传动比i=9-25n=i×nw =687.5-1909.8 r/min为了降低成本确定n=1500 r/min电动机尺寸参考机械设计课程设计书表8-186、表8-187确定选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机Pw=3.06 KW=

5、0.9084Pm=4 KWnw=76.394 r/minn=1500 r/min 根据机械设计课程设计书表8-184选择电动机Y112M-4，其满载转速nm=1440r/min，质量47kg4.传动比及动力学计算设计内容计算及说明结果4.1传动比的计算及分配（1）总传动比（2）传动比分配4.2各轴转速（1）高速轴（2）中间轴（3）低速轴（4）工作轴4.3 各轴功率（1）高速轴（2）中间轴（3）低速轴（4）工作轴4.4各轴转矩（1）高速轴（2）中间轴（3）低速轴（4）工作轴（5）电动机转轴i=nm/nw=1440/76.39=18.85i1=1.3i2 i=i1×i2求得i1=4.95

6、 i2=3.81n1=nm=1440 r/minn2=n1/i1 =1440/4.95 =290.91 r/minn3=n2/3.81=76.394 r/minnw=n3=76.24 r/minP1=P0*c =3.37*0.99=3.33 KWP2=P1*r*g =3.33*0.97*0.995 =3.21 KWP3=P2*r*g =3.21*0.97*0.995 =3.11 KWPw=P3*r*c =3.11*0.995*0.99 =3.06 KWT1=9550*P1/n1=22.08 N·mT2=9550*P2/n2=105.38 N·mT3=9550*P3/n3=3

7、88.78 N·mTw=9550*Pw/nw=382.53 N·mT0=9550*P0/nw=22.34 N·mi=18.85i1=4.95i2=3.81n1=1440 r/minn2=290.91 r/minn3=79.394 r/minnw=76.24 r/minP1= 3.33 KWP2= 3.21 KWP3= 3.11 KWPw= 3.06 KWT1=22.08N·mT2=105.38 N·mT3=388.78 N·mTw=382.53 N·mT0=22.34 N·m算得参数如下：轴名 参数电动机轴1轴2轴

8、3轴工作轴转速n（r/min9176.39476.394功率P（KW）3.373.333.213.113.06转矩T(N·m)22.3422.08105.38388.78382.53传动比i14.953.811效率0.990.9650.9650.9855、齿轮的设计计算设计内容计算机说明结果5.1高速级齿轮设计（1）齿轮材料选取（2）许用接触应力（3）按齿面接触强度设计（4）按弯曲疲劳强度校核齿轮强度（5）公差计算选取5.2低速级齿轮设计（1）齿轮材料选取（2）许用接触应力（3）按齿面接触强度设计（4）按弯曲疲劳强度校核齿轮强度（5）公差计算选取传动无特殊要

9、求小齿轮：考虑到直径问题设计成齿轮轴，选用45钢正火，169-217HBS大齿轮选用45钢正火，169-217HBS查表得Hlim1=460MPa，Hlim2=460MPa，SHmin=1H1=H2=460 MPaH=460 MPa小齿轮转矩T=22.08 N·m载荷平稳，取载荷综合系数K=1.2齿宽系数d=1小齿轮分度圆直径d1671H2u±1uKT1d=40.8 mm小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=99m=d1/z1=2.045 mm取m=2.5 mm分度圆直径d1=z1m=50 mm，d2=z2m=247.5 mm，中心距a=148.75mm齿宽b=d×

10、;d1=50mm取小齿轮齿宽b1=56 mm，大齿轮齿宽b2=50 mmv=d1n/(60*1000)=*50*1440/(60*1000)=3.77 m/s由机械设计表6-4确定齿轮采用8级精度由机械设计图6-30得复合齿形系数YFs1=4.38，YFs2=3.96SFmin=1Flim1=Flim2=360 MPaF1=F2=360 MPaF1=2KT1YFs1/(bm2z1) =33.19 MPa<F1F2=F1YFs2/ YFs1 =33.19×3.96/4.38 =30.01 MPa<F2最小侧隙jnmin =0.100mm由机械设计课程设计书表8-95确定Es

