機械課程設計：減速箱

設計用帶傳動的傳動的減速箱裝置

目錄

一.設計任務-------------------------------------------2

二.系統總體設計方案---------------------------------2

三.電動機的選擇-------------------------------------3

四.傳動裝置總體設計---------------------------------4

五.傳動零件的設計計算---------------------------------5

六.軸的計算-----------------------------------------15

七.軸承的選擇---------------------------------------26

八.箱體設計-----------------------------------------29

九.潤滑密封-----------------------------------------32

十.小結-------------------------------------------33

H-一.參考文獻---------------------------------------33

一、設計任務

題目23設計用于帶傳動的傳動裝置

原始數據：

1.輸送帶牽引力輸送帶轉速L4”^sL4必，輸送帶

的鼓輪直徑：450mmo

2.輸送機運轉方向不變，載荷平穩；

3.輸送帶的鼓輪傳動效率為0.97；

4.工作壽命15年，每年300工作日，每日16小時。

完成任務：

1）完成減速器裝配圖1張（A0或者A1）；

2）零件工作圖1?3張；

3）編寫設計計算說明書1份。

初步設計

三.電動機的選擇

1.選擇電動機的類型

綜合考慮通常選擇籠型三相異步電動機，該電動機載荷大，價格便宜

2.計算電動機的容量

運輸帶機構輸出的功率：

Pw=2.94kw

Pw=100)roo)

粗略估算傳動裝置的總效率

查得：

11是聯軸器效率：0.97

,1是減速器傳動效率：().95

?3是鏈傳動效率：率96

51是帶傳動效率:0.97

初步估算總的傳動效率，解得：

P尸778

3.確定電動機的轉速：

輸送帶的帶速為1.4m/s輸送鼓輪直徑為43Umm

卬r/min

——=--------=<SkiTr

nw=■力

減速機構只有一個二級減速箱與鏈傳動，同時考慮兩種傳動方式的最

大傳動比與設計尺寸，選擇電機的轉速為

電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速軸徑

Y112M-441500144028nm

i=25

四.傳動裝置的總體設計

1.計算傳動裝置的總轉動比并分配各級傳動比：

1）傳動裝置的總傳動比為：

/=5L=1500=25

460

2）分配各級傳動比，

鏈傳動的傳動比常用范圍為2-5,圓柱齒輪傳動比常用范圍為3-5o

由「減速箱有兩級減速，因此選擇鏈傳動的傳動比為2,減速箱的傳

動比為12.5

兩級齒輪的傳動比可計算出：

八=—=3.1

因此減速箱高速級傳動比為4.03,低速級傳動比為3.1,鏈傳動的傳

動比為2

2.計算傳動裝置的運動參數與動力參數：

設「、八、’；、3分別為1、2、3與工作軸的轉速；匕、.、

匕、%分別為對應軸的功率；＞、’：、L、二分別為輸入轉矩；

%、＞、:、/分別為各軸之間的傳動比：“”、如：、八3、"八

分別為電動機軸到1軸、1軸到2軸、2軸到3軸、3軸到工作軸之間

的傳動效率。若按電動機的工作順序進行推算，可求得各軸的動力與

運動參數如下：

1）各軸輸入轉速：

r\=?=1500r/rrin

i軸4”

n三3s2Wrrir）

2軸^2

仁工金^^=以“［京］

3軸占31

2）各軸功率：

z-*

設：匕=0.97為聯軸器效率

弧=0.96為鏈傳動效率

°，=0.99為一對滾動軸承效率

?{=0.99為一對齒輪造動的效率

2軸-

3軸,■■■?

工作軸

3)各軸轉矩：

1軸"喇

2軸在3221

3軸T小

工作軸T國＞

將運動與動力參數計算結果進行整埋：

1軸2軸3軸工作軸

轉速1500372.2112060

(r/min

)

輸入功3.3953.3273.2613.1

率

P(kw)

轉矩21.685.36259.52493.42

T(N.m)

傳動比4.033.12

(i)

五.傳動零件的設計計算:

1、鏈傳動的設計

已知主動鏈輪的轉速為120r/m,從動鏈輪的轉速為60r/m,傳遞的功

率為3.261KW

(1)選擇鏈輪齒數

取小鏈輪齒數>=19,大鏈輪齒數4Tx=38

(2)確定計算功率

根據鏈傳動的工作情況、主動鏈輪齒數與鏈條排數，將鏈傳動所傳遞

的功率修正為當量的單排鏈的計算功率：

P=5.P

ca"

