减速箱说明书

1、广州大学机械设计制造及其自动化特色专业带式传输机设计说明书专业班级: 13机械2班 姓 名: 梁桂铭 学 号: 1307200088 指导老师: 江帆、戴新 完成日期: 2015年月24日 广州大学机电工程系 目录 第一章 设计任务-3 第二章 整体初步设计-4 第三章 锥齿轮设计-6 第四章 直齿轮设计-11 第五章 高速轴的设计-17 第六章 低速轴的设计-23 第七章 键的校核-29 第八章 箱体的设计-30 第九章 润滑设计-32 第十章 数据总结-33 参考文献-35第一章 设计任务：带式运输机工作传动装置的设计1.1 工作原理 1.2已知条件Ø 工作条件：两班制，连续单向

2、运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；Ø 使用折旧期：8年；Ø 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；Ø 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；Ø 运输带速度允许误差：±5%；Ø 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。1.3设计数据 序号12345678910运输带工作压力F/N1500220023002500260028003300400045004800运输带工作速度m/s1.11.11.11.11.11.41.21.61.81.25卷筒直径D/mm2202403004002203

3、50350400400500 设计过程结果第二章 整体的初步设计 第二章 整体的初步设计根据题意，这是一般机械制造运输传动系统，考虑到为大多数机械厂使用，所以载重量不会太大，而且载荷较平稳。所以，可以选择运输带工作压力为3300N左右的传动机构应该可以满足比较多方面的要求，通过题目所给设计数据，我选择7号，工作拉力3300N、工作速度为1.2m/s，卷筒直径为350mm（半径为0.175m）。通过计算，可计算出卷筒的角速度。 2.1电机的选用由于动力来源电力，三相交流，电压380/220V而且工作环境多粉尘，所以选用具有防尘功能的IP44的电动机。根据题意我们选用锥齿轮减速器开式齿轮的传动方案

4、，如图21) 电动机功率计算P工作机功率 ：P w= FV/1000=3300×1.2/1000=3.96kw；电动机需要功率：Pd= Pw /；总效率：=1. 2. 3 （1卷筒轴承效率，2卷筒效率，3低速级联轴器效率，4 III轴轴承效率，5低速级齿轮啮合效率，6II轴轴承效率，7高速级齿轮啮合效率，8I轴轴承效率，9高速级联轴器效率。 =0.97×0.96×0.95×0.98×0.96×0.97×0.97×0.998=0.7672) 电动机转速计算n工作机转速=(V*60*1000)/ D(rpm) =1.2

5、×60×1000/（×350） =65.5rpm电机的转速= =(8-40) （rpm） =65.5×（840）=（5242620）rpm通过查找机械设计课程设计手册相关资料，选用Y132S-4电动机，同步转述n=1500r/min，满载转速=1440r/min，额定功率=5.5kw，轴的中心高132mm，电动机轴径S=38mm。2.2传动比分配 所以。2.3各轴的功率p，扭矩T，转速n 1选用Y132S-4电动机.传动比：=1440r/min=5.5kw 第三章 锥齿轮设计第三章 锥齿轮设计 3.1 精度等级、材料及齿数(1) 运输机为一般工作机器，选

6、用7级精度(2) 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。(3) 选用小齿轮齿数，大齿轮齿数3.2 按齿面接触强度设计 由 a) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数=1.2.2) 小齿轮传递的转矩 3) 选取齿宽系数=0.286。4) 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数5) 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限，大齿轮的接触疲劳极限6) 由机械设计式10-13计算应力循环系数 7) 查机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数。8) 计算接触疲劳许用应力

7、，取失效概率为1% = =b) 计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值 =57.45mm2) 计算圆周速度VV=3) 计算载荷系数 根据V，7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数K=1.13；查表10-2查得使用系数K=1;由于是锥齿轮，所以，由表10-9查得=1.25，所以=1.5×1.25=1.875；锥齿轮齿间载荷分配系数取1，所以K= KK=1×1.13×1×1.875=2.11875。c) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 d) 计算模数 m=3.3按齿根弯曲强度校核由机械设计式10-23得：=（1） 确定

8、公式内的各计算数值1） K=2.11875 2）3） 查取齿形系数：由机械设计表10-5查得 4） 计算许用弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计图10-18，取疲劳寿命系数；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=5） 计算 = = 所以校核结果符合要求。 取模数圆整为m=3.25。 所以， 小齿轮 大齿轮3.4几何尺寸计算分度圆直径 锥距 R=齿宽 B=30.1，所以取B=30mm，B=25mm。高速齿轮参数齿轮模数齿数分度圆直径齿宽锥距高速级大齿轮3.25511632590.25高速级小齿轮3.25227230 =3.71m/s=2

9、2第四章 直齿轮设计第四章 直齿轮设计4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按图2的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）3) 材料选择小齿轮材料为40Cr（调质） 硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS。硬度差大于30且小于50，所以选取合适。4) 选小齿轮的齿数z1=17，大齿轮的齿数。4.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数据1）试选载荷系数Kt = 1.2；2）计算小齿轮传递的转矩。3）查机械设计表10-7 ，选取齿宽系数。4）根据弹性影响系数表

