减速器设计说明书

1、WORD一、设计任务见任务书原件二、电动机的选择计算按工作要求条件选用三相异步交流电动机，封闭式扇冷式结 构,Y系列。1、选择电动机功率滚筒所需的有效功率：PFxV_ 3100x0- 65 -2.015kw1000 1000传动装置的总效率： = %恋电八3八4查表17-9确定个部分效率如下：皮带传动效率：=95齿轮啮合效率： 3=0.97 （齿轮精度为8级）滚动轴承效率：八2=99 （球轴承）联轴器效率：n3 =0. 99滚筒效率：H4=0.96传动总效率：R =0. 95x0. 97 xO. 99l x0. 99x0. 96=0. 816Pw 2. 015所需电动机功率p广 =-2. 46

2、9kwH 0. 816查设计资料表27-1，可选Y系列三相异步电动机Y100L2-4型， 额定功率Po=3kw ；或选Y系列三相异步电动机Y132S-6型，额定 功率Po=3kw ；均满足PoPr-2、选取电动机的转速P* = 2.015kw滚筒轴转速：n _60v_ 60x0.65 _414r/m.nw 兀 D 3. 14x0. 3?= 0. 0816Pr= 2.469kw方案号电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L2-43.01500142034.32Y132S-63.0100096023.2现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比较， 由表27-1

3、查得电动机数据，计算总传动比列于表1中。表1 ：电动机数据及传动比比较两种方案，方案1的减速器传动比更适合，由表27-2查得表2 :电动机型号为Y100L2-4，其主要性能如下电动机额定功率Po/ ku3电动机轴伸长度E/min60电动机满载转速no/(r/I 1420电动机中心高H/mm100电动机轴伸直径l)/min28堵转转矩/额定转矩T/P2.2三、传动装置的运动及动力参数计算1 分配传动比总传动比：= H = .U = 34.3nw 41.4根据设计资料表17-9可知i带=2-4取垢=2.8则减速器的传动比：iw = = 12. 25埠2- 8对减速器传动比进行分配时，为使两级传动浸

4、油深度相近，且避免中间轴大齿轮齿顶圆与低速轴不想碰，取双级齿轮减速器高速级的传 动比：ii2 = J1.35xi减=4. 061则低速级的传动比：i仝-驚 _3.012-3 i124.0672、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：0轴即电动机轴P.)=Pr=2.469kwno=1420r/mincP” c nr 2.469X10To=9. 55 = 9. 55x= 16.61N mn01420I轴：I轴即减速器高速轴Pi=Pi)- oi=Po- 7? o=2.469x0. 95=2. 346kwn _ 1420 _507工/皿命i 帝2.8P9 346xlO3Tl955 1 -9. 55x一441

5、8Nmn】507轴：n轴即减速器中间轴P2 =Pi i “ 2=2. 346x0. 97x0. 99=2. 253kwn?= = 124. 6r / mini124.067C ch 2.253x10sT2=9. 55 = 9. 55x= 172.66Nmm124.6Po=3kw n(i=1420r/niiniv=34. 3i “2. 8i *=12. 25 ii2=4. 061i=3. 012in轴：in轴即减速器的低速轴Po=2.469 kw n=142017m inTo=16. 61NmPi=2. 346 kwni=507r/minTi=44.18NmP尸2.253 8kw112=124.

6、 6r/minT2=172. 66Nm轴序号功率/KW转速/(r/min)转矩T/ N-m传动形式传动比效率“P； =P2 - ri r “2=2. 253x0. 97x0. 99=2.163kwn. 124. 6z .n；J=i2； = 3-012 =4k4r/minL= 9. 55-9. 55x2*163X 1)3 -499. IN mn341.4IV轴：IV轴即传动滚筒轴Pi=P3 - 2- 3=2.163x0. 99x0. 99=2.12kwni= ri3=4L4 r/minpo i9xin3L=9. 55 1 -9.55x -489. lN-mn441.4将上述计算结果汇总如下02.

