1、 机械设计课程设计说明书 设计题目 : 减速机设计 设 计 : 叶水 福 日 期 :2015 年 5 月 4 日 摘 要 运输机械用减速器（ JB/T9002-1999）包括：二级传动硬齿面 DBY 和中硬齿面 DBZ 两个系列及三级传动硬齿面 DCY和中硬齿面 DCZ 两个系列。第一级传动为锥齿轮，第二、第三级传动为渐开线圆柱齿轮。锥齿轮齿形为格里森弧线齿或克林根贝尔格延伸外摆线齿。齿轮及齿轮轴均采用优质合金钢锻件。硬齿面经渗碳、淬火磨齿，齿面硬度为：齿轮轴 58-62HRC；齿轮 54-58HRC。圆柱和圆锥齿 轮精度分别不低于GB/T10095 和 GB/T11365 中的 6 级。中硬
2、齿面减速器的锥齿轮采用硬齿面，圆柱齿轮采用调质、精滚，齿面硬度为：齿轮轴 306-332HB，大齿轮 273-314HB，齿轮精度为 7 级。 这种减速器主要适用于运输机械，也可用于冶金、矿山、石油、化工等通用机械 .其工作条件为： a. 输入轴最高转速不大于 1500r/min； b. 齿轮圆周速度不大于 20m/s； c. 工作环境温度为 -40 45 度，当环境温度低于 0 度时，启动前润滑油应预热。 从以上资料我们可以看出齿轮减速器结构紧凑、传动效率高、 运行平稳、传动比大、体积小、加工方便、寿命长等等 .因此，随着我国社会主义建设的飞速发展，国内已有许多单位自行设计和制造了这种减速器
3、，并且已日益广泛地应用在国防、矿山、冶金、化工、纺织、起重运输、建筑工程、食品工业和仪表制造等工业部门的机械设备中，今后将会得到更加广泛的应用。 本文首先介绍了带式输送机传动装置的研究背景，通过对参考文献进行详细的分析，阐述了齿轮、减速器等的相关内容；在技术路线中，论述齿轮和轴的选择及其基本参数的选择和几何尺寸的计算，两个主要强度的验算等在这次设计中所需要考虑的一些技术问题做了介 绍；为毕业设计写作建立了进度表，为以后的设计工作提供了一个指导。最后，给出了一些参考文献，可以用来查阅相关的资料，给自己的设计带来方便。 关键词 电动机，齿轮，轴，圆锥 -圆柱齿轮传动减速器目录 第一节 前言（题目分
4、析和传动方案的拟定及说明） 第二节 电动机的选择和计算 第三节 齿轮的设计和计算 第四节 轴的设计和校核 第五节 轴承的选择及寿命计算 第六节 键的校核 第七节 箱体的设计计算 第八节 轴承的润滑及密封 第九节 设计结果 第十节 小结 第一节 前言 慢动卷扬机传动装置设计 推力机的原理是通过螺旋传动装置给推头传替力和运动 速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。 1 原始数据 （ 1） 钢绳的拉力 F =18（ kN） （ 2） 钢绳的速度 V=11 （ M/Min） （ 3） 滚桶的直径 D=300 （ mm） （ 4） 工作情况：三班制，间歇工作，载荷变动小。 （ 5）
5、 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度 35 C 左右。 （ 6） 使用折旧期 15 年， 3 年大修一次。 （ 7） 制造条件及生产批量，专门机械厂制造，小批量生产。 第二节 电动机的选择 一 .初步确定传动系统总体方案如下图 所示。 （ 1）由已知得： 则工作机的转速 V= min/11m 则由下面公式可求 Pw 执行机构的输出功率 PW = 1000VF ，其中 F-工作阻力即套筒钢绳的拉力， V-钢绳的速度。 对于蜗杆传动，采用封闭式传动，对于蜗轮副的传动效率在 1=（ 0.70-0.75）之间，则选取 1=0.72，传动比在 10-40 之间 对于圆 柱齿轮也采用闭式窗洞，传动效率
6、在 2=（ 0.94-0.98）之间 则选取 2=0.96，传动比在 3-6 之间。 对于联轴器功率选取 3=0.99 那么总的传动装置的总效率 123 0.72 0.96 0.99 0.68； 为 蜗轮 的传动效率， 为齿轮的效率， 3 为联轴器传动的效率（齿轮为 7 级精度，稀油润滑）。 电动机所需工作功率为： PdaFV1000= 68.0601000 10001118 =4.8kW (2)确定电动机的转速 卷筒的工作转速为 N= DV1000 m in/67.113 0 0 111 0 0 0 r 根据上面确定的蜗杆传动比为 10-40 之间，圆柱齿轮的传动比在 3-6 之间。则总的传
7、动比在 i 总 =30-240 之间，而根据总的窗洞比可以算出电动机的转速为 Nd=i 总 （ 30-240）=355.8-2846.4r/min 则根据转速和电动机的功率可以查表得：符合这个转速的有， 1440 r/min， 960 r/min，2900 r/min 根据容量和转速，查机械手册得以下几种电动机的型号 ： 方案 电动机型 号 额定功率 Ped/kW 电动机转速r/min 效率 功率因数 噪声 质量 同步转速 满载转速 1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 85.5% 0.87 83 64 2 Y132S-4 5.5 1000 960 85.5% 0.84 78 68
8、 3 Y132M2-6 5.5 1500 1440 85.3% 0.78 91 85 综上考虑，可以选择 Y132S-4 型号电动机 三 .传动装置的总传动比和传动比分配 则根据电动机选者好后代原则，蜗杆的传 动比可以初步设定一级传动蜗杆的传动比为i1=30，二级传动的齿轮传动的传动比设定为 i2=3.2。 （ 1） 总传动比 由选定的电动机满载转速 n0 和工作机主动轴转速 n3，可得传动装置总传动比为 i n1/ n4 67.11960 84 （ 2） 传动装置传动比分配 i i i 式中 i ， i 分别为减速器的一级传动蜗轮级齿轮和二级传动齿轮的传动比。 一级蜗轮的传动比取 i 21，
