1、- 1 -空心坯减径机副减速器设计全套图纸，加153893706目 录摘要ABSTRACT第一章、传动方案的拟定及说明1.1传动方案 1第二章、电动机的选择2.1电动机的选择 2第三章、铸造减速器箱体 3.1 铸造减速器箱体主要结构尺寸 4第四章、轴的设计计算 4.1 高速轴的计算 54.2 低速轴1的计算 74.3 中间轴1的计算 94.4 低速轴2的计算 114.5 中间轴2的计算 13第二章 电动机的选择- 2 -第五章、滚动轴承的选择及计算5.1 滚动轴承的选择及计算14第六章、传动件的设计计算6.1 选精度等级、材料及齿数 15第七章 连接件的选择及润滑7.1 键连接的选择及校核计算
2、 197.2 连轴器的选择 197.3 减速器附件的选择 207.4 润滑与密封 20第八章 减速器装配图的绘制及技术说明208.1 装备图的总体规划 218.2 绘制过程 218.3 完成装配图 238.4 相关技术说明 29结语 32参考资料目录 33致谢 34- 3 -第一章 传动方案的拟定及说明1.1 传动方案：空心坯减径机副减速器设计，减速机传动装置的设计、加工水平一定程度上代表了国家机械行业基础零部件的技术水准，因此提高减速机的设计、制造和应用水平，对于提高机械工业整体水平具有重要意义。传动简图如图所视：其传动方案为：电动机带传动机齿轮传动滚筒该传动方案分析如下：1 由于带传动承载
3、能力较低，结构尺寸较其他形式大，故应放在传动系统的高速级，此时转速较高，在传递相同功率时的转矩减小，从而使带传动获得较为紧凑的结构尺寸，除此之外，带传动工作平衡，能缓冲吸振，被广泛应用。2 齿轮传动承载能力较高，传递运动准确、平衡、传递功率和圆周速度范围很大，传动效率高，结构紧凑。3 斜齿圆柱齿轮传动的平稳性，较直齿圆柱齿轮传动好，故有平稳性要求时，可采用斜齿第二章 电动机的选择- 4 -圆柱齿轮传动。根据以上分析可得：将带传动放在传动系统的高速级，齿轮传动放在传动系统的低速级，传动方案较为合理。此外，根据本课题要求，该减速器采用展开式。第二章 电动机的选择2.1 电动机的选择：工业上一般使用
4、三相交流电源，因此，当无特殊要求时均应选用交流电动机，其中以三相交流电动机使用最为广泛。我国新设计的Y系列三相鼠笼式异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，起结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的场合，以及要求具有较好起动性能的机械。电动机的型号的确定主要依据电动机的额定功率和同步转速。1 按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机2 选择电动机容量工作机所需容量为：Pw = FwVw/1000wKw式中Fw=34KN Vw=27.1m/s 带式输送机效率 w=0.94Pw=3.4103/10000.94=97.92Kw电动
5、机的输出功率为：P=Pw/式中：为电动机至滚筒主动轴之间的传动装置总效率根据传动简图可查得：V带传动效率w=0.95 ， 三对齿轮副效率 w = 0.97；一对滚动轴承效率w=0.99；联轴器w=0.98；由此可得=12234=0.95x0.973x0.994x0.98=0.816P0=Pw/0.816=97.92/0.816=120kn一般电动机的额定功率PM=（11.3）P 0=（11.3）X120=120156kw经查可取电动机额定功率为P M=150kw- 5 -3 确定电动机的转速滚筒转速为：n w=60x1000Vw/D=260r/minV带传动比：i 1=24三级圆柱齿轮传动比i
6、 2=35则总传动比范围为i= i 1 i2=(2x3)(4x5)=150电动机可选择的转速范围应为n=inw=(620)x260=15605200r/min电动机同步转速符合这一范围的型号为Y315s-2，其满载转速为n m=2970r/min，输入转速：750r/min。二、计算传动装置的总传动比并分配各级传动比1 传动装置的总传动比I=n m/ nw=2970/53=562 分配各级传动比I= i 1 i2为使V带的外轮廓尺寸不致过大，初选传动比i 2=2则齿轮传动比为：i 2=9 i3=63 计算传动装置的运动和动力参数以下各轴符号代表：O轴电动机输出轴； 轴减速器中的高速轴；轴齿轮轴
7、； 轴中间轴；轴减速器中的低速轴； 轴低速轴；n0=nn= 2970r/min; n = n0/ i1=1485r/min;n = n / i2=165r/min; n = n /i3=27.5r/min;nw = n =27.5r/min各轴功率；P0=120kw; P = P01=120x0.95=114kw;P = P 23 =114x0.97x0.99=109.47kw ; P = P 23 =109.47x0.97x0.99=105.13kw; P = P 23 =105.13x0.97x0.99=100.95kw;P = P 34=100.95x0.99x0.98=97.95kw;
8、第二章 电动机的选择- 6 -各轴转矩；T0=9.55x106 P0/ n0=9.55x106x120/2970=3.86x105 NmT =9.55x106 P0/ n = 9.55x106 114/ 1485=7.33x105 NmT =9.55x106 P / n =9.55x106 x109.47/ 1485=6.28x105 NmT =9.55x106 P / n =9.55x106 x105.13/ 27.5=3.65x107 NmT =9.55x106 P / n =9.55x106x x100.95/ 27.5=3.51x107 NmT =9.55x106 P / n =9.5
9、5x106 x97.95/ 27.5=3.40x107 Nm第三章 铸造减速器箱体主要结构尺寸- 8 -第三章 铸造减速器箱体主要结构尺寸3.1 铸造减速器箱体主要结构尺寸:1、箱座壁厚： 0.025a+382 地脚螺栓直径d 1：d10.036a+12163 地脚螺栓数目n：nL+B/200300 4n=104 轴承座尺寸D 1 、D 2 、D 3 、D 4、D 5：D1=34 D2= 45 D3= 49 D4= 60 D5=555、箱体结合面处联接间距e：e 180cm6 轴承座两旁的联结螺栓问题：S 10cm- 9 -第四章 轴的计算4.1 高速轴的计算：1 选择轴的材料并确定许用应力：
