減速箱說明書

1、廣州大學機械設計制造及其自動化特色專業(yè)帶式傳輸機設計說明書專業(yè)班級: 13機械2班 姓 名: 梁桂銘 學 號: 1307200088 指導老師: 江帆、戴新 完成日期: 2015年月24日 廣州大學機電工程系 目錄 第一章 設計任務-3 第二章 整體初步設計-4 第三章 錐齒輪設計-6 第四章 直齒輪設計-11 第五章 高速軸的設計-17 第六章 低速軸的設計-23 第七章 鍵的校核-29 第八章 箱體的設計-30 第九章 潤滑設計-32 第十章 數(shù)據(jù)總結-33 參考文獻-35第一章 設計任務：帶式運輸機工作傳動裝置的設計1.1 工作原理 1.2已知條件Ø 工作條件：兩班制，連續(xù)單向

2、運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35；Ø 使用折舊期：8年；Ø 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；Ø 動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；Ø 運輸帶速度允許誤差：±5%；Ø 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。1.3設計數(shù)據(jù) 序號12345678910運輸帶工作壓力F/N1500220023002500260028003300400045004800運輸帶工作速度m/s1.11.11.11.11.11.41.21.61.81.25卷筒直徑D/mm2202403004002203

3、50350400400500 設計過程結果第二章 整體的初步設計 第二章 整體的初步設計根據(jù)題意，這是一般機械制造運輸傳動系統(tǒng)，考慮到為大多數(shù)機械廠使用，所以載重量不會太大，而且載荷較平穩(wěn)。所以，可以選擇運輸帶工作壓力為3300N左右的傳動機構應該可以滿足比較多方面的要求，通過題目所給設計數(shù)據(jù)，我選擇7號，工作拉力3300N、工作速度為1.2m/s，卷筒直徑為350mm（半徑為0.175m）。通過計算，可計算出卷筒的角速度。 2.1電機的選用由于動力來源電力，三相交流，電壓380/220V而且工作環(huán)境多粉塵，所以選用具有防塵功能的IP44的電動機。根據(jù)題意我們選用錐齒輪減速器開式齒輪的傳動方案

4、，如圖21) 電動機功率計算P工作機功率 ：P w= FV/1000=3300×1.2/1000=3.96kw；電動機需要功率：Pd= Pw /；總效率：=1. 2. 3 （1卷筒軸承效率，2卷筒效率，3低速級聯(lián)軸器效率，4 III軸軸承效率，5低速級齒輪嚙合效率，6II軸軸承效率，7高速級齒輪嚙合效率，8I軸軸承效率，9高速級聯(lián)軸器效率。 =0.97×0.96×0.95×0.98×0.96×0.97×0.97×0.998=0.7672) 電動機轉(zhuǎn)速計算n工作機轉(zhuǎn)速=(V*60*1000)/ D(rpm) =1.2

5、×60×1000/（×350） =65.5rpm電機的轉(zhuǎn)速= =(8-40) （rpm） =65.5×（840）=（5242620）rpm通過查找機械設計課程設計手冊相關資料，選用Y132S-4電動機，同步轉(zhuǎn)述n=1500r/min，滿載轉(zhuǎn)速=1440r/min，額定功率=5.5kw，軸的中心高132mm，電動機軸徑S=38mm。2.2傳動比分配 所以。2.3各軸的功率p，扭矩T，轉(zhuǎn)速n 1選用Y132S-4電動機.傳動比：=1440r/min=5.5kw 第三章 錐齒輪設計第三章 錐齒輪設計 3.1 精度等級、材料及齒數(shù)(1) 運輸機為一般工作機器，選

6、用7級精度(2) 由機械設計表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。(3) 選用小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)3.2 按齒面接觸強度設計 由 a) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)=1.2.2) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3) 選取齒寬系數(shù)=0.286。4) 由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)5) 由機械設計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限，大齒輪的接觸疲勞極限6) 由機械設計式10-13計算應力循環(huán)系數(shù) 7) 查機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。8) 計算接觸疲勞許用應力