9、则二级齿轮的传动比为 i i / i 84/21 4 四 .传动装置运动和动力参数的计算 （ 1） 各轴转速 n2 n1 960r/min n3 n1/i1 960/21 46 r/min n4 n1/ （ i i ） 960/82=11.67r/min （ 2） 各轴输入功率 P1 = 5.5 0.99=5.445KW P2 =5.445 0.72 0.98 0.99=3.83KW P3= 3.83 0.98 0.99=3.68KW P4 =3.68 0.99 0.98=3.58 KW （ 3）各轴的输入转距 mNr kWnPT d 7.54m in/9 6 0 5.59 5 5 09 5
10、5 0 12 mNr kWnPT 82.813m in/46 68.3955039550 33 mKNr kWnPT 079.3m i n/68.11 58.395509550 444 运动和动力参数计算结果整理与下表 轴名 效率 P（ KW） 转距 T (NM) 转速 n min/r 传动比 i 输入 输出 输入 输出 电动机 5.5 5.49 960 轴 5.445 5.444 54.7 54.7 960 21 轴 3.92 3.9 1169.8 1169.8 46 4 轴 3.763 3.76 3594 3594 11.67 第三节 齿轮的设计 一 斜齿轮的设计要求： （ 1）选顶齿轮类
11、型，精度，材料及齿数，设计的寿命为 15 年（每年工作 300 天） （ 2）本方案为二级传动为斜齿轮传动， （ 3）由 于转速不太快，可采用一般的 7 级等级 （ 4）材料由表 10-1 选择齿轮材料： 材料选择，由表 10 1 选择两小齿轮材料都为 40Cr（调质）、硬度为 280HBS；两大齿轮材料都为 45 号钢（调质）、硬度为 240HBS，两者材料硬度差为 40HBS.。 （ 5）取小齿轮齿数为 Z1=24 大齿轮的齿数为 Z2=4 24=96 则去 Z2=96，一般 1510 ，则在这里取 14 二 .按齿面接触强度设计 由设 计计算公式（ 10a-9）进行试算，即 3 21 )
12、()1(32.2HEdtdt ZuuTk 确定公式内的各计算数值： （ 1）试选定载荷系数 tK 1.6 （ 1）计算小齿轮的转距： mNnPT 23111 1092.66.11/83.3105.955.95 （ 3）由图 10-30 中可以选取 ZH=2.433 （ 4）由图 10-26 查得 87.02,78.01 aa ，那么 65.121 aaa 。 （ 5）许用接触应力 2/)21( HHH =（ 539+576） /2=531.25Mpa mNnPT 23111 1092.66.11/83.3105.955.95 由表 10-7 锝 1d 由表 10-6 得 ZE=189.8Mpa
13、 由表 10-21 查得小齿轮疲劳强度 mpaH 55lim 由公式 10-13 计算循环次数 N1=60n1jLh=60 11.68 (2 8 300 15)=5.045 810 N2=N1/4=1.26 810 则由 10-19 查表得 疲劳寿命系数 KHN1=0.96 KHN2=0.98 那么许用应力计算取失效率 1% 安全系数为 1 由公式 10-12 得 1 l i m 11 0 . 9 6 6 0 0 5 7 6H N HH K M P aS 2 l i m 22 0 . 9 8 5 5 0 5 3 9H N HH K M P aS 2） 计算 计算小齿轮的分度圆直径 ,1td 代
14、入 H 中的较小值 3 21 )()1(292.2HEHddtZHZuuaKT =100 计算圆周速度 v：（ 3）计算齿宽 b= d d t1 1 105105* smndv t /83.0100060 11 计算齿宽与齿高之比 b/h 和模数 m b=d1* d =105 模数： m= dt1 4.424/c o s1 2 6c o s1 z齿高： h=2.25m=2.25 9.94.4 则 b/h=126/9.9=12.72 计算载荷系数 根据 v= 0.83m/s ， 7 级精度 ,由 10-8 查得动载系数 Kv =1.02 取 2.1 FH KK 由表 10 4 查得使用系数： 1
15、.0AK 由表 10 9 查得 31 . 0 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 0H d dKb 31 . 0 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 1 ) 1 0 . 2 3 1 0 1 3 0 . 4 1 . 4 3 则由表 10-13 得 1.36FK 故载 荷系数 1 1 . 0 2 1 . 2 1 . 4 3 1 . 7 6A V H HK K K K K 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 311ttKdd K mm1006.1 76.1126 31 计算模数 m： m= dt1 64.424/c o s100c o s1 z取 m = 4.5