7、 469142016.61带传动2.80. 95Pf2. 163kw 113=41. 4r/minT3=499.1 NmPdttlR对传动有利，按表4-6取标准值取ddi =100mm。 验算带速VV=山山。=31x100x1420 =7. 4m/s 60x100060x1000在525m/s之间故合乎要求。 确定从动轮基准直径dqdd2 =iddl = 2.8xlOO=280mni 查教材表 4-6 取=280nnn 实际从动轮转速n“和实际传动比i不计E影响，若算得匕与预定转速相差5%为允许。i-dd2 = 280-2. 8ddl 100n. -n - 1420-507r/min1 i 2

8、.8507-507=0%5%5074)确定中心距a和带的基准长度4 初定中心因没有给定中心距，故按教材书式4-25确定按：0. 7(dn+dd2)W a。W2(da493.5120符合要求6）确定带根数Z按教材书式4-29 :按教材书式4-19 单根V带所能传递的功率Po =Kd（po +AP1 +Ap,）按教材书式4-20得包角系数K 口at15SKu =1. 25（ 1-5而）=1. 25x（1 -5贡）=0. 95由教材书表4-2查得：Ci=3. 78x10 409. 81x10 09. 6x10 dn=100mmV=7. 4m/sdd2=280mm=2.804.65x10 Lo=170

9、0 nun2。 2nxl420a)-二=148rad/s60 60由教材书式4-18、4-21、4-22可知:Po 5 6Ji (Ci-C；j(4jj j) CilgCddi6Ji)ddlq P1 x 1 0-100xl48x3. 78xlO -9. 6x10 坊(100x148)?100-4. 65xl0lg( 100x148)=1.242Ap广Cddi Qilg1 + 10 2 ( -1)5 dai sc2-4.65xl0-5xl00xl481g:-0.191+109-81x10. 1 ( 1 -1)4. 65x10“ 100 2.8 p2= C；ddl ilg=-L。=4. 65x105

10、xl00xl48xlg=-0. 002431700可得：P；=Ka(po + AP1 + Ap2 )=0. 95x(1.24+0.19-0. 00243)=1.36由教材书式4-29 : V带的根数：ZPc=2,716=1.99取Z=2根 P； 1.367)确定初拉力Fo :查教材书表4-1 - q=0. lkg/mPo S按教材书式4-30：F厂500 c (-l)+qv2vz Karnn 2.716/ 2 5“=500xx(一 1) + 0 1x7.4-7.4x20.95=155N8) 计算轴压力Q按教材书式 4-31 : Q=2F(.Zsina -2xl55x2xsin lo8-608.

11、 6N2 29) 确定带轮结构小带轮心S(2.5 3)v，采用实心结构大带轮采用孔板式结构dl=l. 8d=l. 8x26=46. 8inm査设计资料表 7-8 得 e=15，f=10 he =12，6=6，(p =340 ba=llniin, hamin =2. 75带轮的宽度:B= (z-1) e+2f= (2-1) xl5+2x10=35nnn五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算原始数据：电动机的输出功率：2.345kW小齿轮转速：507r/min传动比：4.067单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作8小时，每年工作300天，预期工作10年1、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力小齿轮为4

12、5钢，调质处理，查教材书表5-1 :齿面硬度为240HB大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表5-1 :齿面硬度为200HBa=493. 5minL=1600inin a i=158选齿轮精度等级为8级(GB10095-88)。查教材图5-16(b)：小齿轮齿面硬度为240HB时，。心 =580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时=550MPa 计算应力循环次数：由教材书式5-33得：N iMOm jh =60x507x1x( 10x8x300)=7. 3x10sN =NX_ 7.3xio8 =179x1q8i4. 067查教材书图 5-17 得：ZX1 =1.06 Zp =1.12由教材书式5-

13、29得：Z“ =乙 = 1.0取Zw=1.0，Srl.O，ZLVR =0.92精加工齿轮)由教材书式5-28确定疲劳许用应力：叮】一2Ni ZS1ZW ZLVR - 58xl. 06x1. 0x1. 0x0. 92-565. 6MpaSHnir.10r 50一 Hz ZVZZW Z?VR - xl. 12xl.0xl.0x0. 92-566. 7MPa Hmin1- 因为H 1 =2.44 V cos a2 xsintz;由教材书式5-39计算中心距a :KT】= (4,067 + l)x3 L 2X44180 x7 V2x0. 3x4.067(244%18980987、二217伽565.6圆