11、ns=Esns1=Esns2 =-jnmin/（2cos） =-0.0585mm齿厚公差Tsn=2tan(br2+Fr2)1/2br=1.26×IT9br1=1.26×62=0.0781 mmbr2=1.26×115=0.1450mmFr1=0.034 Fr2=0.056Tsn1=0.062 mm Tsn2=0.113 mmEsni1=Esns-Tsn1=-0.115 mmEsni2=Esns-Tsn2=-0.166 mm上偏差Ebns1=Ebns2=Esns×cos=-0.050 mm下偏差Ebni1=Esni1×cos =-0.108 mm

12、Ebni2=Esni2×cos =-0.156 mm公法线长度Wk1=m×Wk1 =2.5×7.6604 =19.151mmWk2=m×Wk2 =2.5×35.3361 =88.340mm查机械设计课程设计书表8-73、表8-74至表8-91得fp1=±0.015 fp2=±0.018Fp1=0.042 Fp2=0.070F1=0.020 F2=0.025F1=0.027 F2=0.029fa=±0.0315传动无特殊要求，采用软齿面齿轮设计小齿轮选用40MnB，241-286HBS大齿轮选用45钢正火，169-2

13、17HBS查表得Hlim1=720MPa，Hlim2=460MPa，SHmin=1H1=720 MPaH2=460 MPaH=460 MPa小齿轮转矩T=105.38 N·m载荷平稳，取载荷综合系数K=1.2齿宽系数d=1小齿轮分度圆直径d1671H2u±1uKT1d=70 mm小齿轮齿数z1=30，大齿轮齿数z2=114m=d1/z1=2.33 mm取m=2.5 mm分度圆直径d1=z1m=75 mm，d2=z2m=285 mm，中心距a=148.75mm齿宽b=d×d1=75mm取小齿轮齿宽b1=80 mm，大齿轮齿宽b2=75 mmv=d1n/(60*100

14、0)=*75*290.9/(60*1000)=1.14m/s由机械设计书表6-4确定齿轮采用8级精度由机械设计图6-30得复合齿形系数YFs1=4.14，YFs2=3.96SFmin=1Flim1=530 MPaFlim2=360 MPaF1=530 MPaF2=360 MPaF1=2KT1YFs1/(bm2z1) =73.99 MPa<F1F2=F1YFs2/ YFs1 =73.99×3.96/4.14 =70.77 MPa<F2最小侧隙jnmin =0.100mm由机械设计课程设计书表8-95确定Esns=Esns1=Esns2 =-jnmin/（2cos） =-0.

15、0585mm齿厚公差Tsn=2tan(br2+Fr2)1/2br=1.26×IT9br1=1.26×62=0.0781 mmbr2=1.26×130=0.1638mmFr1=0.043 Fr2=0.074Tsn1=0.065 mm Tsn2=0.131 mmEsni1=Esns-Tsn1=-0.123 mmEsni2=Esns-Tsn2=-0.189 mm上偏差Ebns1=Ebns2=Esns×cos=-0.050 mm下偏差Ebni1=Esni1×cos =-0.116 mmEbni2=Esni2×cos =-0.177 mm公法线

16、长度Wk1=m×Wk1 =2.5×10.7526 =26.882mmWk2=m×Wk2 =2.5×38.4982 =96.246mm查机械设计课程设计书表8-73、表8-74至表8-91得fp1=±0.017 fp2=±0.020Fp1=0.053 Fp2=0.092F1=0.022 F2=0.029F1=0.028 F2=0.031fa=±0.0315小齿轮、大齿轮均选用45钢正火，169-217HBSH=460 MPam=2.5 mmz1=20z2=99d1=50 mmd2=247.5 mma=148.75 mmb1=5

17、6 mmb2=50 mm=20°设计满足要求Esns1=Esns2=-0.0585mmTsn1=0.062 mm Tsn2=0.113 mmEbns1=Ebns1=-0.050 mmEbni1=-0.108 mmEbni2=-0.156 mmWk1=19.151mmWk2=88.340mmfp1=±0.015 fp2=±0.018Fp1=0.042 Fp2=0.070F1=0.020 F2=0.025F1=0.027 F2=0.029f=±0.0315小齿轮选用40MnB，241-286HBS大齿轮选用45钢正火，169-217HBSH=460 MPaz