16、3）按齿根弯曲强度设计： (1)由式 10 17 得弯曲强度的设计公式为 21312 ()F a San d a FKT Y CO S YYm z 三 确定各项参数： 1)计算载荷系数： 1 1 . 0 2 1 . 2 1 . 3 6 1 . 6 6 5A F V FK K K K K 2）从图 10-28 查得螺旋角影响系数 1.9 从图 10-28 查得螺旋角影响系数 0.88Y 3）计算当量齿数 11v zz 3 324= = 2 6 . 2 7 ，c o s c o s 1 4 同理得 Zv2=102.12 4)计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数， S=1.4，由表 10-20
17、C 查得弯曲疲劳强度极限小齿轮为 MPaFE 5001 ，大齿轮的弯曲强度极限为 则可得 MPaFE 3802 F 1 = 29.3144.1 50088.011 SK FEFN F 2 = 72.2 4 94.1 3 8 092.022 SK FEFN 5)查取齿型系数查表 10-5 得 Y 592.2Fa ， Y 2.22Fa ， 查取应力校正系数得： Y 59.11sa , Y 774.12sa 6）计算大小齿轮的1 FSaFaYY ，并加以比较： 0 1 3 1 6.0 1 11 F SaFa YY 0 1 5 7 5 6.0 2 F SaFa YY 大齿轮的数值大。 根据大齿轮数值来
18、算则： 21312 ()F a San d a FKT Y CO S YYm z 6.30 1 5 7 5 6.088.065.1241 14c o s1092.66 6 5.123 2 5 对此计算结果由齿面接触疲劳计算法得 Mn 大于齿根弯曲疲劳强度计算法面模数去 Mn=4mm，可以满足接触疲劳强度，需要接触疲劳强度算得分度圆直径 d mmmz 6.10811 ,来计算应有的齿数 Z1 263.264 14c o s6.1 0 8c o s1 md ,那么 Z 1042642 , 则有 i=Z2/Z1=4 误差 =（ 4-4） /4=0 符合要求 四 几何中心的计算 1） d mmmz 2
19、.10714c o s431c o s11 , d mmmz 2.42014c o s4104c o s22 2）计算中心距： a= mmMzz n 2 6 814c o s2 41 0 426c o s2 21 3） 计算齿轮宽度： b=d1* d =100mm 取 B2=105,B1=100 4） 验算： Ft= mNd T 69.3722 1 2 N mNmNtA b FK 39.3110 69.3721 100N m 二 二级传动蜗轮齿轮的传动设计 采用渐开线蜗杆 GB/T 10085-1998，根据库存材料的情况，并考虑到传动的功率不太大速度也不太大，故蜗杆用 45 钢，因需要效率高
20、些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 45-55HRC，蜗轮用铸锡磷青铜 110UnZC Z P ，金属模铸造，为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮 芯用灰铸铁 HT100 制造。 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度， 传动中心距 23 2()Ez zca KT H1） 按 Z1=1，有上面所设计的 72.0 则 1 7 9 7 2 8 646960 72.0455.5109 5 5 01055.9 32162 NN PT 2） 确定载荷系数 K： 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 K 1，由表
21、选取使用系数AK 1.15 ，由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 VK 1.05 ，则AVK K K K 1 .0 5 1 .1 5 1 1 .2 1 3） 确定弹性影响系数： 因选用的是铸锡磷青 铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 EZ =160 1/2MPa 4） 确定接触影响系数： 先假设蜗杆分度圆直径和中心距的比值为 1da =0.35，可查得 Z =2.9 5） 据蜗轮材料可从表中查得蜗轮的基本许用应力 H =268 MPa 应力循环次数N=60j 2hnL = 3.836* 710 寿 命 系 数 787104 .0 1 3 1 0HNK =0.84 则 H HN HK =225.27MPa
22、 6）则中心距为 a= 23 2 ()Ez zca KT H=209.7mm,因 i =21，故按 1Z =1 计算 ，从表中取模数 m =8，蜗杆的分度圆直径为 d1=64mm, 这时 1da =64/209=0.306，从图可查得接触系数 Z =2.65，因为 Z Z 因此上计算结果可用。 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 1） 蜗杆 轴向齿距 Pa = m=25.133mm 直径系数 1dq m10，齿顶圆直径 da1=92mm， *11 2fad d h m c =44.8mm 分 度圆 导 程角 5 4238 蜗 杆的 轴 向齿 厚aS = 1 0 . 5 3 . 1 4 8 1 2 . 5 62 m m m 2） 蜗轮
