齿轮减速器说明书

1、1、 电动机的选择1、确定工作机所需的输入功率 Pn=FV/1000W = 3400 1.2 / 0.94 1000 =4.340 KW 2、确定从电动机到卷筒轴之传动的装置的总效率 联 轴 器：1=0.992 轴 承：2=0.98 圆柱齿轮：3=0.98 锥 齿 轮：4=0.97 总 效 率：=0.8633、计算电动机所需功率 Pd= = = 5.029 KW4、确定电型号和客定功率 = 5.029 KW 一般 P = (1.0-1.3)Pd =1.15Pd =1.155.029 = 5.783 KW电机型 号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min中心高mm外伸端轴的尺寸mmY16

2、0M-67.5100097016011042k5 二、总传动比的计算及分配 =88.147 r/min 总传动比：i = i锥i柱 = 传动比的分配 i锥 = 0.25i总=11.0040.25 = 2.751 i柱 =i总 / i锥 = 三、运动和运动参数的计算 主要结果 工作输入功率Pn=4.340 KW总效率：=0.863电动机功率Pd=5.029 KW 传动比 i锥= 2.751 i柱 =41、各轴的功率 P1 = Pd 1 2 = 5.0290.9920.98 =4.889 KW P2 = P1 2 3 = 4.8890.980.98 = 4.695 KW P3 = P2 3 4 =

3、 4.6950.980.97 = 4.463 KW2、各轴的转速 高速级：nI = nd1 = 970 r/min 中速级：n2 = nI / i12 = 970/2.751 = 352.6 r/min 低速级：n3 = n2 / i34 = 352.6/4 = 88.15 r/min3、各轴的转矩 高速级：T1 = 9.55106 P1/nI = 9.551064.889÷970 = 4.813104 N·mm 中速级：T2 = 9.551064.695÷352.6 = 1.272105 N·m 低速级：T3 = 9.551064.463÷8

4、8.15 = 4.835105 N·mm各参数列表轴号功率KW转速r/min转矩N·mm高速级14.8899704.813104中速级24.695352.61.272105低速级34.46388.154.835105四、齿轮传动的设计计算（一）圆锥齿轮的设计计算 已知：轴的夹角 =，传递的功率 P1 = 4.889 KW, nI = 970 r/min, 齿数比u= 2.751，单向运转，两班制工作，寿命为八年。1、选择精度等级、材料及齿数 选用8级精度的一般锥齿轮，由课本表10-1 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2

5、40HBS，二者材料硬度差为40HBS。选取Z1 = 19,Z2 = 2.75119 = 52.269，取Z2 = 53。= 主要结果 P1 =4.889 KWP2 =4.695 KWP3 = 4.463 KWnI = 970 r/minn2 =352.6 r/minn3= 88.15 r/min初选齿数Z1 = 19Z2 =53 2、齿面接触疲劳强度计算（1）参数的选择 1）初选载荷系数Kt = 1.3。 2）计算小齿轮传递的转矩 T1 = 4.81310 N·mm 3）选取齿宽系数 = 1/3。 4）由表10-6 查得材料的弹性影响系数为ZE =189.8 MPa。 5）由图10

6、-21（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mlim1 = 600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限mlim2 = 550MPa。 6）由式10-13计算应力循环次数 N1 = 60nIjLh = 609701283008 = 2.23510 N2 = 60n2jLh = 60352.61283008 = 8.12410 7）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1 = 0.96, KHN2 = 1.015。 8)计算接触接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S = 1，由式 10-12 得 H1 = KHN1·mlim1 /S = 0.96×600/1 = 57

7、6 MPa H2 = KHN2·mlim2 /S = 1.015×550/1 = 558.25 MPa（2）、计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入h中较小的值 d1t = 2.92× = 65.636 mm 2) 计算平均分度圆直径 dm1t = d1t(1-0.5) = 65.636×(1-1/2×1/3) = 54.697 mm 3）计算小齿轮圆周速度 Vm = = 3.14×54.697×970/60×1000 = 2.778m/s 4）由图10-8 按Vm及8级精度查表得Kv = 1.15，直齿轮KH =K

8、F = 1.0 由表10-2 查得 KA =1.25 主要结果 由表10-9 查得 KHbe = 1.25，由公式KH = KF= 1.5KHbe = 1.875 则载荷系数 K = KA·Kv·KH·KH = 1.15×1.0×1.25×1.875 = 2.695 5）按实际载荷系数校正分度圆直径 d1 = d1t = 65.636 = 83.691 mm m = d1/Z1 = 83.691/19 = 4.405 mm3、按齿根弯曲疲劳强度计算 1）锥角 1 = arccos u/ = arccos 2.751/ = = 2 =

