机械设计说明书Word下载.docx
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设计结果
三．电动机的选择及运动参数的计算
（一）、电动机的功率：
1.胶带运输机所需的功率：
所需的功率：
Pw=2300×
1.5/（1000×
0.94）=3.67kw
2.确定传动装置的效率：
V带传动效率：
ηb=0.96
滚动轴承效率:
ηr=0.995
滑块联轴器效率：
ηc=0.98
八级精度齿轮传动（稀油润滑）效率:
ηg=0.97
故传动装置总效率为:
η=ηb×
η2r×
ηg×
ηc=0.96×
0.995×
0.97×
0.98=0.903
3.选择电动机：
a.电动机的输出功率为：
P0=3.67kw/0.903=4.08kw
因载荷平稳，电动机额定功率Pm只需略大于Po即可，按表P328的8-184中Y系列电动机技术数据，选择额定功率为5.5kw的电动机.
b.电动机的转速：
因为卷筒的转速为：
nw=6×
104×
1.4/（3.14×
320）=89.52r/min
单级圆柱齿轮的传动比范围为
i’a=3~5
V带传动比范围i’b=2~4
则总传动比为范围为：
i'
=6~20
可见电动机转速的可选范围为：
n′=i′×
nw=（6~20）×
89.52=537.15—1790.4r/min
所以电动机转速可选的范围只有750r/min和1000r/min两种。
综合考虑后选择同步转速为1000r/min的电动机。
选用Y132M1-6三相异步电动机，其主要参数如下：
电动机额定功率P
5.5kw
电动机满载转速nm
960r/min
二）.总传动比的计算及传动比的分配：
1.总传动比的计算：
i=960/89.52=10.72
2.传动比的分配：
由式i=ib·
ig,,为使V带传动的外廓尺寸不致过大，
取V带传动比ib=3
齿轮传动比ig=10.72/3=3.57
三）.传动装置运动和动力参数的设计：
1.各轴转速的计算:
Ⅰ轴：
n1=960/3=320r/min
Ⅱ轴：
n2=320/3.57=89.64r/min
工作轴：
nw=n2=89.64r/min。
2.各轴输入功率的计算：
P1=P0×
ηb=4.08×
0.96=3.92kw
P2=P1×
ηr×
ηg=3.92×
0.97=3.78kw
Pw=P2×
ηc=.078×
0.98=3.69kw
3.各轴输入转矩的计算：
Ⅰ轴:
T1=9550×
3.92/320=117N·
m
T2=9550×
3.78/89.52=403.25N·
Tw=9550×
3.69/89.52=393.65N·
电动机轴输出转矩：
T0=9550×
4.08/960=40.59N·
各轴的转速、功率、转矩列入下表：
项目
电动机
轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
工作轴
转速（r/min）
960
320
89.52
功率（kw）
4.08
3.92
3.78
3.69
转矩（N·
m）
40.59
117
403.25
393.65
传动比i
3
3.57
1
效率η
0.96
0.965
0.975
四．齿轮传动尺寸设计
一）.高速级齿轮的设计：
1.齿轮的选用
1）.选用直齿圆柱齿轮传动。
2）.选用8级精度。
3）.材料选择：
大齿轮材料为45钢，正火后硬度为169~217HBS
小齿轮材料为40MnB,调质后硬度为241~286HBS
4）.初定小齿轮的齿数为Z1=26，
则大齿轮齿数Z2=ig1×
Z1=3.57×
26=93
2.按齿面的接触强度设计：
1）.确定公式内各计算数值：
（1）.小齿轮的转矩：
TH=9550×
1000×
3.92/320=116987.5N·
mm
（2）.载荷平稳，对称布置，轴的刚度较大，取载荷综合系数K=1.2
（3）.齿宽系数取ψd=1
（4）.确定许用接触应力：
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝720MPa
大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2＝460MPa
