减速器设计说明书

1、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，丫系列。1、选择电动机功率滚筒所需的有效功率：PwFV31000.652.015kw10001000传动装置的总效率：nno?n1?n；?n3?n4查表17-9确定个部分效率如下：皮带传动效率：no0.95齿轮啮合效率：m0.97（齿轮精度为8级）滚动轴承效率：n20.99（球轴承）联轴器效率：n30.99滚筒效率：n40.96传动总效率：n20.994Pw2.015所需电动机功率：pr=n0.816查设计资料表27-1，可选丫系列三相异步电动机Y100L2-4型，额定功率H=3kw或选丫系列三

2、相异步电动机丫132S-6型，额定功率F0=3kw均满足R>Pr。2、选取电动机的转速、亠心占卄、击60v600.65一，.滚同轴转速：nw41.4r/minn现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比较，由表27-1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Pw=n=Pr=P°=3kwn0=1420r/mini2=i带=i减=i12=i23=Po=kwno=1420r/minT°=R=kwn1=507r/minT1=P2=8kwn2=minT2=Pa=n3=minTa=NmP4=n4=minT4=NmPc=dd1=100

3、mmV=sdd2=280mmi带=a=Ld=1600mma1=158°P0=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 P1= P2=p。/=Z=2F0=155NQ=Ni=1X1098N=x10h1565.6MPaH2566.7MPaZh=©a0.3ZE189.8JMPaZ=Zh=a=125mm乙=24Z2=98m=2d1=d2=V=sb=40Ka=K/=Kb=Ka=K=da1=da2=万案号电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L2-4150014202Y132S-61000960表2:电动机型号为Y100L2-4,其主要性能如下电动机额定功率

4、Po/kw3电动机轴伸长度E/mm160电动机满载转速no/(r/min1420电动机中心高H/mm100电动机轴伸直径D/mm28堵转转矩/额定转矩T/二、传动装置的运动及动力参数计算1、分配传动比总传动比：i2n°142034.3nw41.4根据设计资料表17-9可知i带=24取i带2.8则减速器的传动比：i减i34.312.25i带2.8对减速器传动比进行分配时，为使两级传动浸油深度相近，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：i12J.35i减=则低速级的传动比：i减12.25i23=.i124.0672、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：0轴即

5、电动机轴F0=R=n0=1420r/minC2.469103To=9.55n。1420I轴：1轴即减速器高速轴r=rnoi=Rn°=x=n1=507r/mini带2.8R2.346103Ti=9.5516507U轴：U轴即减速器中间轴B=Rinin2=xx=ni507宀c/n2=124.6r/mini124.067R2.253103T2=9.552n2124.6川轴：川轴即减速器的低速轴Rb=R2n1n2=xx=n?124.6川/n3二厶41.4r/mini233.012R2.163103Tb=9.553n341.4W轴：W轴即传动滚筒轴F4=fbn2n3=xx=n4=n3=minR

6、2.12103T4=9.55丄n441.4将上述计算结果汇总如下db1=db2=aat1=aat2=£a=£3=Z严Z卩ZH=H=乙1=Zv2=YFa1=YFa2=Ysa1=Ysa2=(TFlim1=230MPa(TFlim2=210MPaF】1F2=300MPaTF1=TF2=8Ni=x10N=x107sH|1=SH|2=KtZ21表三：各轴运动及动力参数©aZ=zE=JMPaZh=a=155mmm=乙=30Z2=91d1=d2=v=sKa=k=b=氐=Ka=k=da1=da2=0at=db1=db2=aat1=aat2=£a=£B=乙二Zb

7、=Bb=ZH=(TH=Zv1=轴序号功率/KW转速/(r/min)转矩T/N-m传动形式传动比效率01420带传动I507齿轮传动n齿轮传动川联轴器IV四、传动零件的设计计算1、带传动的设计计算1）确定设计功率Pc由教材书表44查得工作状况系数K=计算功率：Pc=KxP=X=2）选取V带型号根据Pc和no由图4-12确定，因R、no工作点处于A型区，故选A型V带。3）确定带轮基准直径dd1、dd2 选择小带轮直径ddi由表4-5和表4-6确定，由于占用空间限制不严格，取dd!>dmin对传动有利，按表4-6取标准值，取dd!=100mm 验算带速V、，nddin°n100142

8、0V=s601000601000在525m/s之间，故合乎要求。 确定从动轮基准直径dd2dd2=i带ddi=2.8100=280mm查教材表4-6取dd2=280mm 实际从动轮转速n2和实际传动比i不计&影响，右算得门2与预疋转速相差5%为允许。dd2280i=dd11004)确定中心距a和带的基准长度Ld 初定中心a。因没有给定中心距，故按教材书式425确定按：(ddi+dd2)<a0<2(dd计血)得：X(100+280)<a0<2X(100+280)266mm<a°<760mm取a0=500mm 确定带的计算基准长度Lc:按教材式

