机械设计减速器设计说明书范本模板.docx

1、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。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。4第二部分 传动装置总体设计方案。.。.。.。.。.。.。.。.。.5第三部分 电动机的选择。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.5 3。1 电动机的选择。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。5 3。2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.。.。.。.。.。.。.。6第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.。.。.。.。.。.。.。.7第五部分 齿轮传动的设计.。.。

2、.。.。.。.。.。.。.。.。8第六部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.。.。.。.。.。18 6。1 输入轴的设计。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.18 6.2 输出轴的设计.。.。.。.。.。.。.。.。23第七部分 键联接的选择及校核计算.。.。.。.。.。.。.。.29 7.1 输入轴键选择与校核。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。29 7.2 输出轴键选择与校核。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.29第八部分 轴承的选择及校核计算.。.。.。.。.。.。.。.。.。.30 8.1 输入轴的轴承计算与校核。.。.。.。.。.。.。.。.。30 8。2 输出轴的轴

3、承计算与校核。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。30第九部分 联轴器的选择.。.。.。.。.。.。.。.。.。.31第十部分 减速器的润滑和密封。.。.。.。.。.。.。.。.。.33 10。1 减速器的润滑。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.32 10。2 减速器的密封.。.。.。.。.。.。.。.。.。33第十一部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸。.。.。.。.。.。.。.。.33设计小结.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。36参考文献.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.。.36第一部分 设计任务书一、设计题目设计一带式输送机

4、的传动装置，初始数据卷筒圆周力F = 25 KN，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35%。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

5、. 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=122345=0。990。9920.970。950。96=0。851为弹性联轴器的效率，2为滚动轴承的效率,3为圆柱齿轮啮合传动的效率，4为开式圆柱齿轮啮合传动的效率，5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

6、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=30.88 KW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Y280S8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HLHDABKDEF

7、G160mm60038525421015mm4211012373.2 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=i1i2 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，其余依次为轴（减速器输入轴）、轴(减速器输出轴）、轴(卷筒轴）。 (r/min)n2= n1

8、/ i1 = 740 / 4 = 185 r/minn3= n2 / i2 = 185 / 3.7 = 50 r/min（2)各轴输入功率:P0= Pd =37 KWPI = Pd1= 36.63 KWPII = PI23 = 35.18 KWPIII = PII45 = 33.08 KW 则各轴的输出功率：输入轴：PI = PI0.99 = 3.85 KW输出轴：PII = PII0。99 = 3.7 KW卷筒轴：PIII = PIII0.99 = 3.63 KW（3）各轴输入转矩:电动机轴：T0 Nm输入轴：TI Nm输出轴：TII Nm卷筒轴：TIII Nm第五部分 齿轮传动的设计一、减

9、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197286 HBS，Hlim1 =590 MPa,FE =450MPa；大齿轮材料为45钢(正火），齿面硬度为156217 HBS，Hlim2=380 MPa,FE =310MPa。（表111）,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 = 324 = 128。（4）标准压力角 = 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

10、径,即1）确定公式中的各参数值。根据表11-3，平稳、轻微冲击荷载，取荷载系数K=1。1（表113）。选取齿宽系数d = 0。8(表11-6）。小齿轮输入轴转矩T1 = 4。73105 Nmm由图查取区域系数ZH = 2.5.查表得材料的弹性影响系数ZE = 188 （表114）.2)试算小齿轮分度圆直径=144。5 mm模数 m=d1/z1=144。5/32=4.5 mm齿宽 b=dd1=144.50.8=115.6 mm,取b2=120mm,b1=125mm按表41取m=5mm，实际的d1=mz1=160mm,d2=mz2=640mm中心距 a=(d1+d2) / 2=400 mm.3。验

11、算轮齿弯曲强度查图（图118和119)得齿形系数：YFa1 = 2。56 YFa2 = 2。18YSa1 = 1。63 YSa2 = 1。82由式 , 安全.4.齿轮圆周速度对照表112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 = 5 mm,压力角 = 20，中心距a = 400 mm,齿宽b1 = 125 mm、b2 = 120 mm。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m5mm5mm齿数z32128齿宽b125mm120mm分度圆直径d160mm640mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250。25齿顶高hamha3

12、mm3mm齿根高hfm（ha+c）mmmm全齿高hha+hfmmmm齿顶圆直径dad+2hammmm齿根圆直径dfd2hfmmmm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5662 HRC，Hlim1 =1500 MPa，FE =850MPa；大齿轮用20Cr渗碳淬火,齿面硬度5662 HRC，Hlim1 =1500 MPa，FE =850MPa(表111）.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 MPa2、按齿轮弯曲强度设计计算 齿轮按8级精度制造