安全系数SHmin=1
小齿轮：
［σH1］==720MPa
大齿轮：
［σH2］=460MPa
2）.数据代入公式计算:
（1）.得小齿轮分度圆直径：
d1≥72.6mm
（2）.计算模数：
m=d1/Z1=2.79mm
取m=3（mm）
（3）.计算齿轮主要尺寸及圆周速度：
分度圆直径：
d1=Z1m=26×
3=78mm;
d2=Z2m=93×
3=279mm
中心距：
a=m/2（Z1+Z2）=3/2×
（26+93）=178.5mm
齿轮齿宽:
b=ψd×
d1=72.6mm
取b1=64mm，b2=72mm
圆周速度：
V=3.14×
72.6×
320/（60×
1000）=1.2m/s
（4）.校核齿根弯曲强度:
校核公式用式
a.复合齿形系数根据Z1、Z2查得YFS1=4.2;
YFS2=3.9
b.确定许用弯曲应力[sF]
查得σFlim1=530MPa，σFlim2=360MPa
SFmin=1，由式[sF]=sFlim/SFmin
得[sF1]=530N/mm2，[sF2]==360N/mm2
所以［σH］=［σH2］=460MPa
c.式中已知K=1.2;
TH=116987.5N·
mm；
m=3；
b=72mm
d.校核计算：
sf1=2×
1.2×
116987.5×
4.19/（72×
3×
26）
=69.83MPa<
[sF1]=530Mpa
sf2=73.52×
3.98/4.19=69.84MPa<
[sF2]=360Mpa
校核结果：
安全
⑸.齿轮传动的几何尺寸：
名称
计算公式
结果
分度圆直径
d1=Z1×
d2=Z2×
78mm
279mm
模数
中心距
a=m×
（Z1+Z2）/2
178.5mm
齿形角
α
20°
齿顶高
ha1=m
ha2=m
3mm
齿跟高
hf1=1.25m
hf2=1.25m
3.75mm
齿全高
h=ha+hf
6.75mm
齿顶圆直径
da1=d1+2ha1
da2=d2+2ha2
84mm
285mm
齿根圆直径
df1=d1-2hf1
df2=d2-2hf2
72mm
276mm
齿宽
b1
b2
64mm
五．轴承的设计
由于所有轴承所受的轴向载荷较小，考虑到安装以及互换性的简便，选用
最常用的深沟球轴承。
一）.高速轴上的轴承设计：
1.计算作用在轴承上的载荷：
由前面的计算得，高速级小齿轮所受的载荷为：
周向力：
Ft=2T3/d4=2×
116988/79.54=2942N
径向力：
Fr=Fttanα=2942×
tan20°
=1091N
在水平面内轴承所受的载荷：
F1H=50Fr/100=50×
1508.8/100=727.9N
F2H=363.1
2.当量动载荷以及基本而定动载荷的计算由于基本只受径向载荷，所以当量动载荷为：
M=125048N·
mMae=αT1=67853N·
已知预期寿命为：
Lh=3×
106h
所以基本额定动载荷为：
C1=C2=58200N
3.初步确定轴的最小直径
d1=118×
0.4=27.20mm
查表选用6011型滚动轴承，d=30mm
六．轴的设计
1.高速轴的设计：
1）.轴的材料选择：
选用45钢正火处理，
抗拉强度极限:
σB=590MPa（[2]P217表12-1）
2）.轴的结构设计（略）
3）.按弯扭合成进行轴的强度校核：
（1）.计算轴的受力：
403251/284.50=2835N
Fr=Fttanα=2835×
=1052N
（2）.计算轴承反力：
1508.8/100=1155N
F2H=-103N
在垂直面内轴承所受的载荷：
F1V=1471NF2V=1417.5N
所以轴承所受的总载荷为：
F=754.4N
F2=2072.65N
（3）.计算弯矩
在水平面内：
截面b:
MbH=64F1H=64×
1155=73920N·
在垂直面内
Mbv=64F1v=64×
1417.5=90720N·
合成弯矩：
Mb=141163.13N·
（4）.计算扭矩
由σB=590MPa，查表得[σ0]b=95Mpa,[σ]b=55MPa，得
α=0.58,T2=αT1=0.58×
188612.5=233886N·
（5）.计算当量弯矩
（6）.校核轴的强度：
分别计算轴截面a、b处的直径
da=