14、整取：a=125mm估算模数:m =(0. 0070. 02)a= 0. 875mm2. 5mm取标准值：m p =2mm小齿轮齿数：_ 2acos P 2xl25xcosl3Z i = =二/4 Uomn(u+l) 2x(4.067 + 1)P(R24AP-=0.19AP2=-0. 00243Po =1.36Z=2Z2 =uZx=4. 067x24. 03=97.7取Zx=24, Z2=98实际传动比：传动比误差：Ai =xl00% =4.08-4. 0674.067xlOO%修正螺旋角：=0.3%5%在允许围/9=arccosmn(Z1+Z2)2af0=155Narccos2x(98 +

15、24)2x125=123441与初选/3=13接近* ZH Zp可不修正om 79 v94齿轮分度圆直径： 卢：=49. 180mmcos B cosl2. 578n ; =200. 81mmcos B cosl2. 578圆周速度：V= 二.=1.31m/s60xl0360xl033、校核齿面接触疲劳强度由教材书表5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得Ka=1.25V7 1 31x24按 1 -0.318级精度查教材书图5-4 (b)得100 100动载系数Kv=1.024齿宽 b= baa =0. 3x125=37. 5mm取 b=40inm按b -0.8 低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对

16、于 49.180轴承为非对称布置查教材书图5-7 (a)得：Kp=1.06按8级精度查教材书表5-4得：K,严1.2按教材书式5-4计算载荷系数：K=Ka KvK K =1.25x1.024x1.06x1.2 = 1.628计算重合度a，S齿轮齿顶圆直径：da】 =di+2h；m “ =49. 180+2x1. 0x2=53. 462mm=n=200. 81+2x1. 0x2=204. 810mm端面压力角：a = axctan= arc tan (凹“)=20. 452cosBcosl2.578?齿轮基圆直径：dbi =d1cosu t=49.180xcos20. 452=46.156mmQ

17、=60& 6NN.=lxlO9N-2=3. 58x1 08dfa2 = d2cosa t=200.18xcos20.452=188.475mm端面齿顶压力角:冷arccosg=29.78db?188. 4/5 oo OP4o二arccosarccos=23 264at-dr204.810ea= Z2(tanaatl-tana t)+Z3(tanaat2-tana t)2 n=24(tan29. 782-tan20. 452) +98(tan23. 264-tan20. 452) 2/r=1.349bsin B_ 40xsinl2. 578 nm n2 n=1.38由教材书式5-43计算：z严花

18、二石嘉=0.86由教材书式 5-42 计算：Zp = y/cos P = Jcosl2 578 =0. 99由教材书式5-41计算Zh基圆螺旋角：=arctan(tanPcosat)=arctan(tanl2. 578 xcos20. 452 )=11.808Zh2cos Pbcos arsin a/2cosll.808Vcos20. 452sin20. 452=2.45由教材书式5-39计算齿面接触应力Hcr, 565.6 MPabh=5667 MPah =ZH ZE Zc2KTX u + 1 bdj-7=2. 45x189. 8x0. 86x0. 99)2x44180x1. 628 4.0

19、67 +140x49. 18024.067x=537. 9MPaYsa2=1.81由教材书式5-47计算与，因=13810Z/y =2. 44卩丄十1. 0x39120 120由教材书式5-48计算约=0.79查教材书图5-18b得：=230MPa Op陀=210MPa查教材书图5-19得： YX1 =Y、2 =1.0取：Yst = 2 0,= 1 4由教材书式5-32 因为nin=25，所以取Yxi=Yx2=l. 0计算许用齿根弯曲应力o jYX1YX1 = 23O-2-X1. 0x1.0=328. 6MpaFminSj；.1.4a=125inmfL = 一主亠】Yx:丫盟=川上i xl.