10、1 选用正火处理2 经查得强度极限 b600 Mpa；3 查得许用应力 -1b=54 Mpa2 确定轴输出端直径d min;1 按扭转强度估算输出端直径2 取A=10，则d=30cm考虑有键槽，将直径增大5%，则d35cm此段轴的直径和长度应和联轴器相符，选取TL5型弹性柱销联轴器，其轴孔直径为35cm，和轴配合部分长度为60cm，故轴输出端直径d min=35cm。3 轴的结构设计轴上零件的定位、固定和装配在该减速器中，16 可将齿轮充分分布在箱体内，17由于该齿轮轴只需联轴器的地方确定轴各段直径和长度段即外伸端直径d 1=35cm,其长度应比联轴器轴孔的长度稍 20短一些，21 取L1=5
11、8cm。段直径d 2=45cm,亦符合毡圈密封标 23 准轴径，24初选6409型深沟球轴承，其内径为45cm，宽度为29cm, L2=120cm.段齿轮，26 其相关数据为m4.5，27 z18，28 d360cm，29 L350cm段直径d445cm，31 长度L430cm绘制轴的结构设计草图，如图示第三章 铸造减速器箱体主要结构尺寸- 10 -由上述轴各段长度可算得轴支撑跨距L=150cm第四章 轴的计算- 12 -4 按弯扭合成强度轴的强度绘制轴受力简图（a ）绘制垂直面弯矩图（b）轴承支反力：FRAV=(FadH-FrL/2)/L=-400.5NFRBV=Fr+ FRAV=400.5
12、N计算弯矩：截面C 右侧弯矩MCN= FRBVL/2=23Nm截面C 左侧弯矩MCN= FRAVL/2=23Nm绘制水平面弯矩图（c）轴承支反力：FRAH = FRBH = Ft/2=1100N截面C 处的弯矩：MCH= FRAHL/2=62.7Nm绘制合成弯矩图（d）MC= 67Nm ; MC =67Nm绘制转矩图（e ）转矩：T=9.55x103P/n=217Nm绘制当量弯矩图（f）转矩产生的扭转剪应力，按脉动循环变化，取=0.6截面C 处的弯矩为Mec146Nm较核危险截面C的强度e= Mec /0.1d33=146x103/0.1x403=11.6854Mpa所以轴的强度足够- 13
13、-4.2 、低速轴1的计算:5 选择轴的材料并确定许用应力：选用正火处理经查得强度极限 b600 Mpa；查得许用应力 -1b=54 Mpa第四章 轴的计算- 14 -6 确定轴输出端直径d min;按扭转强度估算输出端直径取A=10，则d=30cm考虑有键槽，将直径增大5%，则d35cm此段轴的直径和长度应和联轴器相符，选取TL5型弹性柱销联轴器，其轴孔直径为35cm，和轴配合部分长度为60cm，故轴输出端直径d min=35cm。7 轴的结构设计轴上零件的定位、固定和装配在该减速器中，可将齿轮充分分布在箱体内，由于该齿轮轴只需联轴器的地方确定轴各段直径和长度段即外伸端直径d 1=35cm,
14、其长度应比联轴器轴孔的长度稍短一些，取 L1=58cm。段直径d 2=45cm,亦符合毡圈密封标准轴径，初选6409型深沟球轴承，其内径为45cm，宽度为29cm, L2=120cm.段齿轮， 其相关数据为m4.5，z18，d360cm，L350cm段直径d445cm，长度L430cm绘制轴的结构设计草图，如图示由上述轴各段长度可算得轴支撑跨距L=150cm8 按弯扭合成强度轴的强度绘制轴受力简图（a ）绘制垂直面弯矩图（b）轴承支反力：FRAV=(FadH-FrL/2)/L=-400.5NFRBV=Fr+ FRAV=400.5N计算弯矩：截面C 右侧弯矩MCN= FRBVL/2=23Nm截面
15、C 左侧弯矩MCN= FRAVL/2=23Nm- 15 -绘制水平面弯矩图（c）轴承支反力：FRAH = FRBH = Ft/2=1100N截面C 处的弯矩：MCH= FRAHL/2=62.7Nm绘制合成弯矩图（d）MC= 67Nm ; MC =67Nm绘制转矩图（e ）转矩：T=9.55x103P/n=217Nm绘制当量弯矩图（f）转矩产生的扭转剪应力，按脉动循环变化，取=0.6截面C 处的弯矩为Mec146Nm较核危险截面C的强度e= Mec /0.1d33=146x103/0.1x403=11.6854Mpa所以轴的强度足够4.3、 中间轴1的计算:轴的设计计算：拟定输入轴齿轮为右旋：1
16、初步确定轴的最小直径d =34.2mm2求作用在齿轮上的受力Ft1= =899NFr1=Ft =337NFa1=Fttan=223N；Ft2=4494NFr2=1685N第四章 轴的计算- 16 -Fa2=1115N3轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。III-IV段为小齿轮，外径90mm。IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度、 I-II段轴承宽
17、度为22.75mm，所以长度为22.75mm。、 II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，以 长度为16mm。、III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。、IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。、V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。、VI-VIII长度为44mm。4 求轴上的载荷66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故： Fa1=638NFa2=189N5精确校核轴的疲劳强度- 17 -1） 判断危