10、，查得弹性影响系数5) 查机械设计图10-21查得小齿轮的接触疲劳强度极限；查得大齿轮的接触疲劳强度。6) 计算应力循环次数。 7) 由机械设计图10-19查小得齿轮接触疲劳寿命系数，查得大齿轮解除疲劳寿命系数8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S = 1，根据得， （2） 计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入的较小值。2) 计算圆周速度V3) 计算齿宽。4） 计算齿轮与齿高之比。模数 齿高 5） 计算载荷系数。 根据v=1.46m/s，7级精度，根据动载系数曲线图，查得动载系数; 根据齿间载荷分配系数表，可知直齿轮， 根据使用系数表，选.00; 根据接触疲劳强度计算用的齿向

11、载荷分布系数表，可查得7级精度等级，小齿轮相对于两支承对称布置时，; 由，根据弯曲强度计算的齿向载荷分布系数图线，可知；6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。7） 计算模数m。4.3按齿根弯曲强度设计齿根弯曲强度设计计算公式（1） 确定公式内的各计算数值1) 根据机械设计齿轮的弯曲疲劳强度极限曲线图查得小齿轮的弯曲疲劳强度，查得大齿轮的弯曲疲劳强度；2) 由机械设计图10-18选取小齿轮的弯曲疲劳寿命系数，选取大齿轮的弯曲疲劳寿命系数3) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.44) 计算载荷系数K。5) 根据齿形系数及应力校正系数表，查得，6) 根据齿形系数及应力校正系数表

12、，查得，7) 计算大小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值较大。（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，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.18并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮的齿数 大齿轮的齿数 4.4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，低速级齿轮数据总结齿轮模数齿数分度圆直径齿宽中心距高速级大齿轮2.517844547.5246.25高速级小齿轮2.5194

13、7.552.5V=1.46m/s第五章 高速轴设计第五章 高速轴设计5.1高速轴上的功率p=5.06kw，n=1440rr/min，T=33557.6Nmm。5.2求作用在齿轮上的力 61.704mm 5.3初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计式15-2，表15-3，选取A=112，得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩,由机械设计查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则 =1.3×33557.6=43624.88Nmm 按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查机械设

14、计课程设计手册，选用LT6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩250000N·mm。根据电机轴径为38mm，则半联轴的孔径选。，半联轴器的长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。5.4轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配图方案，如下图 2) 根据轴向定位要确定轴各段直径和长度a) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，l1轴段右端需制出一轴肩，故取d2=35mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈D=40mm。半联轴器的轴配合的毂孔长度L=60mm,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l1应比L略短一些，取l1=58mm。b) 初步选择滚动轴承因为轴承同时受径向力和轴

15、向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2=35mm，由轴承产品目录中初步选择0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d×D×T=40mm×80mm×19.75mm，故d3=40mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由机械设计课程设计手册查得30208型轴承的定位轴环高h=4.5，因此取d4=49mm轴环宽度由机械设计p365得b=1.4×4.5=6.3mm，现取l4=8mm。c) 取轴承端盖的总宽度20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm。故

16、取l2=50mm。d) 右端齿轮用轴肩定位，根据机械设计p364，h>0.007d,所以h>2.24,取h=3，则取d5=38mm，齿轮另一边用螺钉紧固轴端挡圈固定。e) 取锥齿轮距箱体内壁a=17mm，取套筒长度为t=20mm，取滚动轴承位置距箱体内壁s=8mm，则l3=2T+t=5×19.75+20=59.5mm， l5=a+s-8=17+8-8=17mmf) 根据齿轮孔的长度，确定l6=50mm，齿轮孔32mm，即d6=32mm。 3）零件的周向定位。 齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按d1=32mm查机械设计课程设计p53，选用平键为10×8&

17、#215;45，半联轴器与轴的配合为。按d6=32mm选用b×h=10×8，键槽用键槽铣刀加工，长度为32mm。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.4）确定轴上圆角和倒角尺寸。 取轴端倒角为2×45°；查机械设计p365，可知全部圆角为R1.6,。5.5求轴上的载荷 求轴上的支反力 F'NV1=0，F'NV2=159N FNH1=921N，FNH2=2033N FNV1=-309N, FNV2=683N =309N =701N5.6轴

18、承的寿命校核a) 查机械设计课程设计手册，Cr=63KN，Cor=74KN，e=0.37。b) X=1,Y=0,所以p= =309N，c) 所以p=701Nd) p< p,所以按轴承2计算， =5.7作弯矩和扭矩图根据上图，求总弯矩和扭矩和作弯矩图扭矩图水平面:MH =921×20.5=18880.5Nmm垂直面：MV=309×20.5=6334.5Nmm总弯矩：M=扭矩：T=33557.6Nmm5.8 按弯扭合成应力校核轴的强度，只校核危险截面C的强度，周单项旋转，扭转切应力为静应力，=0.3所以 3.49Mpa由机械设计表15-1查得，因此< ,故安全。=1