20、Ox 1. O=300MpaFmin 1 4由式5-44计算齿根弯曲应力bd肌-2xL 628x44180x2 65x1. 58x0. 79x0. 940x49. 262x2=40& 6MPaoF1 =328. 6Mpa安全nnYY 沁F1皿=108.6x2,24xL812. 65x1. 58=105.2MPaoFL=300MPa安全5、齿轮主要几何参数Z =24，Z2 =98 u=4. 067 mn=2mm，/3=12 34 41 d!=49.18Omni d2=200. 81mm dal=53.180min da2 =204. 81inm dfi = d-2 (ha* +c*)mn=49.

21、 1802x2x ( 1. 0+0. 25) =43. 180mm df2 = d: -2 (ha* +c*)mn=200. 812x2x ( 1. 0+0. 25) =195. 81 mm a=25mm齿宽：bi=45nini，b2=40mni六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算已知:传动功率P2=2. 252kw 小齿轮转速r)2=124. 6r/min 传动比 i=u=3.0121、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力小齿轮为45钢，调质处理，查教材书表5-1 :齿面硬度为240HB 大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表5-1 :齿面硬度为200HB 选齿轮精度等级为8级(GB10095-8

22、8)。查教材书图5-16 (b)：小齿轮齿面硬度为240HB时，oHlial = 580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，=550MPa(对于工业用齿轮，通常按MQ线取值)计算应力循环次数：由式5-33得：N 广60s =60x124. 6x1x(10x8x300)=2. 24xlOxv 凡 2.24x10s 7N r =二=7. 45x10-i3.012查教材书图 5-17 得：ZN1 =1. 12，Zp =1.19由教材书式5-29得：ZS1 =Zx2 = 1.0取Z jl.O，Sjl.O，ZLVR=O. 92 (精加工齿轮)由式5-28确定疲劳许用应力：Haincon=xl. 12x1

23、. 0x1. 0x0. 92=597. 6MPa1.0h 1*Z口 Zs2Zw ZLVR- xl. 19xl.0xl.0x0. 92-602. 14MPa1.0因为h It E H 1 所以计算中取%】= hi =597. 6MPa2、按接触疲劳强度确定中心距a小齿轮转矩：Ti=17266ON-mm初选KtZ;t=1.2，暂取螺旋角 0 = 13, (lbl=46.156mmdbi=188.475mm圆整取：=(3.012 + l)x3 0x172660 x7 V2x0. 35x3.0122.44x189.8x0. 987丫597.6=154. 38inina=155mm=29.782估算模数

24、:m n=(0. 0070. 02)a= 1. 085mm3. 1mmaat2=23. 264取标准值：m r=2. 5mm小齿轮齿数：_ 2acos P 2xl55xcosl3Z i =二 OU. 1m n(u+l) 2.5x(3.012 + 1)Z2=uZ1=30. 1x3.012=90.6取乙=30, Z： =91实际传动比：i701工=丄=303Z 30=1.349传动比误差：Ai =i理i实i理xl00% =3. 012-3. 033.012-xl00% = 0.7%5%沪1.38在允许围修正螺旋角：3=arccosm 仏 +乙)=arccos2,53t9 =1237 44 2a2x

25、loo与初选0=13接近，ZH Zp可不修正。齿轮分度圆直径：d 1 = m 1 =虫(0_ =76. 86mincos P COS12. 628m nZ,2.5x91d.=; =233 14mm-cos B cosl2. 628v 11 d.n.Jix76.86xl24.6 A rA z圆周速度：V=二：=0. 50m/s60xl0360xl033、校核齿面接触疲劳强度由表5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得Ka=1.25-V乙 0.50x30 按 1 _015100 1008级精度查教材书图5-4 (b)得动载系数Kv=1.025齿宽 b=ni=230MPa处诫二 210MPabj=32&