18、险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2） 截面IV右侧的应力截面上的转切应力为e= Mec /0.1d33=198x103/0.1x403=16.854Mpa轴选用45，调质处理 a) 综合系数的计算由经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中 ， 轴的材料敏感系数为 56， ，故有效应力集中系数为16查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 8，轴采用磨削加工，表面质量系数为 12，轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为26b) 碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为0.7 ， c) 安全系数的计算轴的疲劳安全系数为5故轴的选用安全。e= Mec /0.1d33=146x103
19、/0.1x403=11.6854Mpa4.4 、低速轴2的计算:1作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52初步确定轴的最小直径D=40cm3轴的结构设计1） 确定轴上零件的装配方案a) 轴上零件的定位、固定和装配在该减速器中，可将齿轮充分分布在箱体内，由于该第四章 轴的计算- 18 -齿轮轴只需联轴器的地方b) 确定轴各段直径和长度c) 段即外伸端直径d 1=35cm,其长度应比联轴器轴孔的长度稍短一些，取 L1=58cm。d) 段直径d 2=45cm,亦符合毡圈密封标准轴径，初选6409型深沟球轴承，其内径为45cm，宽度为29cm, L
20、2=120cm.i) 段齿轮，其相关数据为m4.5，z18，d360cm，L350cmk) 段直径d445cm，长度L430cm2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度g) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。h) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。i） 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。j) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。k) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以
21、该段直径选为46mm。l) 轴肩固定轴承，直径为42mm。m) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2） 各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑） ，轴承宽18.25mm，定为41.25mm。e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。f) 该段由联
22、轴器孔长决定为42mm- 19 -4按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45钢的强度极限为 54Mpa，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 强度足够。4.5、中间轴2的计算:1作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2初步确定轴的最小直径 D=45cm3轴的结构设计1） 轴上零件的装配方案2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-II II-IV IV-V V直径 60 70 75 87 长度 105 113.75 83 9 5求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm第四章 轴的
23、计算- 20 -第五章 滚动轴承的选择及计算- 22 -第五章 滚动轴承的选择及计算5.1 高速轴的轴承：1求两轴承受到的径向载荷2、 轴承30206的校核1） 径向力Fr1=Fr2=1000N2） 派生力F=0N3） 轴向力由于 ，Fa1/Fr1=0,故x1=1,y1=0所以轴向力为 Fa=5000N， 4） 当量载荷由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为Fa1/Fr1=0 故x1=1,y1=05） 轴承寿命的校核Lh=16667/n(ftC/P2)=2.3x107(h)5.2 中间轴1的轴承：1、 轴承32214的校核1） 径向力 Fr1=Fr2=8000N2） 派生力 F=0N3
24、） 轴向力 轴向力为 Fa=0N， 4） 当量载荷由于 Fa1/Fr1=0 故x1=1,y1=0 ,所以 ，取fp=1.1由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为P1=fp(x1Fr1+y1FA1)=1.1x(1x8000+0)=8800N5） 轴承寿命的校核Lh=16667/n(ftC/P2)=3.4x107(h)- 23 -第六章 传动件的设计计算6.1 选精度等级、材料及齿数:1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质） ，硬度为280HBS ，大齿轮材料为45 钢（调质） ，硬度为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2） 精度等级选用 7级精度；3） 试选小齿轮齿