18、1=30z2=114d1=75 mmd2=285 mma=180 mmb1=80 mmb2=75 mm=20°设计满足要求Esns1=Esns2=-0.0585mmTsn1=0.065 mm Tsn2=0.131 mmEbns1=Ebns2=-0.050 mmEbni1=-0.116 mmEbni2=-0.177 mmWk1=26.882mmWk2=96.246mmfp1=±0.017 fp2=±0.020Fp1=0.053 Fp2=0.092F1=0.022 F2=0.029F1=0.028 F2=0.031fa=±0.03156轴的设计计算设计内容计

19、算及说明结果6.1 轴选择材料6.2 轴最小直径计算6.3 各轴各段直径确定（1）高速轴（2）中间轴（3）低速轴无特殊要求，选45号钢正火处理，169-217HBS减速器工作时，轴主要受转矩作用，先考虑转矩设计轴最小直径DC3Pn，C取118P与n从4 轴的工况计算中取得D115.6 mmD226.3 mmD340.6 mm考虑到高速轴和低速轴需要和联轴器配合，根据机械设计课程设计书表8-178确定D1min=20 mmD3min=45 mm中间轴需要设计键槽，并取标准化的值D2min=30 mm与联轴器配合处直径20mm，与毛毡圈配合处为24mm，轴承处直径为30mm齿轮处设计为一体套筒、轴

20、承处直径为30mm，齿轮处直径40mm，中间轴环处52mm联轴器处直径为45mm，与毡圈配合处为48mm，滚动轴承处为50mm，中间轴环处为72mm，与齿轮配合处直径60mm45号钢正火处理，169-217HBSD1min=20 mmD2min=45 mmD3min=30 mm与联轴器配合处直径20mm，与毛毡圈配合处为24mm，轴承处直径为30mm齿轮处设计为一体套筒、轴承处直径为30mm，齿轮处直径40mm，中间轴环处52mm联轴器处直径为45mm，与毡圈配合处为48mm，滚动轴承处为50mm，中间轴环处为72mm，与齿轮配合处直径60mm6.4 箱体内各部分合理分布 箱体内部零件分布如上

21、图所示，齿轮端面距离箱体内壁10mm，中间轴两齿轮端面距离为10mm，低速级大齿轮齿顶圆距离箱体内壁，考虑到螺栓中心距离外边缘与外壁均有要求，轴承旁凸台厚度=16+18+8=42mm 6.5 各轴完整设计（1）高速轴的设计如下： 轴承选取6006深沟球轴承，需要挡油环，所以12段长14mm；齿轮端面距离箱壁10mm，23段应略大于10mm，取15mm；45段根据7.4可得l=10+80+10=100mm；56段不需要挡油环，长13mm；67段考虑到需要留有螺钉尾部空间10mm，轴承盖厚10mm，轴承座端面至箱体内壁48mm，调整长度1mm，轴承距离箱体内臂3mm，轴承宽度13mm，所以L=10

22、+10+48+1-13-3=53mm；78段考虑与联轴器的配合长36mm。 轴与联轴器之间采用平键连接，查表得键尺寸b=6，h=6，键长取30mm 1处倒角为1.5×45º,8处倒角为1×45 º， 2、6处查轴承安装要求可知圆角r=1mm，3、4、5、7处无特殊要求根据轴肩高度取圆角。3、4取3mm，5取2mm，7取1mm。 配合公差选取参考机械设计课程设计书表5-1，确定与联轴器处的公差配合为m6，与轴承处的公差配合为k5，与密封毡圏处公差配合为f9。（2）中间轴设计 大小齿轮齿宽分别为80mm与50mm，所以23段长78mm，45段长48mm；轴承

23、选用6206深沟球轴承，齿轮端面与箱体内壁距离为10mm，所以12段取28mm，56段取34mm；34段取10mm。大齿轮小齿轮均采用平键连接，b=12mm，h=8mm，45段键槽42mm，23段键槽72mm。 1、6处倒角为1.5×45º, 2、3、4、5处无特殊要求根据轴肩高度取圆角，这里均取2mm。配合公差选取参考机械设计课程设计书表5-1，与轴承处的公差配合为k5。（3）低速轴设计齿轮齿宽75mm，所以23段取71mm；34取10mm；齿轮端面距离箱体内壁10mm，加上套筒与轴承，12段取33mm；45段根据6.4取68mm；56段装6010深沟球轴承取16mm；6