db=
截面虽有键槽削弱，但结构设计所确定的直径已达到34mm和46mm,所以,强度足够。
2.低速轴的设计：
选用45钢正火处理，
2）.轴的结构设计：
Ft=2T3/d4=654334×
2/329=2835N
Fr=Fttanα=3977.7×
=1052N
F1H=1447.76/2=1155N
F2H=F1H=-103N
F1V=1417.5N
F2V=1417.5N
F1=
2116.49（N）
F2=
MbH=67F1H=64×
1155=73920（N·
mm）
Mbv=64F1v=64×
1417.5=90720（N·
Mb=
117023（N·
合成弯矩
（5）.计算扭矩
已知，由σB=590MPa，查表得[σ0]b[σ]b=55MPa,得
α=0.58,T3=αT2=0.58×
654334.65=379514.1N·
（6）.计算当量弯矩
M=
261528N·
（7）.校核轴的强度：
分别计算轴截面a、b处的直径:
34.9mm
36.23mm
截面虽有键槽削弱，但结构设计所确定的直径已达到52mm和65mm,所以，
强度足够。
七．键的设计以及强度校核
1.低速轴齿轮用键联接的设计校核：
低速轴与齿轮联接，选用普通圆头平键（A型）查表得：
键宽:
b=16mm键高：
h=14mm键长：
L=54mm
计算得：
键的工作长度l=L-b=54-16=38mm
键的工作高度k=h/2=14/2=7mm
选用键的材料为45钢，被联接的齿轮材料为钢，查表得：
许用挤压应力[σP]=60~90MPa
齿轮与键联接的许用挤压应力为：
[σP]=
=48.88MPa<
[σP]
2.高速轴联轴器用键联接的设计校核：
高速轴与联轴器联接，选用普通圆头平键（A型）查表得：
b=10mm键高：
h=8mm键长：
键的工作长度l=L-b=54-10=44mm
键的工作高度k=h/2=8/2=4mm
许用挤压应力[σP]=70~80MPa
=50.41MPa<
[σP]
3.低速轴联轴器用键联接的设计校核：
低速轴与联轴器联接，选用普通圆头平键（A型）查表得：
b=12mm键高：
h=10mm键长：
L=75mm
键的工作长度l=L-b=75-12=63mm
键的工作高度k=h/2=10/2=5mm
σP=
=72.95MPa<
[σP],故合适。
八.减速器箱体的设计
一）.箱体的主要的结构尺寸
单位:
箱体（座）壁厚（δ）
δ=8
δ=0.025a+Δ=0.025×
210+1=6.25
箱盖壁厚（δ1）
δ1=8
δ1=0.85δ=6.25，取δ1=8
箱底，箱盖，箱座
底凸缘厚度
（b,b1,b2）
b=12
b1=12
b2=20
b=1.5δ=12
b1=1.5δ=12
b2=2.5δ=20
地脚螺栓直径及数目
（df,n）
df=18
n=6
df=0.047a+8=210×
0.047+8=17.87
取n=6
轴承旁联接螺栓直径d1
d1=13.5
d1=0.75df=0.75×
18=13.5
箱盖，箱座联接螺栓直
径d2
d2=11
d2=（0.5~0.6）df=10.8，取d2=11
螺栓的间距：
150-200
轴承端盖螺钉的直
径及数目（d3,n）
d3
Ⅰ轴D=140，d3=12,螺钉数6
Ⅱ轴D=150，d3=16,螺钉数6
检查端盖螺钉的直径d4
d4=6
单级减速器d4=6
df,d1,d2至箱外壁距离
C1
C1df=18C1d1=14C1d2=10
df,d1,d2至凸缘边缘距
离C2
C2
C2df=16C2d1=12C2d2=8
轴承座外径D2
D2
（1）=110
D2
（2）=110
轴D2=D+（5~5.5）d3=108+5×
12≈110，
轴D2=D+（5-5.5）d3=101+5×
16≈110
轴承旁联接螺栓距离
S
S1=168S2=181
轴承旁凸台半径R1
R1=C2
R1df=18R1d1=14R1d2=10
轴承旁凸台高度h
h
根据低速轴轴承座外径D2Md1，扳手空间c1的要求由结构确定
箱外壁至轴承座端面距
离L1
L1=42
C1+C2+（5-8）=18+16+8=42
箱盖，箱座肋厚
（m1，m）
m1=6.8
m=6.8
m1>
0.85δ1=0.85×
8=6.8
m≥0.85δ=0.85×