26、6MParf2=300MPa乜 44x189. 8x0. 769x0. 988x；需爲=574.4MPa1.0Yp=l % 3 -1 l.Ox12,628 -0.86120 120由教材书式5-48计算场Yl=0.25+-75cO =0.25+-75cOs211-860.677 J1.677与高速级齿轮相同oFi=328.6MPa o? =300MPa由教材书式5-44计算齿根弯曲应力n=7Yral Y=al Yt Y0bdim n2x1.58x172660 A “=x2 o6xl. 63x0 6/ (x0 8655x76.86x2=149MPaF1 =328. 6Mpa安全% 一n 且空 T

27、47. 867x 2- 26x 1- 80YFalY=al2.54x1.64=144.402MPaA0| 查教材书表8-2得：Ao=130， 估算高速轴外伸端最小直径：d Ao3p-=13Ox= 23. 32mmDin n.V 507圆整取：d = 26mm该段轴长：1=(Z-1 )e+2f=(2-1 )x15+2x10=35mm估算低速轴外伸端最小直径：d3A03 = 120x3 = 45.1mm圆整取：d3 =48mm估算中间轴安轴承处最小直径：d2 = 36mmN,=2. 24x10sN2=7. 45x1 072、高速轴强度计算已知：双级斜齿轮圆柱减速器高速轴传递的转矩为Ti=44. 1

28、8Nm， 带轮上的压轴力Q=609N，齿轮的分度圆直径di=54.18mm *齿根圆直径 df=49.180mm，螺旋角12.578，a产20.452。1）设计轴的结构a 两轴承之间的跨距12 = 112 inin。b、布置轴上零件，设计轴的结构。根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸， 作轴的简图如图ohi=597. 6MPadH602.14MPaKtz；t=1.2% = 0. 35伞T图12）按弯矩合成强度条件校核轴a、画出空间力系图，如图a所示。b、将空间力系分解为H和V两个平面力系，分别求支反力并画弯 矩图如图b-e所示。计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图b2T圆

29、周力：Ft -1 -1794Ndl轴向力：F =Fttan3 = 400N径向力：Fr =Fttan ot =669Nc 248Q + 25. 7F -54FR1P=166_ 248 x 609 + 257 x 400 - 54 x 669166= 787Nd82Q + 25.7Fa+112FrK/u166_ 82x609 + 25. 7x400 + 112x669166= 847NM1H =82Q = 82x609 = 49938N mmM2H = 54R：i =54x 847 = 45738N mmFd,M2K0 = M:h =35458N mm2n54F.54x1749 “小166 16

30、6R_ _112Ft _112x1794 _1210N-v 166 166M2v=U2Rlv=112x584 = 65408N-mmc、求轴的弯矩画弯矩图，如图f所示。M1=M1H=49938N-mmM2 = J% + M22V =79813N-mmM20 = J% + M22V = 74400N mmd、画轴的扭矩图* T=44180N -mm ，如图g所示。e、求计算弯矩Mca，画计算弯矩图h 取根据:M ca = VM 2 + ( Tj a =0.6Mcao =0 + (0.6x44180)： = 26508N mmZ=0. 987Ze=189.8a/MPTZh=2. 44a =155i

31、ninmn =2. 5产 jMf+(O. 6盯= 499382+(0.6x44180) =61432N-mmZi=30Zf91Mca2 =血2+(0.6乂盯=798132+(O. 6x44180)： =84100N-mmMg = Jm/+(O.6xT)：=J74400:+(0. 6x44180)： = 7898 IN mm/7 = 1237,44n图bdi=76. 86innid?=233.14inmv=0. 50m/sK. =1.25RItWORDWORDdbi=72. 00mmdb?=218. 43mm图hf、确定危险剖面，校核强度如=2& 41根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩最大的I剖面和

32、弯矩较大，皿=23.48轴颈较细的II剖面进行验算。根据主教材表8-3查得:45号钢 cib-i=55MPaI剖面的计算应力：M841000人2 W 0. 1x43. 1803=10. 44MPa G b-i=55MPa 合格e =1.69II剖面的计算应力：e 3=1.295M6143?n 一 山“1 _乙 一 M1仝*火J.,丄r.jju a 、L u u-i uuiir 1uW 0. Ix3533）按疲劳强度安全系数校核轴分别选择皿、IV剖面进行验算：DI剖面所受的弯矩和扭矩大，Zt=0. 769轴肩圆角处有应力集中。IV剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配Zp=0.988合，键槽和轴肩

