一级减速箱.doc

一级减速箱

一．带式运输机传动装置的设计 - 4 -
二．原动机的选择 - 4 -
三．传动方案设计 - 6 -
四．传动装置总体设计 - 6 -
1．计算总传动比及分配各级传动比 - 6 -
2．计算各轴的功率和转矩 - 7 -
五.轴径的初算 - 8 -
1.大轴的计算 - 8 -
2.小轴的计算 - 8 -
六.设计带传动 - 8 -
七．大小齿轮的选择与设计 - 11 -
1.材料及确定许用应力 - 11 -
2.按齿面接触强度设计 - 12 -
3.验算轮齿的弯曲强度 - 13 -
4.齿轮的圆周速度 - 13 -
5.小齿轮的结构设计 - 13 -
6.大齿轮的结构设计 - 14 -
八．减速器各轴结构设计 - 15 -
一.从动轴的设计 - 15 -
1.初步确定轴的尺寸进行轴的结构设计： - 16 -
2．计算作用在轴上的力： - 16 -
3．选择联轴器型号： - 16 -
4．初选轴承选择 - 17 -
5.确定轴的轴向尺寸 - 17 -
6.轴承端盖的选择 - 17 -
二.主动轴的设计 - 18 -
1.受力分析 - 18 -
2.确定轴上零件的位置与固定方式 - 18 -
3.初步确定轴的尺寸进行轴的结构设计 - 19 -
4.确定轴的径向尺寸 - 19 -
5.确定轴的轴向尺寸 - 19 -
6.轴承端盖的选择 - 20 -
九.输入轴和轴承的校核 - 21 -
1.求垂直面的支座反力 - 21 -
2.绘制垂直面弯矩图 - 21 -
3.绘制水平面弯矩图 - 21 -
4.轴传递的转矩的弯矩图 - 21 -
5.求危险截面的当量弯矩 - 22 -
6.计算危险截面处轴的直径 - 22 -
7.滚动轴承的选择及校核计算 - 23 -
十．输出轴和轴承的校核 - 23 -
1.求垂直面的支座反力 - 24 -
2.求水平面的支座反力 - 24 -
3.F力在支点产生的支撑反力 - 24 -
5.绘制水平面弯矩图 - 24 -
6.F力产生的弯矩图 - 24 -
8.求危险截面的当量弯矩 - 25 -
9.计算危险截面处轴的直径 - 25 -
10.滚动轴承的选择及校核计算 - 26 -
十一.键联接的选择及校核计算 - 27 -
一．根据轴径的尺寸选定键 - 27 -
二.键的强度校核 - 27 -
1.大带轮处的键 - 27 -
2.大齿轮与轴上的键 - 27 -
3.联轴器处的键 - 28 -
十二.减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 - 28 -
十三.润滑与密封 - 32 -
小结 - 33 -
十四．参考文献 - 34 -
一．带式运输机传动装置的设计
已知条件：
1.工作条件：单班制，十年一大修，传动平稳
2.运输机工作拉力F=1.8KN
3.运输带工作速度V=1.2m/s
4.卷筒直径D=400mm
二．原动机的选择
1.工作现场有三相交流电源，因无特殊要求，一般选用三相交流异步电动机。最常用的电动机为Y系列鼠笼式三相异步交流电动机，其效率高，工作可靠，结构简单，维护方便，价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。本装置的工作场合属一般情况，无特殊要求。故采用此系列电动机。
2.选择电动机的功率
工作机所需功率Pw=
故Pw== 2.16 kw
工作机实际需要的电动机输出功率Pd=
其中
查表得：为联轴器的效率为0.98
为8级精度的一般齿轮的传动效率为0.97
为V带轮的传动效率为0.96
为球轴承的效率为0.99
平带无压紧轮的开式传动效率0.98
故Pd==2.464 KW
3.选择电动机的转速 r/min

查表得：V带传动其传动比常用值i1为 2-4
圆柱齿轮其传动比常用值i2为3-5
故电动机的转速大致范围为：
r/min r/min
故对Y系列电动机来说可选择同步转速为1500r/min.1000r/min和750r/min
但由于750r/min的电动机价格比较高.若选择1500r/min则减速器的体积会过大，故选择转速为1000r/min的。
电动机的主要技术数据
电动机型号
额定功率
（kw）
满载转速
（r/min）
堵转转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
Y132S-6
3
960
2.0
2.0
三． 传动方案设计
对该带式输送机的传动方案我选择一级圆柱齿轮减速器，由电动机通过带传动带动减速器转动，减速器通过联轴器带动卷筒来实现传动，其传动装置结构简图如下