7、，取失效概率為1% = =b) 計算1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值 =57.45mm2) 計算圓周速度VV=3) 計算載荷系數(shù) 根據(jù)V，7級精度，由機械設計圖10-8查得動載荷系數(shù)K=1.13；查表10-2查得使用系數(shù)K=1;由于是錐齒輪，所以，由表10-9查得=1.25，所以=1.5×1.25=1.875；錐齒輪齒間載荷分配系數(shù)取1，所以K= KK=1×1.13×1×1.875=2.11875。c) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得 d) 計算模數(shù) m=3.3按齒根彎曲強度校核由機械設計式10-23得：=（1） 確定

8、公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） K=2.11875 2）3） 查取齒形系數(shù)：由機械設計表10-5查得 4） 計算許用彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由機械設計圖10-18，取疲勞壽命系數(shù)；由圖10-20c查得小齒 輪的彎曲疲勞 強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限=5） 計算 = = 所以校核結果符合要求。 取模數(shù)圓整為m=3.25。 所以， 小齒輪 大齒輪3.4幾何尺寸計算分度圓直徑 錐距 R=齒寬 B=30.1，所以取B=30mm，B=25mm。高速齒輪參數(shù)齒輪模數(shù)齒數(shù)分度圓直徑齒寬錐距高速級大齒輪3.25511632590.25高速級小齒輪3.25227230 =3.71m/s=2

9、2第四章 直齒輪設計第四章 直齒輪設計4.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1) 按圖2的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2) 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）3) 材料選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)） 硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS。硬度差大于30且小于50，所以選取合適。4) 選小齒輪的齒數(shù)z1=17，大齒輪的齒數(shù)。4.2按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)據(jù)1）試選載荷系數(shù)Kt = 1.2；2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。3）查機械設計表10-7 ，選取齒寬系數(shù)。4）根據(jù)彈性影響系數(shù)表

10、，查得彈性影響系數(shù)5) 查機械設計圖10-21查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；查得大齒輪的接觸疲勞強度。6) 計算應力循環(huán)次數(shù)。 7) 由機械設計圖10-19查小得齒輪接觸疲勞壽命系數(shù)，查得大齒輪解除疲勞壽命系數(shù)8) 計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S = 1，根據(jù)得， （2） 計算1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入的較小值。2) 計算圓周速度V3) 計算齒寬。4） 計算齒輪與齒高之比。模數(shù) 齒高 5） 計算載荷系數(shù)。 根據(jù)v=1.46m/s，7級精度，根據(jù)動載系數(shù)曲線圖，查得動載系數(shù); 根據(jù)齒間載荷分配系數(shù)表，可知直齒輪， 根據(jù)使用系數(shù)表，選.00; 根據(jù)接觸疲勞強度計算用的齒向

11、載荷分布系數(shù)表，可查得7級精度等級，小齒輪相對于兩支承對稱布置時，; 由，根據(jù)彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)圖線，可知；6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。7） 計算模數(shù)m。4.3按齒根彎曲強度設計齒根彎曲強度設計計算公式（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1) 根據(jù)機械設計齒輪的彎曲疲勞強度極限曲線圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度，查得大齒輪的彎曲疲勞強度；2) 由機械設計圖10-18選取小齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)，選取大齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)3) 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.44) 計算載荷系數(shù)K。5) 根據(jù)齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)表，查得，6) 根據(jù)齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)表

12、，查得，7) 計算大小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值較大。（2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.18并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數(shù) 大齒輪的齒數(shù) 4.4幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取，低速級齒輪數(shù)據(jù)總結齒輪模數(shù)齒數(shù)分度圓直徑齒寬中心距高速級大齒輪2.517844547.5246.25高速級小齒輪2.5194

13、7.552.5V=1.46m/s第五章 高速軸設計第五章 高速軸設計5.1高速軸上的功率p=5.06kw，n=1440rr/min，T=33557.6Nmm。5.2求作用在齒輪上的力 61.704mm 5.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設計式15-2，表15-3，選取A=112，得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,由機械設計查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 =1.3×33557.6=43624.88Nmm 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設