9、1 = 2）计算当量齿数 Zv1 = Z1/cos1 = 19/cos = 20.216 Zv1 = Z1/cos1 = 53/cos = 155.140 3）由表10-5 查得齿形系数 YF1 = 2.7686 YF2 = 2.1225 应力校正系数 YS1 = 1.5522 YS2 = 1.8336 4）由图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.95 KFN2 = 0.92 由图 10-20 查得 FE1 = 500 MPa FE2 = 380 MPa 5）计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S = 1.4 F1 = KFN1·FE1/S = 0.95×50

10、0/1.4 = 339.29 MPa F2 = KFN2·FE2/S = 0.92×380/1.4 = 249.711 MPa 6）计算大小齿轮的YF·YS / F并比较 YF1·YS1/ F1 = 2.7686×1.5522÷339.29 = 0.012666 YF2·YS2/ F2 = 2.1225×1.8336×249.711 = 0.015585 大齿轮的值较大。 7）确定弯曲强度载荷系数 K = KA·Kv·KF·KF = 1.25×1.15×1

11、.0×1.875 = 2.695 8）计算 主要结果 m = = 3.212 mm 由齿面接触疲劳强度计算的模数值大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于m主要取决于弯曲强度，接触强度公与直径的大小有关，则可取m = 3.5mm。Z1 = d1/ m = 83.691/3.5 = 23.912； Z1 = Z1·u = 23.912 × 2.751 = 65.782，取Z1 = 24，Z1 = 654、几何尺寸 1）分度圆直径 2) 齿宽 圆整后取B1=B2=b=45mm 3）分锥角 4）齿顶高 5）齿根高 6）齿顶圆直径 7）齿根圆直径 主要结果 模数m =3.5

12、mm Z1= 24Z1 = 65分度圆直径d1=84mmd2=227.5mm齿宽B1=B2=b=45mm齿顶圆直径da1=90.567mmda2=229.925mm 8）锥距 9) 顶隙 10) 分度圆齿厚 11) 当量齿数 名称代号数值小齿轮大齿轮分锥角 2015'57"6944'3"齿顶高ha3.5齿根高hf4.2分度圆直径d84227.5齿顶圆直径da90.567229.925齿根圆直径df75.792224.428锥距R121.256齿根角f159'1"顶锥角 a2214'58"7143'4"根锥

13、角f 1816'56"6745'2"顶隙C0.7分度圆齿厚S5.498当量齿厚Zv25.584187.658齿宽B45 主要结果 齿根圆直径df1=75.792mmdf2=224.428mm（二）斜齿圆柱齿轮的设计 已知传递的功率 P1 = 4.695 KW, nI = 352.6 r/min, 齿数比u=4，单向运转，两班制工作，寿命为八年。 1、选择精度等级、材料及齿数 选用8级精度的一般锥齿轮，由课本表10-1 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。选取Z1 =

14、 23,Z2 =423= 92，初选螺旋角 = 14。 2、齿面接触疲劳强度计算（1）系数的选择 1）初选载荷系数Kt = 1.6。 2）计算小齿轮传递的转矩 T1 = 1.27210 N·mm 3）由表10-7 选取齿宽系数 D = 0.9。 4）由表10-6 查得材料的弹性影响系数为ZE =189.8 MPa。 5）由图10-30 选取区域系数ZH = 2.433。 6）由图10-21（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mlim1 = 600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限mlim2 = 550MPa。 7）由图10-26 查得 1 = 0.78，2 = 0.87，则 =

15、 1+2 = 1.65。 8)计算接触接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S = 1，由式 10-12 得 H1 = KHN1·mlim1 /S = 0.96×600/1 = 576 MPa H2 = KHN2·mlim2 /S = 1.015×550/1 = 558.25 MPa H = (H1 +H2)/2 = 605.5 MPa（2）、计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入h中较小的值 d1t = 主要结果 Z1 = 23 Z2 = 92 = 56.395mm 2）计算圆周速度 3）计算齿宽b及模数mnt 4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数

16、K KA = 1.25，由V =1.024m/s 、7级精度、由图10-8查得KV =1.05，由10-4查得 ，由图10-23查得，由表10-3查得KH =KF = 1.2。 故载荷系数K=KA·Kv·KH·KH = 6）按实际载荷系数校正分度圆直径和模数 3、按齿根弯曲强度设计（1）确定参数 1）计算载荷系数 K = KA·Kv·KF·KF = 1.25×1.05×1.2×1.295 = 2.020 2）由，由图10-28得螺旋角影响系数。 3）计算当量齿数 Zv1 = Z1/ = 19/cos =