輸送機運轉方向不變，工作載荷穩固，因此工況系數七二1,查表得

齒數系數=1.55,由于該鏈傳動速度低傳動比小，因此選用單排

鏈.則計算功率為：g耳

(3)選擇鏈條型號與節距

根據至及主動鏈輪轉速為120r/m查圖表得鏈條型號為

20A,查表得鏈條節距為31.75

(4)計算鏈節數與中心距

初選中心距■■!■

取守上8^,相應的鏈長節數為

%尸Ny

取鏈長節數4⑴5節，查表得中心距系數f=0.24896,則鏈傳動的最

大中心距為：

一ILL'

因此選取中心距為1000mm合適

(5)計算鏈速V,確定澗滑方式

<^M9ES>

由V=1.2065m/s與連號20-A,查圖得應使用油池潤滑或者油盤飛濺潤

滑

(6)計算壓軸力Fp

有效圓周力為：“口^

壓軸力：力”^e■—an

(7)鏈輪的基本參數與要緊尺寸

,戶ars一

-----=-------=^^kSrn

.cj^es

JQ)

分度圓直徑：4

一加著°^

2.高速級齒輪的設計計算

1)齒輪類型，精度等級，材料及齒數的選定

?=L4

①如圖所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動

②運輸機為通常工作器，速度不高，因此選用7級精度

③材料選擇，查表選擇小齒輪材料為40Cr,硬度為280HBS,

大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。

必產1.0

2)選小齒輪齒數ZH2',大齒輪齒數為：

年與困

Z2=W=EMBEDEquation.DSMT4

9

?Z2=iO5

3).按齒面接觸強度設計

由設計計算公式：

確定公式內的各數值

(1)試選載荷系數々=L4

⑵計算小齒輪傳遞的轉矩干口小^

(3)查表選取齒寬系數圾產L°

S=1

(4)查表選取材料的彈性影響系數與T

R^rl=477

(5)查表得

小齒輪[c^=^

大齒輪

（6）計算應力循環次數:

u=4.03

7V==—1=-------=L€^U

iy-4CB

（7）查表得接觸疲勞壽命系數左尸?

（8）計算接觸疲勞許用應力為：

取失效概率為1%，安全系數S=l,得:

，夕Tt3^

4）計算

（1）試算小齒輪分度圓直徑du,代入1%］中較小的值

-=11.5

h

4T12

4TGE

（4）計算齒寬與齒高之比b/h

齒高

b=唱31

h3萬

（5）計算載荷系數

根據v=3.4nVs,7級精度。杳表得動教系數?斗七

傷

直齒輪，假設匕,由表查得

查表得使用系數&T3

查表得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時m=1.74

勺2^】查圖得

**,故載荷系數為:

[c^=SZ521

（7）計算模數m

m=di/Zi=42.936/24mni=1.74nim

5）按齒根彎曲強度設計

彎曲強度的設計公式為⑶式（10-5）：

確定公式內的各計算數值

（1）由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限

WK型

大齒輪的彎曲疲勞極限

（2）由圖查得彎曲疲勞壽命系數

（3）計算彎曲疲勞許用應力：

取彎曲疲勞安全系數S=1.4,得：

上遍1=001518

?1

%%=mi石

0三

（4）計算—j—7

（5）查取齒形系數

m=1.5

（6）查取應力校正系數

Vk

（7）計算大，小齒輪的CFI并加以比較

N▼4

ZTE

a=^2

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒

根計算的模數，由于齒輪模數m的大小要緊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（即模數與齒數的乘積）有關，可取由接觸強度算得的模

數1.14并就近圓整為標準值m=L5mm,按接觸強度算得的分度

圓宜徑d尸43.31mm,算出小齒輪齒數B2=42

74用31BI=47

Q28

m15

大齒輪齒數

取Z2=u3

這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒

根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。

6）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B2-42,B|-47

7）驗算

?=L3

合適

3.低速級齒輪的設計

必產1.0

3）齒輪類型，精度等級，材料及齒數的選定

①如圖所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動

②運輸機為通常工作器，速度不高，因此選用7級精度

多TLS8

③材料選擇，乂查表選擇小齒輪材料為40Cr,硬度為280HBS,

大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS,二者材料硬度差為

40HBSo

2）選小齒輪齒數名*,大齒輪齒數為:

Z』=必》=i;EMBEDEquation.DSMT4

取Z』81

3）.按齒面接觸強度設計

由設計計算公式（10-9a）試算，即:

確定公式內的各數值

(1)試選載荷系數

⑵小齒輪傳遞的轉矩咨紜說。

S=1

(3)查表選取齒寬系數必產1°

(4)查表取材料的彈性影響系數

皿

(5)杳表得

小齒輪弓

大齒輪

(6)計算應力循環次數：

2\^—^=?-------------

A431

(7)查表得接觸疲勞壽命系數41#w1G

Y^=L3

(8)計算接觸疲勞許用應力為：Z^^SS

取失效概率為1%,安全系數S=l,得：

4)計算

-=l1.5

(1)試算小齒輪分度圓直徑d2M代入［C%］中較小的值h

?=I.CF

^r^r^'ZF^

(2)計算圓周速度v

V*-H==-------------------力

<^CGDE><€^?GD€>

(3)計算齒寬b

（4）計算齒寬與齒高之比b/h

6R22I

模數□5

齒高

b68221

=11旦

5QM

（5）計算載荷系數

根據v=l.33m/s,7級精度。查表得動載系數4T<5

陵TO?72

直齒輪，假設匕，查表得

m=2.75

查表得使用系數為"3€

由表查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時

-=11.5

由4

芍查圖得

5產L4,故載荷系數為:4“k31*立

（6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑

（7）計算模數m

m=d2/Z3=71.458/26mm=2.75mm

5）按齒根彎曲請度設計

由[1]10-5式彎曲強度的設計公式為:

確定公式內的各計算數值

①由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限

大齒輪的彎曲疲勞極限6方口4*

②由圖查得彎曲疲勞壽命系數

Zy八K一乏。

③計算彎曲疲勞許用應力：

取彎曲疲勞安全系數8=1.4,得：

=001448

[/L

④計算載荷系數

⑤查取齒形系數

由表查得右三左纂^^2

⑥查取應力校正系數m=2.5

由表查得—a、**■

YY

iFa1Sa

Z=28

⑦計算大，小齒輪的阿"并加以比較3

Z4=87

]

R^knwh

d3=70

d4=217.5

設計計算:

a=143.75

b=70

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數in大于由齒輪B4=70

計算的模數，由于齒輪模數的大小要緊取決于彎曲強度所決定的承

mB3=75

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(即

模數與齒數的乘積)有關，可取由接觸強度算得的模數，就近圓整為

標準值m=2.5mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d2=71.458mm,算出

小齒輪齒數

大齒輪齒數

取4二87

6)幾何尺寸計算

(1)計算分度圓直徑

⑵計算中心距

(3)計算齒輪寬度

取B4=70,B3=75

六軸的計算

I.初步確定各軸的最小直徑

估算軸的最小直徑，選取軸材料為45鋼，調質處理，由于所受彎矩

4=)---

較小，載荷平穩，因此查表取【'】=35o有公式Y0羽］

算得3=2

輸出軸的最小徑顯然是安裝聯軸器處的直徑，為了使所選軸與聯軸器

吻合，故需同時選取聯軸器型號，查機械設計手冊選取LT4型彈性柱

消聯軸器，公稱轉矩63四，軸孔直徑28mm與軸配合長度為40mm。

?ms

654

2.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑與長度

第一段軸：由于聯軸器軸孔直徑為38mm，與軸配合長度40mm,因此

第二段軸：此處裝配軸承，取4Ms選用軸承型號為6207軸

孔直徑為35,寬度為17。因此設計軸段

第三段軸：此處為定位軸段，取夕

第四段軸：此處做成齒輪軸，由于齒輪寬度為47mm因此去

第五段軸：定位軸段，用于與套筒配合，去H~

第六段軸：裝配軸承，

②中速軸的最小直徑

1、選取軸材料為45鋼，調質處理，由于所受彎矩較小，載荷平穩，

因此查表取［：1=35

—W5Z在

2、根據定位要求確定軸的各段直徑與長度

第一段軸：此處裝配滾動軸承，選擇軸承型號為6207,為了使軸

承軸向固定，使I大于軸承寬度，因此取4=^^,4=由皿

第二段軸：此處裝配低速級小齒輪，為了方便小齒輪軸向定位，因此

軸段的長度要小于齒輪寬歸

第三段軸：此處為定位軸肩，取口^

第四段軸：此處裝配高速級大齒輪，為了方便齒輪的軸向定位，所設

計軸段的長度要小于齒輪寬度，因此取力下*?6Pl

第五段軸：此處裝配軸承，

③低速軸的最小直徑

1,選取軸材料為45鋼，調質處理，由于所受彎矩較小，載荷平

穩，因此查表取］=30

2、根據定位要求確定軸的各段直徑與長度

第一段軸：此處裝配滾動軸承，選取軸承型號為6211,軸承寬度為

21,額定動載荷為33.5,內孔徑為55,因此設計第一段軸

第二段軸：此處裝配齒輪，由于低速級大齒輪寬度為70mm,因此取

第三段軸：此處為定位軸段，

第四段軸：此處安裝滾動軸承，取

第五段軸：此處與鏈輪的輪轂配合，由于有鍵槽同時是該軸徑的最小

處，因此取該軸段直徑

軸強度校核：按彎曲扭轉合成強度

I.低速軸

（1）輪齒的受力分析及支反力分析

深溝球軸承的受力點在其寬度的中心，作為簡支梁的軸的支承跨距

水平面支反力

…Zfxl105___

-N=^5JZz

fim

■ctr^FF

垂直面支反力

Hi汕

垂直面上的彎矩分別為

2l^=€

水平面上產生的彎矩分別為

^>^>■1?■?■■■+1-

合成彎矩八方多不一^

(2)做出彎矩圖：

M

（3）校核該軸的強度

進行校核時，通常只校核軸上承受的最大彎矩強度。

已知軸的彎矩與扭矩后，可對危險截面做彎扭合成強度計算，按第三

強度理論

為了考慮兩者循環特性的不一致影響，引入折合系數〃，則計算應力

為

由于該軸的扭轉切應力為脈動循環應變力，因此取一^至，對直徑

為d的圓軸，彎曲應力為3,扭轉切應力”72W,將

b不女帶入上式得：

式中：嘰。為軸的計算應力

M為軸所受的彎矩

T為軸所受的扭矩

W為軸的抗彎截面系數

w-J為對稱循環應變力時軸的許用彎曲應力

由于高速軸的第一段是根據扭轉強度設計，因此不用校核，從彎扭矩

圖中能夠看出，危險截面為B點，因此由公式得

查表得45號鋼調質的許用彎曲應力。=60，W〃

由于京因此該軸強度安全。

(4)軸上鍵的選擇

由于鍵槽是開在軸端，因此選擇C型單圓頭平鍵，由軸徑為28mm查

表選取鍵的長、寬、高分別為L=40,b=8,h=7,材料為鑄鐵

鍵的強度計算：

假設載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵的強度條件為

2Txl()3

百尸AZz/工⑹

T：傳遞的扭矩N.m

K：鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，K=0.5h,mm

L：鍵的工作長度mm

d：軸的直徑

〃/：鍵、軸、輪轂三者中最弱的材料的許用壓應力

2><2LCxiC3一

'Q5><Z><Sx28

由于三中最弱的材料為鍵，查表得鑄鐵的“"二55,

叫=13.8吟《

因此強度合格

II中速軸

（1）輪齒的受力分析及各支反力分析

大齒輪1

小齒輪2

國T0

水平支反力

垂直面上產生的彎矩為

M=153

O

“=€

水平面上產生的彎矩為

(3)校核該軸的強度

進行校核時，通常只校核軸上承受的最大彎矩強度。

已知軸的彎矩與扭矩后，可對危險截面做彎扭合成強度計算，按第三

強度理論

為了考慮兩者循環特性的不一致影響，引入折合系數。，則計算應力

為

由于該軸的扭轉切應力為脈動循環應變力，因此取對直徑

"Lr=^=—

為d的圓軸，彎曲應力為W,扭轉切應力“72W,將

4口。帶入上式得：

式中：嘰，為軸的計算應力

M為軸所受的彎矩

T為軸所受的扭矩

W為軸的抗彎截面系數

為對稱循環應變力時軸的許用彎曲應力

由于高速軸的第一段是根據扭轉強度設計，因此不用校核，從彎扭矩

圖中能夠看出，危險截面為C點，因此由公式得

查表得45號鋼調質的許用彎曲應力10-J=60”?

