机械设计减速器设计说明书范本模板.docx
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机械设计减速器设计说明书范本模板
机械设计减速器设计说明书
系别：
专业：
地质工程（T）
学生姓名：
学号：
指导教师:
职称:
第一部分设计任务书。
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4
第二部分传动装置总体设计方案。
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第三部分电动机的选择。
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3。
1电动机的选择。
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5
3。
2确定传动装置的总传动比和分配传动比..。
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6
第四部分计算传动装置的运动和动力参数...。
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第五部分齿轮传动的设计.。
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8
第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计...。
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6。
1输入轴的设计。
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6.2输出轴的设计...。
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23
第七部分键联接的选择及校核计算.。
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7.1输入轴键选择与校核。
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7.2输出轴键选择与校核。
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第八部分轴承的选择及校核计算.。
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8.1输入轴的轴承计算与校核。
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2输出轴的轴承计算与校核。
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第九部分联轴器的选择.。
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第十部分减速器的润滑和密封。
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10。
1减速器的润滑。
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10。
2减速器的密封..。
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第十一部分减速器附件及箱体主要结构尺寸。
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设计小结..。
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参考文献.。
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第一部分设计任务书
一、设计题目
设计一带式输送机的传动装置，初始数据卷筒圆周力F=25KN，卷筒转速n=50（r/min）,卷筒直径D=400mm。
技术条件与说明：
1）传动装置的使用寿命预定为10年，每年按300天计算,3班制工作，每班按8小时；
2）工作机的荷载是平稳、轻微冲击、单向回转；
3）电动机的电源为三相交流电源，电压为380/220V；
4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟定出来的,不应随意更改，但对于传动件的形式，则允许做适宜的选择；
5）输送带允许的相对速度误差≦±3~5%。
二.设计步骤
1。
传动装置总体设计方案
2。
电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4。
计算传动装置的运动和动力参数
5.齿轮的设计
6.滚动轴承和传动轴的设计
7。
键联接设计
8。
箱体结构设计
9.润滑密封设计
10.联轴器设计
第二部分传动装置总体设计方案
一.传动方案特点
1.组成:
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2。
特点：
齿轮相对于轴承对称分布。
3.确定传动方案:
考虑到电机转速高，选择一级直齿圆柱齿轮减速器。
二.计算传动装置总效率
η=η1∙η22∙η3∙η4∙η5=0。
99×0。
992×0.97×0。
95×0。
96=0。
85
η1为弹性联轴器的效率，η2为滚动轴承的效率,η3为圆柱齿轮啮合传动的效率，η4为开式圆柱齿轮啮合传动的效率，η5为工作装置卷筒轴的效率。