14、計課程設計手冊，選用LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩250000N·mm。根據(jù)電機軸徑為38mm，則半聯(lián)軸的孔徑選。，半聯(lián)軸器的長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為。5.4軸的結構設計1) 擬定軸上零件的裝配圖方案，如下圖 2) 根據(jù)軸向定位要確定軸各段直徑和長度a) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，l1軸段右端需制出一軸肩，故取d2=35mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈D=40mm。半聯(lián)軸器的軸配合的轂孔長度L=60mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故l1應比L略短一些，取l1=58mm。b) 初步選擇滾動軸承因為軸承同時受徑向力和軸

15、向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d2=35mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為d×D×T=40mm×80mm×19.75mm，故d3=40mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由機械設計課程設計手冊查得30208型軸承的定位軸環(huán)高h=4.5，因此取d4=49mm軸環(huán)寬度由機械設計p365得b=1.4×4.5=6.3mm，現(xiàn)取l4=8mm。c) 取軸承端蓋的總寬度20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm。故

16、取l2=50mm。d) 右端齒輪用軸肩定位，根據(jù)機械設計p364，h>0.007d,所以h>2.24,取h=3，則取d5=38mm，齒輪另一邊用螺釘緊固軸端擋圈固定。e) 取錐齒輪距箱體內(nèi)壁a=17mm，取套筒長度為t=20mm，取滾動軸承位置距箱體內(nèi)壁s=8mm，則l3=2T+t=5×19.75+20=59.5mm， l5=a+s-8=17+8-8=17mmf) 根據(jù)齒輪孔的長度，確定l6=50mm，齒輪孔32mm，即d6=32mm。 3）零件的周向定位。 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按d1=32mm查機械設計課程設計p53，選用平鍵為10×8&

17、#215;45，半聯(lián)軸器與軸的配合為。按d6=32mm選用b×h=10×8，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為32mm。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.4）確定軸上圓角和倒角尺寸。 取軸端倒角為2×45°；查機械設計p365，可知全部圓角為R1.6,。5.5求軸上的載荷 求軸上的支反力 F'NV1=0，F(xiàn)'NV2=159N FNH1=921N，F(xiàn)NH2=2033N FNV1=-309N, FNV2=683N =309N =701N5.6軸

18、承的壽命校核a) 查機械設計課程設計手冊，Cr=63KN，Cor=74KN，e=0.37。b) X=1,Y=0,所以p= =309N，c) 所以p=701Nd) p< p,所以按軸承2計算， =5.7作彎矩和扭矩圖根據(jù)上圖，求總彎矩和扭矩和作彎矩圖扭矩圖水平面:MH =921×20.5=18880.5Nmm垂直面：MV=309×20.5=6334.5Nmm總彎矩：M=扭矩：T=33557.6Nmm5.8 按彎扭合成應力校核軸的強度，只校核危險截面C的強度，周單項旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力，=0.3所以 3.49Mpa由機械設計表15-1查得，因此< ,故安全。=1

19、7.1第六章 低速軸設計第六章 低速軸設計6.1低速軸上的功率p=4.7kw，n=615.38rr/min，T=72938Nmm。6.2求作用在齒輪上的力 142.05mm 6.3初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設計式15-2，表15-3，選取A=112，得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,由機械設計查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 =1.3×=94819.4Nmm 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設計課程設計手冊，選用LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器

20、，其公稱轉(zhuǎn)矩250000N·mm。根據(jù)電機軸徑為38mm，則半聯(lián)軸的孔徑選。，半聯(lián)軸器的長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為。6.4軸的結構設計1） 擬定軸上零件的裝配圖方案，如下圖 2） 根據(jù)軸向定位要確定軸各段直徑和長度i. 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，l1軸段右端需制出一軸肩，故取d2=35mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈D=40mm。半聯(lián)軸器的軸配合的轂孔長度L=60mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故l1應比L略短一些，取l1=58mm。ii. 初步選擇滾動軸承因為軸承同時受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求