四．传动装置总体设计
1．计算总传动比及分配各级传动比
其总传动比为 i==960/57.3=16.754设带轮的传动比i1=3.8齿轮的传动比i2=16.754/3.8=4.409故各轴的转速为:
=nd/i1=960/3.8=252.6 r/min r/min
2．计算各轴的功率和转矩
P0=Pd=2.464KW KW
KW
各轴的转矩：
N.m
N.m
N.m
总结数据如下表：

T3=T2 N.m
轴名
功率 p/kw
转矩T/N.M,
转速
n/(r/min)
传动比i

电动机轴
2.464
24.5
960
3.8

1轴
2.365
89.4
252.6

4.409

2轴
2.272
378.5
57.3

1

1

工作机轴
2.204
367.2
57.3

五.轴径的初算
1.大轴的计算
选择轴的材料为45钢P=2.272KW n=57.3r/min查表得

有键槽时直径增大 3%~5%即d39.4mm
2.小轴的计算
选择轴的材料为45crP=2.365KW n=252.6r/min查表得c=100

有键槽时直径增大 3%~5%即d22.13mm
六.设计带传动
由电动机的型号Y132S-6可知其外伸毂轮直径D=38mm
其输入功率P为2.464KW 转速n=960 r/min
1. 计算功率PC
查表得 KA=1.1故PC=KAP=1.12.464=2.71 KW
2. 选择V带型号
选择窄V带 根据PC=2.71 KW n=960 r/min查表得选择A型带
3. 求大小带轮的基准直径d2 d1
查表得d1不小于75mm 现取d1=100mmd2= mm查表得取 d2=375 mm
4. 验算带速V
m/s在5 ~25 m/s之间 故合适
5. 求V带基准长度Ld和中心距a
初步选取中心距 a= d2+ d1=375+100=475 mm取500 mm
符合0.7（d2+ d1）<<2（d2+ d1）
求带长 L0=2a0+（d2+ d1）+=1784 mm查表得 取Ld=1800 mm
计算实际中心距
6. 验算小带轮包角
故合适
7. 求V带根数Z
Z=由n=960 r/min d1=100mm查表得P0=0.95KW
由公式传动比查表得 KW
由查表得
故带入数据得Z=故Z取3
8. 求作用在带轮轴上的压力FQ
查表得q=0.1Kg/m有公式可得单根V带的初拉力

作用在轴上的压力
FQ=
9. 带轮结构设计
小带轮结构设计
材料HT150其中d=100mm da=105mm e=150.3mm =11mm
mm B=48mm ha=2.5mm ds=38mm
由电动机的E=80mm可得L=82mm
大带轮的结构设计
材料HT150由初算的小轴的直径d22.13mm
为保证轴有足够的强度和安全性能故大带轮的相关尺寸数据如下：
ds=30mm bd=11mm ha=2.5mm e=15mm f=10mm
hf=10mm d=375mm ·
B=2e+2f=50mm
=9mm 其形状如下：
七．大小齿轮的选择与设计
1.材料及确定许用应力
选择已知：一级减速器的传动比i=4.409,输入轴转速n1=252.6r/min,传动功率P=2.365KW T1=89.4N.m T2=378.5N.m 设齿轮采用软齿面
选用圆柱直齿轮
小齿轮用40cr调质处理，齿面硬度为217~286HBS
=700Mpa =590MPa
大齿轮为45号钢，调质处理，HBS=240，与小齿轮硬度相差40 =590 MPa =450MPa精度等级选8级精度
计算接触疲劳许用应力 安全系数=1.1　所以
=
=
计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数S=1.25

2.按齿面接触强度设计
齿轮按8级制造精度设计制造，初选载荷系数K=1.2齿宽系数=1
小齿轮传递的转矩T1=89.4N.m=8.94 N.mm查表得取ZE=189.8 =2.5
代入设计公式
=mm
取齿数Z1=24 Z2=4.40924106
故实际传动比i=126/24=4.417
模数m=mm
齿宽b=b1=52.718mm 故取b1=60mm b2=55mm
查表取m=2.5mm
实际d1=