第三部分电动机的选择
3。
1电动机的选择
1）电动机类型和结构形式
按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。
它为卧式封闭结构。
2）电动机容量
卷筒速度v:
v=
=1.05m/s
卷筒输出功率Pw:
Pw=
电动机输出功率为：
Pd=
=26.25/0。
85=30.88KW
电动机额定功率Ped
由第二十章表20-1选取电动机额定功率Ped=37KW
经查表按推荐的传动比合理范围,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y280S—8的三相异步电动机,额定功率为37KW,满载转速nm=740r/min，同步转速750r/min（8级）。
电动机主要外形尺寸：
中心高
外形尺寸
地脚螺栓安装尺寸
地脚螺栓孔直径
电动机轴伸出段尺寸
键尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
160mm
600×385
254×210
15mm
42×110
12×37
3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比：
由选定的电动机满载转速nm和卷筒转速nw,可得传动装置总传动比为:
i=nm/nw=740/50=14。
8
（2）分配传动装置传动比：
i=i1×i2
式中i1、i2分别为和减速器和开式齿轮的传动比。
初步取减速器i1=4。
0,则开式齿轮传动比为:
i2=i/i1=14.8/4.0=3。
7
所取值符合传动比常用范围。
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速：
电动机为0轴，其余依次为Ⅰ轴（减速器输入轴）、Ⅱ轴（减速器输出轴）、Ⅲ轴（卷筒轴）。
（r/min）
n2=n1/i1=740/4=185r/min
n3=n2/i2=185/3.7=50r/min
（2）各轴输入功率:
P0=Pd=37KW
PI=Pd×η1=36.63KW
PII=PI×η2×η3=35.18KW
PIII=PII×η4×η5=33.08KW
则各轴的输出功率：
输入轴：
PI’=PI×0.99=3.85KW
输出轴：
PII'=PII×0。
99=3.7KW
卷筒轴：
PIII’=PIII×0.99=3.63KW
（3）各轴输入转矩:
电动机轴：
T0'
N·m
输入轴：
TI'
N·m
输出轴：
TII'
N·m
卷筒轴：
TIII’
N·m
第五部分齿轮传动的设计
一、减速器齿轮设计
1。
选精度等级、材料及齿数
（1）大小齿轮均采用软齿面设计,考虑到高速轴应该设计成齿轮轴的形式，小齿轮材料选择45钢（调质），齿面硬度197～286HBS，σHlim1=590MPa,σFE=450MPa；大齿轮材料为45钢（正火），齿面硬度为156～217HBS，σHlim2=380MPa,σFE=310MPa。
（表11—1）,根据表11-5，取SH=1。
1，SF=1。
25。
MPa
MPa
MPa
MPa
（2）齿轮按8级精度制造。
（3）选小齿轮齿数z1=32，大齿轮齿数z2=32×4=128。
（4）标准压力角α=20°。
2。
按齿面接触疲劳强度设计
由下式试算小齿轮分度圆直径,即
≥
1）确定公式中的各参数值。
①根据表11-3，平稳、轻微冲击荷载，取荷载系数K=1。
1（表11—3）。
②选取齿宽系数φd=0。
8（表11-6）。
③小齿轮输入轴转矩T1=4。
73×105N·mm
④由图查取区域系数ZH=2.5.
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=188（表11—4）.
2）试算小齿轮分度圆直径
≥
=
=144。
5mm
模数m=d1/z1=144。
5/32=4.5mm
齿宽b=φd×d1=144.5×0.8=115.6mm,取b2=120mm,b1=125mm
按表4—1取m=5mm，实际的d1=m×z1=160mm,d2=m×z2=640mm
中心距a=（d1+d2）/2=400mm.
3。
验算轮齿弯曲强度
查图（图11—8和11—9）得齿形系数：
YFa1=2。
56YFa2=2。
18
YSa1=1。
63YSa2=1。
82
由式
安全.
4.齿轮圆周速度
对照表11—2可知选用8级精度是适宜的。
5.设计结论
齿数z1=32、z2=128，模数m=5mm,压力角α=20°，中心距a=400mm,齿宽b1=125mm、b2=120mm。
6.齿轮参数总结和计算
代号名称
计算公式
高速小齿轮
大齿轮
模数m
5mm
5mm
齿数z
32
128
齿宽b
125mm
120mm
分度圆直径d
160mm
640mm
齿顶高系数ha
1.0
1.0
顶隙系数c
0.25
0。
25
齿顶高ha
m×ha
3mm
3mm
齿根高hf
m×（ha+c）
mm
mm
全齿高h
ha+hf
mm
mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
mm
mm
齿根圆直径df
d—2×hf
mm
mm
二、开式齿轮设计
1、选择材料及确定许用应力
由于结构紧凑，应用硬齿面组合设计。
小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度56～62HRC，σHlim1=1500MPa，σFE=850MPa；大齿轮用20Cr渗碳淬火,齿面硬度56～62HRC，σHlim1=1500MPa，σFE=850MPa（表11—1）.