21、并根據(jù)d2=35mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為d×D×T=40mm×80mm×19.75mm，故d3=40mm，d7=40mm，l7=19.75mm。,左端滾動軸承與齒輪采用套筒進行軸向定位，右端軸承用軸肩固定軸向運動，由高速軸可知，軸肩h=4.5mm，所以d6=49mm，iii. 取軸承端蓋的總寬度20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm。故取l2=50mm。iv. 齒輪右端用軸肩定位，根據(jù)機械設計p364，h>0.0

22、07d,所以h>3.5,取h=4，則取d5=58mm。寬b，選取l5=8mmv. 取錐齒輪距箱體近內(nèi)壁a=19mm，取錐齒輪距箱體遠內(nèi)壁a=83mm取套筒長度為t=27mm，取滾動軸承位置距箱體內(nèi)壁s=8mm，則l3=T+t=19.75+27=46.75mm。l6=+s-8=83+8-8=83mmvi. 根據(jù)齒輪孔的長度為52mm，軸端應短于輪轂長度，確定l4=50mm，齒輪孔50mm，即d4=50mm。 3）零件的周向定位。 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按d1=32mm查機械設計課程設計p53，選用平鍵為10×8×45，半聯(lián)軸器與軸的配合為。按d4=5

23、0mm選用b×h=14×9，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為45mm。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6.4）確定軸上圓角和倒角尺寸。 取軸端倒角為2×45°；查機械設計p365，可知全部圓角為R1.6,。6.5求軸上的載荷 a) 求軸上的支反力 F'NV1=374N，F(xiàn)'NV2=0N FNH1=647N，F(xiàn)NH2=469N FNV1=234N, FNV2=-75N =747N =75N6.6軸承的壽命計算a) 查機械設計課程設計手冊，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,所以按軸承1計算， =6.7作彎矩和扭矩圖根據(jù)上圖，求總彎矩和扭矩和作彎矩圖扭矩圖 MH =647×66=42702Nmm MV1=234×66=15444Nmm MV2=15444-22301.85Nmm M1= M2= T=72938Nmm6.8 按彎扭合成應力校核軸的強度，只校核危險截面C的強度，周單項旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力，=0.3 8.26Mpa由機械設計表15-1查得，因此< ,故安全。=22.

25、06第七章 鍵的校核第七章 鍵的校核7.1高速軸查表的鋼的靜聯(lián)接在時的許用應力=125150MPa，普通平鍵連接的強度條件為=。1) 聯(lián)軸器與軸配合的鍵10×8×45：T=74.52Nm，k=0.5h=4mm，l=L-b=37mm，d=32mm， =，故及格。2) 齒輪與軸配合的鍵10×8×32：T=74.52Nm k=0.5h=4mm，l= L-b=22mm，d=32mm=，故及格。7.2低速軸上的鍵的校核1) 聯(lián)軸器與軸配合的鍵10×8×45：T=74.52Nm，k=0.5h=4mm，l=L-b=37mm，d=32mm， =，故及

26、格。2) 齒輪與軸配合的鍵14×9×45：T=74.52Nm k=0.5h=4mm，l= L-b=31mm，d=50mm=，故及格。第八章 箱體的設計 第八章 箱體的設計8.1箱體的基本尺寸 名稱尺寸/mm箱座壁厚=10箱壁壁厚=10箱蓋凸緣厚度=1.5 =15箱座凸緣厚度b=2.5=25箱座底凸緣厚度=2.5=25地腳螺釘直徑=12地腳螺釘數(shù)目n=4軸承旁邊連接螺栓直徑=0.7510蓋與座連接螺栓直徑 =0.68連接螺栓d的間距l(xiāng)=150軸承端蓋螺釘直徑 =0.58視孔蓋螺釘直徑 =0.46d至外箱壁距離， ，至凸緣邊緣距離， 軸承旁凸臺半徑= =14凸臺高度15大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離19>1.2齒輪端面與內(nèi)箱壁距離17>箱蓋、箱座肋厚 軸承端蓋外徑120軸承旁連接螺栓距離s130mm8.2對附件設計A. 視孔蓋和窺視孔 在箱蓋頂部都開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸手進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。B. 排油螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速箱不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的箱座外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支