24、7段考虑到需要留有螺钉尾部空间10mm，轴承盖厚12mm，轴承座端面至箱体内壁48mm，调整长度1mm，轴承距离箱体内臂3mm，轴承宽度16mm，所以L=10+12+48+1-16-3=52mm；78段考虑到与联轴器配合长度取80mm 齿轮与轴采用平键连接，b=18mm，h=11mm，键长66mm；轴与联轴器采用平键连接，b=14mm，h=9mm，键长72mm。1、8处倒角取2×45°，2、3、4无特殊要求圆角半径取2mm，5处要与轴承配合圆角半径取1mm，6、7考虑到轴肩高度取1mm。配合公差选取参考机械设计课程设计书表5-1，确定与联轴器处的公差配合为m6，与轴承处的公

25、差配合为k5，与密封毡圏处公差配合为f9。6.6 轴受力分析并校核 （1）高速轴： 转矩T=22.08 N·m，齿轮分度圆直径d=50mm Ft=2T/d=833.2N, Fr=Ft×tan=303.3N 受力图如下（齿轮轴承受力均简化成集中作用于本身中点） 因受力较为简单，直接求出各自轴承的合力： R1= 746.4N R2=193.5N 弯矩图如下 参考机械设计书12-4节及表12-1、表12-345号钢正火B=600MPa，钢轴应力校正系数取=-1b/0b=55/95=0.58， -1b=55MPa 在齿轮中心面至联轴器中心面存在转矩T=22080 N·mm

26、当量弯矩Me=M2+（aT）2图如下：Memax=29096N·mm此轴需要校核两个面，一齿轮中心面，二联轴器连接处齿轮中心截面：直径d3Me0.1-1b=17. 4mm此处实际直径为36mm 校核安全联轴器连接处截面：直径d3Me0.1-1b=13.25mm此处轴实际直径为20mm，已能消除键的影响 校核安全（2）中间轴转矩T=105.38N·m，齿轮分度圆直径分别为247.5mm，75mmFt1=2T/d1=851.6N，Fr1= Ft1×tan=309.9NFt2=2T/d2=2810.1N，Fr2= Ft1×tan=1022.8N受力图如下经计算

27、R1V=612.2N R1H=2207.4N R2v=100.2N R2H=1454.3N弯矩图如下 MHmax=132444N·mm，Mvmax=36730N·mm 轴采用45号钢，B=600MPa，取-1b=55MPa，0b=95MPa，应力校正系数取=-1b /0b=0.58， 弯矩只存在于12（两齿轮）之间，可知Memax在1（小齿轮中心面）处，需要校核Mmax=137442N·mm T=105380 N·mmMemax=Mmax2+（aT）2=150420N·mm小齿轮中心面：直径d3Me0.1-1b=30.13mm 此处实际直径为3

28、6mm，能消除键的影响 校核安全（3）低速轴转矩T=388.78N·m，齿轮分度圆直径285mmFt=2T/d=2728.3N, Fr=Ft×tan=993.0N受力分析经计算得R1=1978.1N，R2=925.3N弯矩图如下： 轴采用45号钢，B=600MPa，取-1b=55MPa，0b=95MPa应力校正系数取=-1b /0b=0.58 在齿轮中心面至联轴器中心面存在转矩T=388780 N·mm当量弯矩Me=M2+（aT）2图如下： 此轴需要校核两个面，一齿轮中心面，二联轴器连接处齿轮中心截面：直径d3Me0.1-1b=35.8mm此处实际直径为60mm

29、校核安全联轴器连接处截面：直径d3Me0.1-1b=34.5mm 此处轴实际直径为45mm，已能消除键的影响 7 轴承的计算 轴承预期寿命为：2×8×300×3=14400h（1）高速轴轴承为6006深沟球轴承 基本额定动载荷为13200N，转速1440r/min，=3 当量载荷P=Kp（XR+YA），Kp=1.2，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷R1=746.4N，R2=193.5N 按受力大的轴承计算寿命，Pmax= Kp（XR+YA）=895.7N L10=10660n（CP）=37044h>14400h 符合要求（2）中间轴轴承为6006深