19、7.1第六章 低速轴设计第六章 低速轴设计6.1低速轴上的功率p=4.7kw，n=615.38rr/min，T=72938Nmm。6.2求作用在齿轮上的力 142.05mm 6.3初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计式15-2，表15-3，选取A=112，得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩,由机械设计查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则 =1.3×=94819.4Nmm 按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册，选用LT6型弹性套柱销联轴器

20、，其公称转矩250000N·mm。根据电机轴径为38mm，则半联轴的孔径选。，半联轴器的长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。6.4轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配图方案，如下图 2） 根据轴向定位要确定轴各段直径和长度i. 为了满足半联轴器的轴向定位要求，l1轴段右端需制出一轴肩，故取d2=35mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈D=40mm。半联轴器的轴配合的毂孔长度L=60mm,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l1应比L略短一些，取l1=58mm。ii. 初步选择滚动轴承因为轴承同时受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求

21、并根据d2=35mm，由轴承产品目录中初步选择0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d×D×T=40mm×80mm×19.75mm，故d3=40mm，d7=40mm，l7=19.75mm。,左端滚动轴承与齿轮采用套筒进行轴向定位，右端轴承用轴肩固定轴向运动，由高速轴可知，轴肩h=4.5mm，所以d6=49mm，iii. 取轴承端盖的总宽度20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm。故取l2=50mm。iv. 齿轮右端用轴肩定位，根据机械设计p364，h>0.0

22、07d,所以h>3.5,取h=4，则取d5=58mm。宽b，选取l5=8mmv. 取锥齿轮距箱体近内壁a=19mm，取锥齿轮距箱体远内壁a=83mm取套筒长度为t=27mm，取滚动轴承位置距箱体内壁s=8mm，则l3=T+t=19.75+27=46.75mm。l6=+s-8=83+8-8=83mmvi. 根据齿轮孔的长度为52mm，轴端应短于轮毂长度，确定l4=50mm，齿轮孔50mm，即d4=50mm。 3）零件的周向定位。 齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按d1=32mm查机械设计课程设计p53，选用平键为10×8×45，半联轴器与轴的配合为。按d4=5

23、0mm选用b×h=14×9，键槽用键槽铣刀加工，长度为45mm。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.4）确定轴上圆角和倒角尺寸。 取轴端倒角为2×45°；查机械设计p365，可知全部圆角为R1.6,。6.5求轴上的载荷 a) 求轴上的支反力 F'NV1=374N，F'NV2=0N FNH1=647N，FNH2=469N FNV1=234N, FNV2=-75N =747N =75N6.6轴承的寿命计算a) 查机械设计课程设计手册，Cr

24、=63KN，Cor=74KN，e=0.37。b) X=1,Y=1.6,所以p= +1.6 F'NV1=1345N，c) 所以p=75Nd) p>p,所以按轴承1计算， =6.7作弯矩和扭矩图根据上图，求总弯矩和扭矩和作弯矩图扭矩图 MH =647×66=42702Nmm MV1=234×66=15444Nmm MV2=15444-22301.85Nmm M1= M2= T=72938Nmm6.8 按弯扭合成应力校核轴的强度，只校核危险截面C的强度，周单项旋转，扭转切应力为静应力，=0.3 8.26Mpa由机械设计表15-1查得，因此< ,故安全。=22.

25、06第七章 键的校核第七章 键的校核7.1高速轴查表的钢的静联接在时的许用应力=125150MPa，普通平键连接的强度条件为=。1) 联轴器与轴配合的键10×8×45：T=74.52Nm，k=0.5h=4mm，l=L-b=37mm，d=32mm， =，故及格。2) 齿轮与轴配合的键10×8×32：T=74.52Nm k=0.5h=4mm，l= L-b=22mm，d=32mm=，故及格。7.2低速轴上的键的校核1) 联轴器与轴配合的键10×8×45：T=74.52Nm，k=0.5h=4mm，l=L-b=37mm，d=32mm， =，故及

26、格。2) 齿轮与轴配合的键14×9×45：T=74.52Nm k=0.5h=4mm，l= L-b=31mm，d=50mm=，故及格。第八章 箱体的设计 第八章 箱体的设计8.1箱体的基本尺寸 名称尺寸/mm箱座壁厚=10箱壁壁厚=10箱盖凸缘厚度=1.5 =15箱座凸缘厚度b=2.5=25箱座底凸缘厚度=2.5=25地脚螺钉直径=12地脚螺钉数目n=4轴承旁边连接螺栓直径=0.7510盖与座连接螺栓直径 =0.68连接螺栓d的间距l=150轴承端盖螺钉直径 =0.58视孔盖螺钉直径 =0.46d至外箱壁距离， ，至凸缘边缘距离， 轴承旁凸台半径= =14凸台高度15大齿轮顶圆与内箱壁距离19>1.2齿轮端面与内箱壁距离17>箱盖、箱座肋厚 轴承端盖外径120轴承旁连接螺栓距离s130mm8.2对附件设计A. 视孔盖和窥视孔 在箱盖顶部都开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸手进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。B. 排油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速箱不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支