mm
3.验算轮齿的弯曲强度
齿形系数查表得：
=2.76 ，=2.21
应力校正系数查表得：
=1.58 ,=1.82
由公式得：

故安全
4.齿轮的圆周速度

故选择八级是合适的
5.小齿轮的结构设计
由于大带轮的孔径选择的是30mm考虑到轴肩等的过渡轴的直径和齿轮的齿根圆直径差别不大，故小齿轮选择齿轮轴，材料为45cr.
相关数据如下：
m=2.5mm d1=60mm z=24 b=60mm ha=m=2.5mm
hf=1.25m=3.125mm da=65mm df=53.75mm
mm
6.大齿轮的结构设计
由于齿轮的分度圆直径比较大故其结构选择腹板式，材料选择45钢，通过初算轴径d39.4mm 考虑到轴做成阶梯轴以及安全可靠性,轴的相关数据如下：
ds=55mm m=2.5mm b=55mm dh=1.6ds=88mm
Lh=70mm c=0.3b=16.5mm 取整取c=17mm 取 d1=265mm da=270mmdf=258.75mm
轮号
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
齿宽B
全齿高h
齿顶高
齿根高
高速级小齿轮
60
65
53.75
60
5.625
2.5
3.125
低速级大齿轮
265
270
258.75
55
5.625
2.5
3.125

八．减速器各轴结构设计
一.从动轴的设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠挡油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键实现周向固定，两端轴承靠套筒和挡油环实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩和平键
分别实现轴向定位和周向定位
1.初步确定轴的尺寸进行轴的结构设计：
轴的大概形状如下：

2．计算作用在轴上的力：

3．选择联轴器型号：
联轴器计算转矩查表得： ，T=367.2N.m则:
查表得选择联轴器的型号为：GYS6凸缘联轴器其中半联轴器的长度为112mm公称转矩为900N.m,半联轴器的孔径选择42mm故：d1=42mm
4．初选轴承选择
初步选取可同时承受径向力与轴向力的深沟球轴承，由从动齿轮的孔径尺寸ds=55mm，选择6210深沟球轴承轴承，其尺寸为
故d2=45mm.
5.确定轴的轴向尺寸
由联轴器的长度可得L1=110mm安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,由齿轮的轮毂长度Lh=70mm
可得L5=68mm,由挡油环的宽度l=20mm以及轴承的宽度B=20mm套筒的长度为m=10mm
可得L3=l+B=20+20=40mm L6=m+l+B+2=52mm
轴肩的宽度选为10mm故L4=10mm
6.轴承端盖的选择
选择凸缘式轴承端盖查表得：端盖上螺钉的个数为4
螺钉直径d3=8mm e=1.2d3=9.6mm.端盖处密封件的选择，选择半粗羊毛毡由于查表得能满足要求的选择：毡圈45
其中装毡圈的沟槽尺寸B=20mm,毡圈厚度B1=8mm b=7mm d1=44mm其中轴承端盖的材料选择铸铁且e+m=45mm
同时由于联轴器的形状和位置尺寸不影响轴承端盖上螺钉的拆装故轴承端盖和联轴器之间的间隙为n=0.15~0.25d2=0.15×45~0.25×45取10mm
n=20mm故L2=(e+m)+n=45+10=55mm
故L=L1+L2+L3+L4+L5+l6=335mm
设计的形状和尺寸如下：

二.主动轴的设计
1.受力分析
已知：分度圆直径，
初步估算轴的直径：材料为45cr钢,调质处理
计算作用在轴上的力：

右端轴受到的压力F=FQ=907.2N
2.确定轴上零件的位置与固定方式
考虑到减速器主动轴和从动轴上齿轮的正确啮合，故将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置且跨距相等。由于齿轮的分度圆直径比较小故将轴做成齿轮轴， 轴向定位和固定，两端轴承靠挡油环实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位
3.初步确定轴的尺寸进行轴的结构设计
轴的大概形状如下：

4.确定轴的径向尺寸
初步选取可同时承受径向力与轴向力的深沟球轴承，，选择6208深沟球轴承轴承，其尺寸为
故 ，由大带轮的孔径ds=30mm可得d1=30mm,d2=35mm
5.确定轴的轴向尺寸
考虑到减速器主动轴和从动轴上齿轮的正确啮合轴承支撑距离相等因素。其中挡油环厚度取m=20mm故
L7=L3=B+m=18+20=38mm,由齿轮的宽度b=60mm得L5=60mm，考虑到齿轮的正确啮合，由从动轮两轴承之间的跨距可得
6.轴承端盖的选择
其轴承端盖同样选择凸缘式轴承端盖查表得：端盖上螺钉的个数为4
螺钉直径d3=8mm e=1.2d3=9.6mm.端盖处密封件的选择，选择半粗羊毛毡由于查表得能满足要求的选择：毡圈40.其中装毡圈的沟槽尺寸B=20mm,毡圈厚度B1=8mm b=7mm d1=39mm 螺钉直径d3=8mm, D0=D+2.5d3=100mm,D2=D0+2.5d3=120mm,d0=d3+1=9mm其中轴承端盖的材料选择铸铁且e+m=46mm同时考虑到轴承端盖上螺钉的拆装问题故轴承端盖和大带轮之间的间隙n≥3.5~4d3=3.5×8~4×8=28~32mm取n=34mm故L2=e+m+n=46+34=80mm,由带轮的宽度B=50mm,为了保证带轮的轴向固定故取L1=48mm故L=L1+L2+L3+L4+L5+l6+L7=48+80+38+16+60+16+38=296mm
设计的形状和尺寸如下：