17、25.178 Zv1 = Z1/cos1 = 53/cos = 100.711 主要结果 4）由表10-5 查得齿形系数 YF1 = 2.6164 YF2 = 2.1794 应力校正系数 YS1 = 1.59089 YS2 = 1.7906 5）由图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.95 KFN2 = 0.92 由图 10-20 查得 FE1 = 500 MPa FE2 = 380 MPa 6）计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S = 1.4 F1 = KFN1·FE1/S = 0.95×500/1.4 = 339.286 MPa F2 = KFN2

18、83;FE2/S = 0.92×380/1.4 = 249.714 MPa 7）计算大小齿轮的YF·YS / F并比较 YF1·YS1/ F1 = 2.6164×1.59089÷339.286= 0.012268 YF2·YS2/ F2 = 2.1794×1.7906×249.714 = 0.015628 大齿轮的值较大。 (2）计算mn = 圆整取mn=2.5mm，则 取Z1 = 26，Z2 = 25.25×4 = 101.008，取Z2 = 101。 4、几何尺寸 1) 中心距 圆整后取a=164mm

19、2）按圆整后的中心距修正螺旋角 3) 分度圆直径 主要结果 中心距a=164mm分度圆直径d1=67.15mmd2=260.851mm 4）端面模数 5) 齿顶高 6) 齿根高 7）齿顶圆直径 8）齿根圆直径 9) 当量齿数 10）齿宽 取B1=70mm,B2=65mm。 11）端面齿厚 12) 法面齿厚 主要结果 齿顶圆直径da1=72.15mmda2=265.851mm齿根圆直径df1=59.75mmdf2=257.75mm 齿宽B1=70mmB2=65mm名称符号小齿轮大齿轮螺旋角基圆螺旋角b法面模数mn25端面模数mt2.853法面压力角n端面压力角t法面齿距Pn端面齿距Pt6.491

20、法面基圆齿距Pbn5.904分度圆直径d67.15260.851基圆直径db62.851244.161齿顶高ha2.5齿根高hg3.125齿根圆直径df59.75257.75齿顶圆直径da72.15265.851法面齿厚Sn3.927端面齿厚St4.057当量齿数Zv28.666111.356中心距a164齿厚B7065 主要结果 五、轴的结构设计与计算 （一）联轴器的选择1、DXE = 110×42k5，中心高H= 160mm.2、为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。 由转矩T = 4.81310N·mm 选择LH3型弹性套柱销联轴器3、联轴器相关参数型号额定转矩T

21、n许用转矩轴孔直径d1 d2 d3轴孔长度mmLH3630 500030 32 35 38 40 42 45 4882 (二) 轴的设计与校核 高速轴的设计与校核 1、高速轴的设计 截面1-1处设置定位轴肩，2-2为非定位轴肩，为便于轴承的安装，在截面右侧设倒角，为区分加工面与非加工面，在截面3-3与截面4-4之间设非定位轴 主要结果 肩，以区分加工面与非加工面，由于小锥齿轮的尺寸较小，将高速轴做成齿轮轴形式，且截面5-5处轴肩为定位轴肩。2、高速轴的强度校核1）按扭转强度条件计算 轴最细处直径d=30mm. 轴的材料为40Cr， 因此轴满足扭转强度条件。 2）按弯扭合成强度条件计算 （1）做

22、出轴的计算简图： （2）做出弯矩图： （3）做出扭矩图： a、 b、 主要结果 主要结果 c、 （4）、校核轴的强度 由扭矩-弯矩图知，轴在轴承2处最危险，扭转切应力亦取非对称循环即。 3）按疲劳强度条件进行精确校核 （1）、判断危险截面 截面1-1、2-2只受扭矩作用，而截面3-3、4-4、5-5处即受扭矩又受弯矩的作用，从受力看，截面4-4右侧的轴承处的应力最大，且又为过盈配合，其应力集中大，截面4-4处的应力也较大，但无应力集中现象，截面1-1左侧虽然有键槽、轴肩会引起应力集中，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，因此只需校核截面4-4 即可。 （2）截面4-4左侧 抗弯截面系数

23、 抗扭截面系数 截面4-4左侧的弯矩M为 截面4-4左侧的扭矩T为 主要结果 截面上的弯曲切应力为 截面上的扭转切应力为 轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由附表3-2查取，=1.7564， =1.1885。 又由附表3-1可得轴的材料的敏感系数为 故有效应力集中系数为 由附图3-2查得弯曲尺寸系数。 由附图3-2查得扭转尺寸系数。 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为。 轴未经表面强化处埋，即。 由式3-12及3-12a 得综合系数为 主要结果 合金钢的特性系数 ，取 ，。 于是计算安全系数，值按式15-615-8计算得： 故可知截