30、沟球轴承 基本额定动载荷为19500N，转速290.9r/min，=3 当量载荷P=Kp（XR+YA），Kp=1.2，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷R1=2290.7N，R2=1457.7N按受力大的轴承计算寿命Pmax= Kp（XR+YA）=2749NL10=10660n（CP）=20449.6h>14400h 符合要求（3）低速轴轴承为6010深沟球轴承基本额定动载荷为22000N，转速76.39r/min，=3 当量载荷P=Kp（XR+YA），Kp=1.2，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷R1=1978.1N，R2=925.3N按受力大的轴承计算寿命Pmax=

31、 Kp（XR+YA）=2373.7NL10=10660n（CP）=173854h>14400h 符合要求8 键联接的校核 查机械设计书表11-10得许用抗压应力p=100MPa（1）高速轴 联轴器处的键： 此轴段长度36mm，键长略小于其值取30mmT=22080N·mm Lc=L-b=30-6=24mmh=6mm d=20mm p=4TLcdh=30.7MPa<p 校核安全（2）中间轴大齿轮处的键：此轴段长度48mm，键长略小于其值取42mmT=105380N·mm Lc= L-b=42-12=30mmh=8mm d=40mm p=4TLcdh=43.9MPa

32、<p 校核安全小齿轮处的键：此轴段长度78mm，键长略小于其值取72mmT=105380N·mm Lc= L-b=72-12=60mmh=8mm d=40mm p=4TLcdh=21.95MPa<p 校核安全（3）轴齿轮处的键：此轴段长度71mm，键长略小于其值取66mmT=388780N·mm Lc= L-b=66-18=48mmh=11mm d=60mm p=4TLcdh=49.1MPa<p 校核安全联轴器处的键：此轴段长度76mm，键长略小于其值取72mm T=388780N·mm Lc= L-b=72-14=58mmh=9mm d=45m

33、m p=4TLcdh=66.2MPa<p 校核安全9 联轴器的选择 查机械设计课程设计书表8-178 高速轴与电机相连处选用LT3型弹性套柱销联轴器，J型轴孔，直径20mm，L=38mm 低速轴伸出处选用LT7型弹性套柱销联轴器，J型轴孔，直径45mm，L=84mm10 箱体参数确定 参考机械设计课程设计书表4-6：名称符号尺寸箱盖壁厚8mm箱座壁厚18mm箱盖、箱座、箱座底凸缘厚度b、b1、b2b=b1=12mm；b2=20mm地脚螺栓直径及数目df、ndf=16mm；n=4轴承旁联接螺栓直径d1d1=12mm箱盖、箱座联接螺栓直径d2d2=8mm；n=4轴承端盖螺钉直径d3轴承外圈直

34、径55mm80mmd38mm10mm螺钉数目44检查孔盖螺钉直径d4双级减速器：d4=8mmdf、d1、d2至箱外壁距离df、d2至凸缘边缘距离c1c2螺栓直径M8M12M16c1min14mm18mm22mmc2min12mm16mm20mm轴承座外径D295mm、130mm轴承旁凸台高度h33mm箱外壁至轴承座端面距离L140mm箱座肋厚m7mm大齿轮顶圆与箱内壁间距离115mm齿轮端面与箱内壁距离210mm11 润滑和密封的选择润滑：齿轮采用飞溅润滑，箱体上的轴承采用油润滑润滑油：齿轮运转时油温和载荷保持正常或中等，采用220工业闭式齿轮润滑油密封：高速轴与低速轴的伸出端采用毛毡圈式密封

35、，箱盖箱座结合面上涂密封胶。12附件及说明（1）轴承盖：材料HT150，选用螺钉联接式轴承盖，因轴承采用飞溅润滑，在端部车一段距并铣出两个径向对称的缺口。（2）油标：指示箱内油面高度，选择杆式油标，尺寸为M16（3）排油螺塞：材料Q235，为换油及清洗箱体时排出油污，选择M16*1.5型排油螺塞。（4）检查孔盖板：检查传动件的啮合情况、润滑状态及向箱内注油，用螺钉固定 ，选择尺寸为盖板148×139.5，检查孔100*91.5，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。（5）通气器：为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装。（6）吊耳、吊钩：用于拆卸和吊运减速器，在箱盖和箱座上铸出。（7）定位销：用于确定箱盖和箱座的相互位置，直径取0.7-0.8倍箱座、箱盖凸缘联