九.输入轴和轴承的校核
已知：作用在齿轮上的圆周力Ft=2980N
径向力Fr=1084.6N右端中轴受到的压力F=FQ=907.2N且其方向与Fr同向，其中两轴承之间的距离L=150mm,K=114mm
1.求垂直面的支座反力
F1v+F2v=Fr+F 带入数据计算得
F1v=-147.2N F2v=2139N
1. 求水平面的支座反力

2.绘制垂直面弯矩图

3.绘制水平面弯矩图

4.轴传递的转矩的弯矩图
T=89.4N.m
5.求危险截面的当量弯矩
a-a处水平面和垂直面的和弯矩
其当量弯矩为
如果认为轴的扭切应力是脉动循环的变应力，取折合系数中=0.6
6.计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用45cr钢，调质处理查表得

故该轴的设计合理，满足强度要求
7.滚动轴承的选择及校核计算
根据条件单班制，十年一大修可得轴承的预计寿命

1. 由初选轴承的型号为：6208
查表可知d=40mm外径D=80mm宽度B=18mm基本额定动载荷cr=29.5KN极限转速n=8000r/min
已知转速n=252.6r/min 取轴承径向载荷大的一个

故轴受径向载荷P==2607N
故其可以达到的寿命为
>21000
故能满足使用要求
十．输出轴和轴承的校核
已知：作用在齿轮上的圆周力Ft=2980N
径向力Fr=1084.6N右端中轴受到的压力F=FQ=907.2N其中两轴承之间的距离
L=150mm,K=114mm
1.求垂直面的支座反力
F1v=F2v==520带入数据计算得
2.求水平面的支座反力

3.F力在支点产生的支撑反力

4.绘制垂直面弯矩图

5.绘制水平面弯矩图

6.F力产生的弯矩图

a-a面
7.轴传递的转矩的弯矩图
T=378.5N.m
8.求危险截面的当量弯矩
a-a面最危险其当量弯矩为

如果认为轴的扭切应力是脉动循环的变应力，取折合系数中=0.6
9.计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用45cr钢，调质处理查表得

考虑到键槽对轴的削弱将d值增大5%故
D=37.8x1.05=39.7mm
故该轴的设计合理，满足强度要求
10.滚动轴承的选择及校核计算
根据条件单班制，十年一大修可得轴承的预计寿命

由初选轴承的型号为：6210
查表可知d=50mm外径D=90mm基本额定动载荷cr=35KN极限转速n=8000r/min
由于轴承受水平和垂直方向的力相等只有外力F对它们的作用力不同且与直接相加算得轴承的径向力
=5002N
故轴受径向载荷P==5002N
故其可以达到的寿命为
>21000
故能满足使用要求
十一.键联接的选择及校核计算
一．根据轴径的尺寸选定键
1.高速轴与V带轮联接的键为：
键8×7×36 GB/T 1096-2003
2.大齿轮与轴连接的键为：
键 16×10×56 GB/T 1096-2003
3.轴与联轴器的键为：
键12×8×80 GB/T 1096-2003
二.键的强度校核
1.大带轮处的键
根据轴的直径选择：键8×7×36 GB/T 1096-2003
b×h=8×7,L=36,则l=L-b=28mm 转矩T=89.3N.m
故挤压强度为：

小于125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
2.大齿轮与轴上的键
根据轴的直径选择：键16×56 GB1096-79
b×h=16×10,L=56,则l=L-b=40mm,转矩T=378.5 N.m
故挤压强度为：

小于<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
3.联轴器处的键
根据轴的直径选择：键12×80 GB1096-79
b×h=12×8,L=80,则l=L-b=68mm,转矩T=367.2 N.m
故挤压强度为：