24、面4-4左侧安全。 （3）截面4-4右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面4-4右侧的弯矩M为 截面4-4右侧的扭矩T为 截面上的弯曲切应力为 截面上的扭转切应力为 过盈配合处的，由附表3-8，由插值法求出，并取=0.8，于是得，=0.82.57=2.06。 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 。 主要结果 故综合系数为： 所以轴截面4-4右侧的安全系数为： 故该轴截面4-4右侧也满足要求。 综上所述该高速轴的设计满足强度要求。 主要结果 截面4-4右侧的安全系数Sca=10.85 中速轴的设计与校核 1、中速轴的设计 由于小斜齿轮的直径较小，将中速轴也做成齿轮轴的形式，两端安圆锥滚子

25、轴承，截面1-1处设置定位轴肩，2-2、3-3为齿轮两侧，为便于轴承的安装，在轴两侧设倒角，4-4为大齿轮的定位轴肩，5-5为非定位轴肩，齿轮和轴承之间用套筒进行轴向定位。 2、中速轴的校核 1）按扭转强度条件计算 轴最细处直径d=45mm. 轴的材料为40Cr， 主要结果 。 所以中速轴的设计方案满足扭转强度要求。 2）按弯扭合成强度条件计算 （1）做出轴的计算简图： （2）做出弯矩图： （3）做出扭矩图： a、 b、 主要结果 主要结果 4)校核轴的强度 由扭矩-弯矩图知，齿轮轴在斜齿轮处最危险，扭转切应力亦取非对称循环即。 所以轴强度满足。 综上所述，中速轴的强度满足强度要求。 主要结果

26、 低速轴的设计与校核1、低速轴的设计 低速轴共分为六段，有6个不同的截面，分别为1-1、2-2、3-3、4-4、5-5、6-6.。截面1-1处为非定位轴肩，轴承与大斜齿轮之间用套筒定位，截面2-2为大斜齿轮的定位轴肩，截面3-3与4-4之间为光轴部分，4-4为轴承的定位轴肩，截面6-6之后为该轴的输出段。联轴器处为最小直径。 2、轴的强度校核 1）按扭转强度条件计算 轴最细处直径d=45mm. 因此轴的设计方案满足扭转强度要求。 2）按弯扭合成强度条件计算 （1）做出轴的计算简图： （2）做出弯矩图： （3）做出扭矩图： 主要结果 主要结果 受力分析与计算 a、 b、 c、 d、 主要结果 （

27、4）校核该轴的强度 由扭矩-弯矩图知，齿轮轴在斜齿轮处最危险，扭转切应力亦取非对称循环即。 轴满足弯扭合成强度。 综上所述，低速级的强度满足要求。 主要结果 六、轴承的寿命验算 1、高速级轴承的寿命验算轴承代号dDeYCr3220840800.371.677.8 (1)、求径向载荷 (2)、求派生轴向力 (3)、求轴向载荷 1被压紧，2被放松。 主要结果 （4）、求当量动载荷P1、P2 因为，所以轴承1较危险。 （5）、求寿命 由计算可以看出轴承的寿命足够。 主要结果 2、中速级轴承的寿命验算 轴承代号dDeYCr3220945850.41.580.8 (1)、求径向载荷 (2)、求派生轴向力

28、 (3)、求轴向载荷 2被压紧，1被放松。 主要结果 （4）、求当量动载荷P1、P2 所以轴承2较危险。 （5）、求寿命 由计算可以看出轴承的寿命足够。 主要结果 3、低速级轴承的寿命验算轴承代号dDeYCr32211551000.41.5108 (1)、求径向载荷 (2)、求派生轴向力 (3)、求轴向载荷 2被压紧，1被放松。 主要结果 （4）、求当量动载荷P1、P2 所以轴承2较危险。 （5）、求寿命 主要结果 七、键的选择与强度校核 1、高速轴键的选择与强度校核 1）与联轴器相连接的键 （1）半联轴器与周向定位采用平键连接，选择A型，键槽用铣刀加工。轴直径d键长 mmb×h轴深度t mm毂深度t1 mm 30568×74.03.3(2) 键强度的校核 键、轴和联轴器的材料均是钢，同机械设计课本表6-2查得许用挤压应力，取平均值为110MPa，键的工作长度l=L-b=50-8=42。 由式6-1得 可见键的强度已足够。 2、中速轴键的选择与强度校核 （1）齿轮传动有定心要求，因此可以选择普通A型平键。 轴直径d键长 mmb×h轴深度t mm毂深度t1 mm525016×106.04.3 (2) 键强度的校核 键、轴和联轴器的材料均是钢，同机械设计课本表6-2查得许用挤压应力，取平均值为110MPa，键的工作长度l=L-b=