大齿轮顶圆与箱内壁间
距离
Δ1=9.6
Δ1≥1.2δ=1.2×
8=9.6
齿轮端面与箱内壁距离
Δ2=8
Δ2≥δ=8
九．减速器的润滑和密封
一）.减速器的润滑
（a）.齿轮的润滑
低速级大齿轮的圆周速度为V≤12m/s所以采用浸油润滑，应没过大
齿轮齿顶13mm满足使中间大齿轮浸没超过一个齿高h=3.5的要求。
（b）轴承的润滑
因为，在减速器中只要有一个浸油齿轮的圆周速度v≥1.5～2m/s,即可采用飞溅润滑。
因此采用飞溅润滑，飞溅的油形成油雾直接溅入轴承室。
（二）减速器的密封
（a）轴伸出端的密封：
高速轴：
密封处轴径的圆周速度
v=3.14×
d×
n/（60×
1000）=3.14×
50×
240/（60×
1000）=0.628m/s
低速轴：
d×
n/（60×
1000）=3.14×
60×
66.845/（60×
1000）=0.21m/s
由于圆周速度较小所以都采用毡圈式密封。
（b）箱盖与箱座结合面的密封
在箱盖箱座结合面开回油沟，让渗入结合面的油通过回油流回油池。
十.减速器的附件以及说明
一）.轴承端盖的设计
高速轴端盖:
D=110mm（轴承外径）
D0≈D+2.5d3=110+2.5×
12=140mm
D2≈D0+2.5d3=140+30=170mm
D4=D-（10～15）=100mm
e≈1.2d3=1.2×
12=14.4mm
低速轴端盖:
16=150mm
D2≈D0+2.5d3=150+40=190mm
16=19.2mm
二）.油标的设计
由油标上面的油痕来判断油面的高度是否适合。
油标的尺寸：
使用M12的螺纹（单位:
d1=4
d2=12
d3=6
h=28
a=10
b=6
c=4
D=20
D1=16
三）.排油孔螺栓的设计
如下图（单位:
d=M16×
1.5D0=26L=23l=12a=3
D=19.6S=17D1≈0.95S=16.2d1=17H=2
四）.窥视孔盖板的设计
因为减速器的轴向尺寸较大,为了加大窥视孔,以方便检修,把窥视
孔做成正方形。
如下图：
根据减速箱体的尺寸：
A=100,A1=140,A2=（A+A1）/2=115,d4=M6-M8
B1=98mm,B2=82mm,B=66mm,R=5-10mm,自行设计
五）.通气器的设计
为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增
大、从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。
设计如下图：
（尺寸已标在图上）
六）.起吊装置的设计
吊环螺钉装在箱盖上,用来拆卸和吊运箱盖,也可用来吊运轻型减速器.吊
环为螺钉为标准件,按起重重量选取.如下图所示:
七）.定位销设计
为确定箱座与箱盖的相互位置。
保证轴承座孔的镗孔精度与装配精度，应
在箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销,常用定位销为圆锥
销，圆锥销为标准件：
材料为35号钢
d=8r2
aa
l=50
d=8mm,l=50mm,a=1mm,r1≈d=8mm,r2=a/2+d+（0.02l）2/8
a=8.5mm
八）.起盖螺钉设计
箱盖、箱座装配时在剖分面上所涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常常
在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装于其中的起盖螺钉便可
方便地顶起箱盖：
d=10mm
起盖螺钉材料为35号钢并通过热处理使硬度达到HRC28-38.起盖螺钉的数
目为1只。
十一．设计小结
一）.本设计的优缺点及改进意见
本减速器采用一级展开式圆柱齿轮
优点：
箱体的长度可以较小，占用的空间较少。
缺点：
设计的轴比较细长，刚度较差；
高速轴和电动机轴以及低速轴与外部传动轴用联轴器联接时难以配套；
中间轴承润滑困难。
改进意见：
轴在现有基础上加粗，或用高一级材质的钢材来加工，以达到刚度和强度
二）.设计感想
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