小于<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够

十二.减速器箱体、箱盖及附件的设计计算
减速器附件的选择
1.窥视孔和视孔盖
为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔,大小以手可以伸进为宜。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。
2.通气器
减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大。为避免由此 引起的密封部位的密封性下降，造成润滑油泄漏，在视孔盖上设有通 气器，使箱体内热膨胀气体自由逸出，保持箱体内压力正常，从而保证箱体的密封性。
3.油面指示器
为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位，可以及时加泄润滑油。选用游标尺M12
4.定位销
保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。
5.起吊装置
减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩。
6.启盖螺钉
在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。起盖螺钉型号：GB/T5782-2000 M10×30材料5.8

7.放油孔及螺塞
为排出油污，箱座底部常有倾斜，在底面较低处设有放油孔并用放油螺塞和密封垫圈进行密封。此外，在最低处作有一定斜度，以便于放油。选用外六角油塞及垫片M14×1.5
箱体的主要尺寸：
(1)箱座壁厚=0.025a+1=0.025×162.5+1= 5.025因为壁厚要8故取 =8mm
(2)箱盖壁厚
=0.02a+1=0.02×162.5+1= 4.25mm
因为壁厚要8故取 =8mm
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5=2.5×8=20
(6)地脚螺钉直径 =0.036a+12= 0.036×162.5+12=17.85(取18)
(7) 地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径= 0.75 =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)盖与座连接螺栓直径 =(0.5-0.6) =0.55× 18=9.9 (取10) (10)连接螺栓的间距L=150-200取150mm
(11)轴承端盖螺钉直=(0.4-0.5)=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉=(0.3-0.4)=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)=0.8×10=8
(14).. 至外箱壁距离C1查表得分别为：24.27.16
(15) .. 至凸缘边缘的距离c2查表得分别为 22.21.14
(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。取45mm
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）=60mm
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm取15mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离取24mm
(20)箱座肋厚 取8mm
(21)轴承端盖外径
从动轴的：D2=D+5d3=90+40=130mm
主动轴的：D2=D+5d3=80+40=120mm
总结列表如下：
减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。
箱体主要结构尺寸
名称
数值(mm)
箱座壁厚
δ1=8
箱盖壁厚
=8
箱体凸缘厚度
b=12
b1=12
b2=20
加强肋厚
m=7
m1=7
地脚螺钉直径
18
地脚螺钉数目
n=4
轴承旁联接螺栓直径
M14
箱盖、箱座联接螺栓直径
M10
观察孔盖螺钉直径
M6
df、d1、d2至箱外壁距离
df
C1=
24
d1
27
d2
16
df、d1、d2至凸缘边缘的距离
df
C2=
22
d1
20
d2
14
轴承旁凸台半径R1

R1=C2=22
凸台高度
90mm
外箱壁至轴承端盖距离l1
60
大齿轮顶圆与内壁距离
15
齿轮端面与内机壁距离
24
十三.润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度分别为v1=252.6×=0.661<2m/s，v1=57.3×=0.12<2m/s所以采用脂润滑。选择GB/T491-1987 L-XAAMHA1
3.润滑油的选择
齿轮的润滑选择油润滑，润滑油选用GB443-1989全损耗系统用油L-AN32润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整密封圈型号按所装配轴的直径选取且选择毛毡圈密封，分别为 毡圈45和毡圈35

小结
本次的课程设计真正的让我感到了时间的紧迫，当老师把设计题目分发下来的时候我就开始对此准备，依然设计的很费力，在设计的过程中往往因为某些小细节而导致要重新设计，仅仅齿轮的设计由于忽略了齿面对齿数的限制就让我从头开始设计。本来想在设计的一周内把图画好的，但由于CAD用的不熟练仅仅画图以及制表格就花费了太多的时间，每天不停的加班加点终于把设计完成了。我感觉本次的课程设计涉及到了我们开学以来所学过的与设计有关的课程，是一个大的综合，对我们所学的内容是一次全面的考察，我学到了很多，对以前所学的知识是一次很好的复习。
经过这次的课程设计让我感受到时间的可贵，应该好好的利用所有的时间，好好去学习专业知识，来充实自己。

十四．参考文献
（1）杨可桢 李仲生
《机械设计基础》第五版　高等教育出版社 ；
（2）吴宗泽 罗圣国 主编
《机械设计 课程设计手册》高等教育出版社；
（3） 陆玉 何在洲 主编
《机械设计 课程设计》第三版 机械工业出版社 ；
（4）何铭新 钱可强 主编
《机械制图》第七版 高等教育出版社