根据表11-5，取SH=1.1,SF=1.25；
根据表11-4，取ZH=2。
5，ZE=189.8。
MPa
MPa
2、按齿轮弯曲强度设计计算
齿轮按8级精度制造。
取荷载系数K=1.1（表11-3），齿宽系数φd=0.3（表11-6，悬臂布置）。
小齿轮转矩T=1。
82×106N·mm。
齿数取z3=19,大齿轮齿数z4=19×3.7≈70，真实传动比i=70/19=3.68≈3。
7。
查图（图11-8和11-9）得齿形系数:
YFa1=2。
88YFa2=2.25
YSa1=1.57YSa2=1。
76
因
故应对小齿轮进行弯曲强度计算。
≥
mm
按表4-1，取m=8mm。
中心距
mm
d1=m×z1=152mm,d2=m×z2=560mm
齿宽b=φd×d1=45.6mm，
取b2=50mm，b1=55mm
3.验算轮齿接触强度
将各参数代入得
=996MPa〈
=1364MPa（安全）
4。
齿轮的圆周速度
对照表11-2可知选用8级精度是适宜的。
第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计
7。
1输入轴的设计
1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
P1=36.63KWn1=740r/minT1=472。
73N·m
2。
求作用在齿轮上的力
已知小齿轮的分度圆直径为:
d1=72mm
则:
Ft=
=
=5443.6N
Fr=Ft×tanα=5443.6×tan20°=1980.2N
3.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钢,调质处理，根据表14—2，取C=118，得：
≥
输入轴的最小直径是与联轴器相连的轴径，考虑到键槽对轴强度消弱的影响将轴径增大5%，故选取：
dmin=45.5mm≈46mm
4.轴的结构设计图
5。
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩,故取II=III段的直径d23=37mm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=42mm。
大带轮宽度B=63mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12=61mm.
2）初步选择滚动轴承。
因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。
参照工作要求并根据d23=37mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×T=40×80×18mm，故d34=d78=40mm，取挡油环的宽度为15，则l34=l78=18+15=33mm.
轴承采用挡油环进行轴向定位。
由手册上查得6208型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=47mm.
3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。
所以l56=B=77mm,d56=d1=72mm
4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23=50mm。
5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm,则
l45=Δ+s—15=16+8-15=9mm
l67=Δ+s—15=16+8—15=9mm
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
6.轴的受力分析和校核
1）作轴的计算简图（见图a）：
根据6208深沟球轴承查手册得T=18mm
带轮中点距左支点距离L1=63/2+50+18/2=90.5mm
齿宽中点距左支点距离L2=77/2+33+9-18/2=71。
5mm
齿宽中点距右支点距离L3=77/2+9+33-18/2=71.5mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）:
FNH1=
=
=2721.8N
FNH2=
=
=2721.8N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1=
=
=-1598.5N
FNV2=
=
=1993。
4N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH=FNH1L2=2721。
8×71。
5Nmm=194609Nmm
截面A处的垂直弯矩：
MV0=FpL1=1585.28×90.5Nmm=143468Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV1=FNV1L2=-1598.5×71。
5Nmm=-114293Nmm
MV2=FNV2L3=1993。
4×71.5Nmm=142528Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）.
