减速器设计计算资料

1、第4章 减速器的总设计 4.1计算传动轴装置的运动和动力参数1.电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为III轴，各轴转速为 n0=970r/min nI= n0=970r/min nII= nI/i2=970/4=242.5r/min nIII=nii/i3=242.5/4=60.6r/min2.各轴的输入功率 按照电动机的额定功率计算各轴的输入功率 P0=11KW PI= P0×1=11×0.97=10.67KW PII= PI×2×3=10.67×0.9875×0.95=10.01KW PIII= PII&#

2、215;2×3=10.01×0.9875×0.95=9.39KW3 各轴的转矩TI=95.5×105PI/nI=1.0505×105N·mm TII=95.5×105PII/nII=3.942×105N·mmTIII=95.5×105 PIII/nIII=1.47978×106N·mm皮带传动高速轴中速轴低速轴转速（r/min）970970242.560.6功率 KW1110.0110.019.39转矩 N·mm1.072×1051.0505×1

3、053.942×1051.47978×106选取的电机预计工作5年，每年工作300天，每天工作10小时4.2高速级齿轮的计算 4.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）分离机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）3）材料选择，由机械设计课本表选择小齿轮材料为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。4）选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=4×20=80，取z2=80.4 .2.2 按齿面接触强度设计 由机械设计课

4、本设计计算公式进行试算，即d1t- d1t为小齿轮的分度圆直径(1) 确定公式内的各计算值1） 试选载荷系数Kt=1.32） 计算小齿轮传递的转矩T1=95.5×105P1/n1=1.0505×105N mm3)由机械设计课本表取齿宽系数d=14）由机械设计课本表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25） 由机械设计课本图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。6） 由机械设计课本式子计算应力循环次数=60×970×1×（10×300×5）=8.73×

5、;108=8.73×108/4=2.18×1087） 由机械设计课本图取接触疲劳极限0.91；0.94。8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 =0.91×600MPa=546MPa =0.94×550MPa=517MPa(2) 计算1） 试计算小齿轮分度圆直径1t，带入中较小的值 =66.318mm2) 计算圆周速度v =×66.318×970/(60×100)=3.37m/s3） 计算齿宽b 1×66.318mm=66.318mm4） 计算齿宽与齿高之比 模数 =66.318/24mm

6、=2.763mm 齿高 =2.25×2.763mm=6.22mm 66.318/6.22=10.675） 计算载荷系数根据v=3.37m/s，7级精度，由机械设计课本图查得动载荷系数Kv=1.12；直齿轮，；由机械设计课本表查得使用系数KA=1；由机械设计课本表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.42；由=10.69 ，1.42，查图得=1.36；故载荷系数 =1×1.12×1×1.42=1.596) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式子得 =70.922mm7） 计算模数m。 =70.922/20mm=3.546mm4.2.

7、3按照根弯曲强度设计（强度校核计算）由式子得弯曲强度设计的公式为 （1）确公式内各计算数值 1）由机械设计课本图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限380MPa 2）由机械设计课本图取得弯曲疲劳寿命系数0.85；0.88； 3）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.3，由式子得 326.9MPa 257.2MPa 4)计算载荷系数K =1×1.12×1×1.36=1.523 5)查取齿形系数 由表查得2.8;2.22 6)查取应力校正系数 由机械设计课本表查得1.55;1.77 7）计算大、小齿轮的并加以比较 =2.8

8、15;1.55/326.9=0.01328 =2.22×1.77/257.2=0.0153得到大齿轮的数值较大（2） 设计计算 =2.264mm对比计算结果，由机械设计课本齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得得模数2.33 并就近圆整为标准值2.5 ，按接触强度算得的分度圆直径d1=71.285，算出小齿轮齿数 71.285/2.5 =29 大齿轮齿数z2=4×z1=4×29=116这样设计出的

9、齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度， 又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.2.4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 =29×2.5mm=72.5mm =116×2.5mm=290mm （2）计算齿顶圆直径 =(29+2×1)×2.5=77.5mm =(116+2×1)×2.5=295mm (3)计算齿根圆直径 =（29-2×1-2×0.25)×2.5=66.25mm =(116-2×1-2×0.25)×2.5=283.75mm （4）计算中心距 =(72

10、.5290)/2=181.3mm （5）计算齿轮宽度 =1×72.5mm=72.5mm =1×290mm=290mm 故取的B1=72mm； B2=290mm 4.3低速级齿轮的计算4.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2）分离机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）3）材料选择，由表选择小齿轮材料为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。4）选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=4×20=80，取z2=80.4

11、 .3.2按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即d3t- d3t为小齿轮的分度圆直径(2) 确定公式内的各计算值3） 试选载荷系数Kt=1.44） 计算小齿轮传递的转矩TII=9550 PII/nII=9550×10.01/242.5=394.2Nm3)由机械设计课本表取齿宽系数d=14）由机械设计课本表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/29） 由机械设计课本图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。10） 由机械设计课本式子计算应力循环次数=60×242.5×1×（10