25、数 z1 20，大齿轮齿数z2100的；4） 选取螺旋角。初选螺旋角14 2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式试算，即 dt 501） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt 1.6（2） 由图选取区域系数ZH 2.433（3） 由表选取尺宽系数d 1（4） 由图查得 1 0.75 ， 20.87 ，则 1 2 1.62（5） 查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（6） 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1600MPa ；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa ；（7） 由式计算应力循环次数N160n1jLh 601
26、92 1（2 83005）3.32 10e8N2N1/56.64 107（8） 查得接触疲劳寿命系数KHN1 0.95；KHN2 0.98（9） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1 ，安全系数 S1 ，由式得H10.95 600MPa570MPaH20.98 550MPa539MPa第五章 滚动轴承的选择及计算- 2 -第六章 传动件的设计计算- 26 -HH1 H2/2554.5Mpa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t 67.85（2） 计算圆周速度v = 0.68m/s（3） 计算齿宽b及模数mntb=d1t=167.85mm=67.85mmmnt= 3.39h=2.25m
27、nt=2.253.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4） 计算纵向重合度= =0.3181tan14 =1.59（5） 计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=0.68m/s,7级精度，由图查得动载系数KV=1.11；由表查的KH的计算公式和直齿轮的相同，故 KH=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42由表查得KF=1.36由表查得KH=KH =1.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得;d1=73.6mm（7） 计算模数mnmn =
28、 3.743按齿根弯曲强度设计由式mn 100Mpa- 27 -1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.031.41.36=1.96（2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.59 ，查得螺旋角影响系数 Y0。88（3） 计算当量齿数z1=z1/cos =20/cos 14 =21.89z2=z2/cos =100/cos 14 =109.47（4） 查取齿型系数由表查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5） 查取应力校正系数由表查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6） 计算FF1=500Mpa F2=380MPaKFN1=0.95 KF
29、N2=0.98F1=339.29Mpa F2=266MPa（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较m =0.0126m =0.01468大齿轮的数值大。2） 设计计算mn =2.4mn=2.54几何尺寸计算1） 计算中心距z1 =32.9，取z1=33z2=165a =255.07mm第六章 传动件的设计计算- 28 -a圆整后取255mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos =13 5550”3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1 =85.00mmd2 =425mm4） 计算齿轮宽度b=dd1b=85mmB1=90mm，B2=85mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160m
30、m，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。- 29 -第七章 连接件的选择及润滑7.1 键连接的选择及校核计算代号 直径32（mm ） 工作长度150 （mm ） 工作高度7 （mm） 转矩 400.5（N m） 极限应力56（MPa）高速轴 8760（单头） 25 35 3.5 39.8 26.012880（单头） 40 68 4 39.8 7.32中间轴 12870（单头） 40 58 4 191 41.2低速轴 201280（单头） 75 60 6 925.2 68.51811110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4由于键采用静联接，冲击
31、轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全7.2 连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，计算转矩为 所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84） ，但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩 217Nm轴孔直径 38cm， 轴孔长 10cm， 装配尺寸 857cm半联轴器厚7cm 三、第二个联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，计算转矩为 所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）第六章 传动件的设计计算- 2 -