截面C处的合成弯矩：
M1=
=225689Nmm
M2=
=241220Nmm
作合成弯矩图（图f）。
4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。
必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。
根据公式（14-4），取α=0.6，则有：
σca=
=
=
MPa
=6。
8MPa≤［σ-1]=60MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：
计算W时，忽略单键槽的影响）。
轴的弯扭受力图如下：
7。
2输出轴的设计
1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2
P2=35。
18KWn2=185r/minT2=1816。
05N·m
2。
求作用在齿轮上的力
已知大齿轮的分度圆直径为:
d2=399mm
则：
Ft=
=
=5197.6N
Fr=Ft×tanα=5197。
6×tan20°=1890.7N
3.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钢，调质处理，根据表，取：
A0=112，于是得
dmin=A0×
=112×
=53。
5mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12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=KAT2，查表，考虑转矩变化很小，故取KA=1。
3，则：
Tca=KAT2=1。
3×1036。
93=1348Nm
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT10型联轴器。
半联轴器的孔径为63mm故取d12=63mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为107mm。
4。
轴的结构设计图
5。
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求,I—II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23=68mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=73mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm,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I—II段的长度应比L略短一些,现取l12=105mm。
2）初步选择滚动轴承。
因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。
参照工作要求并根据d23=68mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6214，其尺寸为d×D×T=70mm×125mm×24mm，故d34=d67=70mm,取挡油环的宽度为15，则l67=24+15=39mm
右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。
由手册上查得6214型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取d56=79mm。
3）取安装齿轮处的轴段IV—V段的直径d45=75mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位.已知大齿轮轮毂的宽度为B=72mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度,故取l45=70mm。
4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。
5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离Δ=16mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=24mm，则
l34=T+s+Δ+2。
5+2=24+8+16+2.5+2=52.5mm
l56=s+Δ+2。
5—15=8+16+2。
5—15=11.5mm
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
6。
轴的受力分析和校核
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据6214深沟球轴承查手册得T=24mm
齿宽中点距左支点距离L2=72/2—2+52.5+70-24/2=144.5mm
齿宽中点距右支点距离L3=72/2+11.5+39-24/2=74。
5mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）:
FNH1=
=
=1768。
1N
FNH2=
=
=3429.5N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1=
=
=643。
2N
FNV2=
=
=1247。
5N
3）计算轴的弯矩,并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH=FNH1L2=1768.1×144。
5Nmm=255490Nmm
截面C处的垂直弯矩:
MV=FNV1L2=643.2×144。
5Nmm=92942Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩：
M=
=271870Nmm
作合成弯矩图（图f）.
4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。
必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。
根据公式（14-4），取α=0.6，则有：
σca=
=
=
MPa
=16。
1MPa≤［σ-1]=60MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：
计算W时,忽略单键槽的影响）.轴的弯扭受力图如下：
第八部分键联接的选择及校核计算
8.1输入轴键选择与校核
校核大带轮处的键连接：
该处选用普通平键尺寸为：
b×h×l=10mm×8mm×50mm，接触长度:
l’=50—10=40mm，则键联接所能传递的转矩为：
T=0。
25hl'd[σF]=0。
25×8×40×32×120/1000=307。
2Nm
T≥T1，故键满足强度要求。
8.2输出轴键选择与校核
1）输出轴与大齿轮处键
该处选用普通平键尺寸为：
b×h×l=20mm×12mm×63mm，接触长度：
l’=63-20=43mm，则键联接所能传递的转矩为：
T=0.25hl'd[σF]=0。
25×12×43×68×120/1000=1161Nm
T≥T2,故键满足强度要求.
2）输出轴与联轴器处键
该处选用普通平键尺寸为：
b×h×l=18mm×11mm×100mm，接触长度:
l’=100-18=82mm,则键联接所能传递的转矩为:
T=0。
25hl'd［σF］=0。
25×11×82×63×120/1000=1704.8Nm
T≥T2，故键满足强度要求。
第九部分轴承的选择及校核计算
根据条件,轴承预计寿命：
Lh=10×3×8×300=72000h
9.1输入轴的轴承计算与校核
1）初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力,有课本表12—5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：
X=1，Y=0所以：
P=XFr+YFa=1×1980.2+0×=1980。
2N
2）求轴承应有的基本额定载荷值C为：
C=P
=1980。
2×
=18523N
3）选择轴承型号：
查课本表11-5，选择:
6208轴承，Cr=29。
5KN，由课本式11-3有：
Lh=
=
=2.91×105≥Lh
所以轴承预期寿命足够.
9。
2输出轴的轴承计算与校核
1）初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力,有课本表12—
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