12、5;300×5）=2.1825×108=8.73×108/4=5.456×10711） 由机械设计课本图取接触疲劳极限0.94；1。12） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 =0.94×600MPa=564MPa =1×550MPa=550MPa(3) 计算2） 试计算小齿轮分度圆直径1t，带入中较小的值 =45.985mm3) 计算圆周速度v =×45.985×242.5/(60×100)=0.584m/s6） 计算齿宽b 1×45.985mm=45.985mm7）

13、计算齿宽与齿高之比 模数 =45.985/24mm=2.299mm 齿高 =2.25×2.299mm=5.17mm 45.985/5.17=8.898） 计算载荷系数根据v=0.584m/s，7级精度，由机械设计课本图查得动载荷系数Kv=0.58；直齿轮，；由机械设计课本表查得使用系数KA=1；由机械设计课本表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.42；由=10.69 ，1.42，查图得=1.34；故载荷系数 =1×0.85×1×1.42=0.82367) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式子得 =39.495mm8） 计算模数

14、m。 =39.495/20mm=1.975mm4.3.3按照根弯曲强度设计（强度校核计算）由式子得弯曲强度设计的公式为 （1）确公式内各计算数值 1）由机械设计课本图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限380MPa 2）由机械设计课本图取得弯曲疲劳寿命系数0.88；0.94； 3）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式子得 314.29MPa 255.14MPa 4)计算载荷系数K =1×0.58×1×1.34=0.7772 5)查取齿形系数 由机械设计课本表查得2.8;2.22 6)查取应力校正系数 由表查得1.5

15、5;1.77 7）计算大、小齿轮的并加以比较 =2.8×1.55/314.29=0.01381 =2.22×1.77/255.14=0.0153得到大齿轮的数值较大（3） 设计计算 =2.862mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得得模数2.862 并就近圆整为标准值3.0，按接触强度算得的分度圆直径d1=39.495，算出小齿轮齿数 39.495/3 =13 大齿轮齿数z2=4

16、5;z1=4×13=52这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度， 又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.3.4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 =13×3mm=39mm =52×3mm=156mm （2）计算齿顶圆直径 =(13+2×1)×3=45mm =(52+2×1)×3=162mm (3)计算齿根圆直径 =（13-2×1-2×0.25)×3=31.5mm =(52-2×1-2×0.25)×3=148.5mm （4）计算中心距 =(

17、45162)/2=103.5mm （5）计算齿轮宽度 =1×45mm=45mm =1×162mm=162mm 故取的B3=45mm； B4=162mm 高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比u4模数m（mm）2.53中心距a（mm）181.3103.5齿数z291161352齿宽b（mm）72.529045162直径d（mm）分度圆72.529039156齿根圆66.25283.75 31.5148.5齿顶圆77.529545162旋向左旋右旋右旋左旋4.4减速箱体具体尺寸的计算4.4.1减速箱体的主要尺寸结构 名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱

18、座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径18.5地脚螺钉数目查机械设计手册4轴承旁联接螺栓直径14机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）14至外机壁距离查机械设计手册16至凸缘边缘距离查机械设计手册14外机壁至轴承座端面距离=+（812）40大齿轮顶圆与内机壁距离>1.210齿轮端面与内机壁距离>10机盖，机座肋厚7 7轴承端盖外径+（55.5）75 75 80大齿轮顶圆与内机壁距离75 75 804.4.2.其他参数的计算 1）箱盖吊耳，查机械设计手册可知d=b（1.82.

19、5）=14.418R（11.2）d=14.421.6e（0.81）d=11.5218因此可以取d=b=R=e=18 2）箱座吊耳，查机械设计手册可知 K=C1+C2 （见表“凸台及凸缘的结构尺寸”） H0.8K=36 h0.5H=18 r0.25K=11 b（1.82.5）d=181. 通气器查机械设计手册，选取经一次过滤装置的通气帽M36× 2。2. 定位销 查机械设计手册，选取圆锥销作为定位销，GB11786 d×l=8×30 4.5减速箱体的润滑环节减速器传动零件和轴承都需要良好的润滑，其目的是为了减少摩擦、磨损，提高效率，防锈、冷却和散热。 一、 传动零件的润滑 绝大多数减速器传动零件都采用油润滑，其润滑方式多采用浸油润滑，对于高速传动则采用压力喷油润滑。 由于高速级齿轮圆周速度 所以采用浸油润滑。箱体内应有足够的润滑油，以保证润滑及散热的需要，为了避免大齿轮回转 时将油池底部的沉积物搅起，大齿轮齿圆到油池底面的距离应大于3050mm。为保证传动零件充分润滑且避免搅油损失过大，传动零件应有合适的浸油深度，二级圆柱齿轮减速器传动零件浸油深度推荐值如下： 高速级大齿轮，约为0.7个齿高，但不小于10mm。 295-283.75=11.25mm 故可取11mm 低速级大齿轮，约为1个齿高（1/61/3）个齿轮半径。 164-155=9mm 16