由于氣垂石］因此該軸強度安全。

（4）傳動軸健的選擇

由于鍵是用來連接齒輪的，因此選擇圓頭平鍵

大齒輪鍵:大12、h=8、L=32

小齒輪鍵：小12、h=8、L=63

由于所傳遞的扭矩相同，i1此只需須校核接觸長度較小的大齒輪鍵

由于三者中最弱的材料為遴，查表得鑄鐵的

因此強度合格

HI高速軸

(1)輪齒的受力分析及支反力分析

垂直面支反力

導毋力

水平面支反力

1CD

垂直面上的彎矩為

A^=C

M=C

水平面上產生的彎矩為

合成彎矩為

(2)做出彎矩圖

(3)校核該軸的強度

進行校核時，通常只校核軸上承受的最大彎矩強度。

已知軸的彎矩與扭矩后，可對危險截面做彎扭合成強度計算，按笫三

強度理論

為了考慮兩者循環特性的不一致影響，引入折合系數0,則計算應力

為

由于該軸的扭轉切應力為脈動循環應變力，因此取對直徑

一

為d的圓軸，彎曲應力為W,扭轉切應力二”7」2W,將

b利女帶入上式得：

M為軸所受的彎矩

T為軸所受的扭矩

W為軸的抗彎截面系數

歷-J為對稱循環應變力時軸的許用彎曲應力

由于高速軸的第一段是根據扭轉強度設計，因此不用校核，從彎扭矩

圖中能夠看出，危險截面為C點，因此由公式得

查表得45號鋼調質的許用彎曲應力m-J=60A/匕

由于氣口田，因此該軸強度安全。

（4）傳動軸鍵的選擇

連接齒輪的鍵選擇圓頭平鍵，連接輪毅的鍵選擇半圓頭平鍵，取輪轂

寬度為4Umm,因此查表取鍵的規格為

齒輪鍵：b=18、h=lkL=63

輪轂鍵：b=14xh=9、L=36

輪轂鍵的校核:

---------=----------------------

選取鍵的材料為鋼，［。目=120,?出多L因此強度合格

齒輪鍵的校核：

選取鍵的材料為鑄鐵，［加=坐二84可1,因此強度合格

七.軸承的選擇

1.初步確定軸承

根據第四步軸的計算能夠初步確定軸承為深溝球軸承，這是由于該

減速器要緊受到徑向的載荷，軸向力很較小。深溝球軸承足夠承受軸

向力。各軸的軸承具體型號初步選定為：

低速軸：深溝球軸承6211型GB/T276—1994；

中速軸:深溝球軸承6207型GB/T276—1994；

高速軸,深溝球軸承6207型GB/T276—1994,

2.校核軸承

傳動軸

傳動軸使用的滾動軸承為6207,其基本額定動載荷為19.8KN,徑向

力最大處的,工為:

1）求比值

軸承所受徑向力3n

所受的軸向力圮圮

”二0Jo

它們的比值為產r工

根據⑶表13-3,深溝球軸承的最小e值為0.22,故如今

FF

—ye—ye

FrFro

2）計算當量動載荷P,根據

查表X=l,Y=0,取方=1方=1。則

3）驗算軸承的壽命

按要求軸承的最短壽命為

3）驗算軸承的壽命

（小三關于球軸承取3）因此所選的軸承6207滿足要求。

低速軸

由于低速軸所承受的徑向壓力較大，因此選用6211深溝球軸承，其

當量動載荷為33.5KN

I）求比值

軸上B處軸承所受徑向力

從上面兩式能夠得出最大徑向力為2836N

所受的軸向力與3s石9s

"=0竺=0

它們的比F值為「F「

F,Fa

查表深溝球軸承的最小e，直為0.22,故如今F「Fr。

2）計算當量動載荷P,根據

（工作時間），根據下式

八.箱體及其附件的結構設計

1）減速器箱體的結構設計

箱體使用剖分式結構，剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設

計：

1.確定箱體的尺寸與形狀

箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚

6"

根據經驗公式：（T為低速軸

轉矩，N-m）

可取各毛切W加。

為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接

部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。

2.合理設計肋板

在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了惻壁的彎曲變

形。

3.合理選擇材料

由于鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器

的受載不大，因此箱體可用灰鑄鐵制成。

2）減速器附件的結構設計

（1）檢查孔與視孔蓋

檢杳孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側

間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區的位

置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它與箱體之間

加密封墊。

（2）放油螺塞

放油孔設在箱座底面最低處，其鄰近留有足夠的空間，以便于放

容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其鄰近形成凹坑，以便

于油污的匯合與排放。放油螺塞為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油

孔的接觸面處加封油圈密封。

（3）油標

油標用來指示油面高度，將它設置在便于檢查及油面較穩固之

處。

（4）通氣器

通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內溫

度升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設置在檢

查孔上，其里面還有過濾網可減少灰塵進入。

5）起吊裝置

起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設有吊孔，箱座

凸緣下面設有吊耳，它們就構成了起吊裝置。

（6）起蓋螺釘

為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰

動此螺釘頂起箱蓋。

（7）定位銷

在箱體連接凸緣上相矩較遠處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔

的加工精度與裝配精度。

箱體材料選為灰鑄鐵，參考［2］表157,尺寸設計如下：

名稱符尺寸/mm

號

底座壁厚8

箱蓋壁厚8

底座上部凸緣耳1.5^=12

厚度

機蓋凸緣厚度

%12

底座下部凸緣2.55=20

h2

厚度

地腳螺釘dfM=20

地腳螺釘數目n4

軸承旁螺栓徑

4M=16

底座與箱蓋連