33、圆角三个应力集中源。45钢调质的机械性能参数：Ob=637MP& ，o-=268MPa，J =155MPa oa III剖面疲劳强度安全系数校核11.86因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动Zh=2. 44循环处理00-器-81000 3 -6.8MP&y W 0 1x49.180。乱=一%=一68血&o_ = o* = 6.8MPa o=0 A441803 =1.85MPa出 0. 2x49. 1803t1.85Tn= =- = = 0.975, in=0根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。曲疋D d 54.180-49.480 小“厂1.5n根据

34、一一 2.66, -0.030r1. 5d 49. 180查得：K = 1. 88，KS,满足要求，所以III剖面疲劳强度满足要求。b IV剖面疲劳强度安全系数校核因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理0qh =574. 4MPaZvS,满足要求，所以IV剖面疲劳强度八、滚动轴承的选择和寿命验算I1、滚动轴承的选择减速器中的轴承承受较小的径向载荷 可采用深沟球轴承O高速轴上按课程设计教材表21-1标准可得轴直径35mm，选取轴承 代号6207。中间轴端在直径40mm，可得轴承代号6208。低速轴安装轴承处直径55mm，可得轴承代号6211。2、高速轴滚动轴承寿命验算已知

35、：轴的直径d=35mm *该轴承所承受的轴向载荷Fa=400N，轴转 速n=507r/miri，工作有轻度冲击初选深沟球轴承6207 要求轴承 预期寿命24000h。1）计算支反力R1 R2和轴向合理Fa由前面计算得知：= 787NR:h = 847NR 厂 584Nr 厂 1210N合成支反力：Rx+Riv = a/7872+584J =980NR：=JRh+R； =/8472+121O2 =1470NFa=F=400N2）确定轴承的承载能力，查课程设计教材表21-1，查得6207轴承：Ci（动：=19. 8KNCr。（静）=13. 5KN3）计算当量动载荷故：A2= F=400N Ai=0

36、a400因为0.029，确疋e 0.22Cr。（静）13500A400由：二一-0. 27e=0.22R, 1270所以：Xz =0. 56 Yz =1. 99轴承承受轻度载荷冲击，按教材书表9-17取fd=1.2 按教材书表9-4得=1，因为轴承不承受力矩载荷，故f =1 -= f d4(X2R3 + Y2A2) = 1. 2x 1 x(0. 56x 1470+1. 99X400) = 1943.04N此=fdfmR =1. 2x1x980 = 1176N4)校核轴承寿命因为P2P所以按P2计算轴承寿命。L10? = 107H=106flxl9800Y=34784h60n( P 丿 60x5

37、07l 1943.04 )因为L】oh =3478424000h，故6207轴承适用。九、键联接的选择和验算大带轮装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前 面设计计算得知：V带带轮材料为45钢轴的材料为45钢，轮毂长 为 33mm 传递转矩 T=44180N -mm1. 选择键联接的类型和尺寸。选择最常用的圆头(A型)平键，因为它具有结构简单，对中性好， 装拆方便等优点。键的截面尺寸由键所在轴段的直径d由标准中选 定，键的长度由轮毂的宽确定，查课程设计教材表20-1得两个犍 为:bxh=8x7 L=28mm2. 键联接的强度计算普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于带轮材料是钢，许用挤压应力由表3-1查得loJ=100MPa -bQ键的工作长度:1=L- =28-=24mm22由式 3-1 得：op- - 4x44180 -87. 65MPaop-100MPa 安全dhl 26x7x28十、联轴器的选择和验算在减速器低速轴与工作机之间需采用联轴器联接，因工作载荷不 大，且有轻微冲击，因此联轴器应具有缓冲减振能力，故选择弹性柱 销联轴器。减速器中低速轴转矩为489. lN-m根据:d=48mm * 选择联轴器 TL8 : 48x112 (GB/T4323-2002)由课程设