13、。取荷载系数K=1.1(表11-3），齿宽系数d = 0.3（表11-6，悬臂布置）。小齿轮转矩T=1。82106 Nmm。齿数取z3 = 19,大齿轮齿数z4 = 193.770，真实传动比i=70/19=3.683。7。查图（图11-8和11-9）得齿形系数:YFa1 = 2。88 YFa2 = 2.25YSa1 = 1.57 YSa2 = 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 mmd1=mz1=152 mm,d2=mz2=560 mm齿宽 b=dd1=45.6 mm，取b2=50 mm，b1=55 mm3.验算轮齿接触强度将各参数代入得 =99

14、6MPa=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T1P1 = 36.63 KW n1 = 740 r/min T1 = 472。73 Nm2。求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 72 mm 则:Ft = = = 5443.6 NFr = Fttan = 5443.6tan20 = 1980.2 N3.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142，取C= 118，得： 输入轴的最小直径是与

15、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 = 45.5mm46 mm4.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 = 37 mm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D = 42 mm。大带轮宽度B = 63 mm，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 = 61 mm. 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 = 37 mm，由

16、轴承产品目录中选择深沟球轴承6208，其尺寸为dDT = 408018 mm，故d34 = d78 = 40 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = l78 = 18+15 = 33 mm. 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 = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 47 mm. 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 = 77 mm,d56 = d1 = 72 mm 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 = 50 mm。 5)取齿轮距箱体内

17、壁之距离 = 16 mm，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 = 8 mm,则l45 = +s15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s15 = 16+815 = 9 mm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 = 18 mm 带轮中点距左支点距离L1 = 63/2+50+18/2 = 90.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 77/2+33+9-18/2 = 71。5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 77/2+9+33-18/2 = 71.5 mm2）

18、计算轴的支反力：水平面支反力(见图b）:FNH1 = = = 2721.8 NFNH2 = = = 2721.8 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -1598.5 NFNV2 = = = 1993。4 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 2721。871。5 Nmm = 194609 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FpL1 = 1585.2890.5 Nmm = 143468 Nmm截面C处的垂直弯矩:MV1 = FNV1L2 = -1598.571。5 Nmm = -114293 NmmMV2 = FNV2L3 = 1993。

19、471.5 Nmm = 142528 Nmm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 = = 225689 NmmM2 = = 241220 Nmm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 = 0.6，则有：ca = = = MPa = 6。8 MPa-1 = 60 MPa 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。

20、2 输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 35。18 KW n2 = 185 r/min T2 = 1816。05 Nm2。求作用在齿轮上的力 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 399 mm 则：Ft = = = 5197.6 NFr = Fttan = 5197。6tan20 = 1890.7 N3.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。5 mm 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

21、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。31036。93 = 1348 Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT10型联轴器。半联轴器的孔径为63 mm故取d12 = 63 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为107 mm。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,III轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 68 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径

22、D = 73 mm.半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 107 mm,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III段的长度应比L略短一些,现取l12 = 105 mm。 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 = 68 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6214，其尺寸为dDT = 70mm125mm24mm，故d34 = d67 = 70 mm,取挡油环的宽度为15，则l67 = 24+15 = 39 mm 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 = 4.5 mm，因此，取d56 = 79

23、mm。 3）取安装齿轮处的轴段IVV段的直径d45 = 75 mm；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 = 72 mm，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 = 70 mm。 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 = 50 mm。 5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离 = 16 mm，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 = 8 mm，已知滚动轴承的宽度T = 24 mm，则l34 = T+s+2。5+2 = 24+8+16+2.5+2 = 52.5 mml56

24、 = s+2。515 = 8+16+2。515 = 11.5 mm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= 24 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 72/22+52.5+70-24/2 = 144.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 72/2+11.5+39-24/2 = 74。5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）:FNH1 = = = 1768。1 NFNH2 = = = 3429.5 N垂直面支反力（见图d)：FNV1 = = = 643。2 NFNV2 = = = 1247。5 N3

25、)计算轴的弯矩,并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1768.1144。5 Nmm = 255490 Nmm截面C处的垂直弯矩:MV = FNV1L2 = 643.2144。5 Nmm = 92942 Nmm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 = = 271870 Nmm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 = 0.6，则有：ca = =

26、= MPa = 16。1 MPa-1 = 60 MPa 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：bhl = 10mm8mm50mm，接触长度:l = 5010 = 40 mm，则键联接所能传递的转矩为：T = 0。25hldF = 0。2584032120/1000 = 307。2 NmTT1，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：bhl = 20mm12mm63mm，接触长度：l

27、 = 63-20 = 43 mm，则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hldF = 0。25124368120/1000 = 1161 NmTT2,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：bhl = 18mm11mm100mm，接触长度:l = 100-18 = 82 mm,则键联接所能传递的转矩为:T = 0。25hldF = 0。25118263120/1000 = 1704.8 NmTT2，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 = 1038300 = 72000 h9.1 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125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 = 11980.2+0 = 1980。2 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为：C = P = 1980。2 = 18523 N3）选择轴承型号： 查课本表11-5，选择:6208轴承，Cr = 29。5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 2.91105Lh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