9、4-26:2Ic冗/.、(dd2ddi)Lc2a0+(dd1+dd2)+24a。n2801002=2X500+(100+280)+24500=1613mm 取标准Ld查教材书表4-2取Ld=1600m。 确定中心距aLcLd16001613a=a0+=500+=m22a调整范围：amax=a+Ld=+X1600=mmZv2=Yb=丫尸(TF1=tF2=300MPatF1=149MPaTF2=Ft=1794NFr=669NFa=400NR1H=787NRhf847NS=S=S=S=R1=980Nr2=1470NA1=0A2=400NR=1176NP2=Leh-年tp=Tc=Nmamin=aLd=

10、5) 验算包角ai按教材书式4-28得：gc°(ddidd2)(280100)«QC。ai180-x60=180-x60a493.5=158>1200符合要求6) 确定带根数ZPc按教材书式4-29:Z><ZmaxP。按教材书式4-19，单根V带所能传递的功率P0=Ka(p0+Ap1+Ap2)按教材书式4-20得包角系数Kaa1158oKa=(15180)=x(15180o)=由教材书表4-2查得：-4-3-15G=x10C2=x10C3=x105C4=x10L0=1700mm2nn02n1420.31=148rad/s6060由教材书式4-18、4-21

11、、4-22可知：Co2Pg=dd131C-C3(dd131)-C4lg(dd131)dd1981103=100X148Xxx10-15(100148)2100x10-5x|g(100x148)2Ap1=Gdd131lgc44CnII110(-1)C4dd1S52=x10x100X148lg3=,“9.81103I1105(1)4.651051002.8Ldp2=C4dd131ig-L051600=X10-X100X148Xig=1700可得：Po=Ka(P0+Ap1+Ap2)=X+pc2716由教材书式4-29:V带的根数：Z>-取Z=2根P。1.367) 确定初拉力F。：查教材书表4-

12、1:q=0.1kg/mP25按教材书式4-30:F°=500c(.-1)+qv2vzKa=500X2.716(2.52=155N8) 计算轴压力Q按教材书式4-31:Q=2FZsin%=2X155X2Xsin15丄-229) 确定带轮结构小带轮dd(2.53)ds，采用实心结构大带轮采用孔板式结构d1=X26=查设计资料表7-8得e=15,f=10,he=12,S=6,©=340,ba=11mmhamin=带轮的宽度：B=(z-1)e+2f=(2-1)X15+2X10=35mm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：小齿轮转速：507r/min传动比：单

13、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(GB10095-88)。查教材图5-16(b):小齿轮齿面硬度为240HB时，九简580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，丹阮550MPa计算应力循环次数：由教材书式533得：8N1=60r)1jLh=60X507X1X(10X8X300)=X10MN7.31088N2=X10i4.067查教材书图5-17得：Zn1，Zn2由教材

14、书式5-29得：Zx1Zx21.0取Zw=,SHmin=，Zlvr0.92(精加工齿轮)由教材书式5-28确定疲劳许用应力：(XHlim1580曾1SZn1Zx1ZwZlvr=SHmin1.0XH2-ZN2Zx2ZWZLVR-匸121.0匸。0.92=SHmin.0因为呻1叶】2，所以计算中取Xh=叶】1=2、按接触疲劳强度确定中心距a小齿轮转矩：T1=44180Nmm初选KtZ；，暂取螺旋角B13,山由教材书式5-42得：Z®.cosB.CoS13由教材书表5-5得：ZE=MPa估取a.=20°端面压力角：at端面压力角：attananarctan()cos®a

15、rctan(tan200cos13020.4829基圆螺旋角：仏arctan(tan®cosat)12.2035由教材书式5-39计算中心距a：a>(u+1)2ZhZe乙Z®ch=4.06713：1.2441802.44189.8565.60.987圆整取：a=125mm估算模数:估算模数:取标准值：mn=2mm小齿轮齿数:小齿轮齿数:2acos®2125cos13mn(u1)2(4.0671)Z2uZ1取乙24,Z298实际传动比:4.08传动比误差:100%4.08-4.0674.067100%=%<5%在允许范围内修正螺旋角:=arccos叫乙乙

16、2a=arccos-=12°34'412125与初选B=13°接近，Zh,Z®可不修正。齿轮分度圆直径:di=n1=cosBcos12.578_mnZ2298_cosBcos12.578圆周速度：Vndn=n49.1823507=s60103601033、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=按V乙匸31240.31，8级精度查教材书图5-4(b)得100100动载系数Kv=齿宽b=(baa=x125=取b=40mm按b40一=，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于轴d149.180承为非对称布置查教材书图5-7(a)得：

17、Kb=按8级精度查教材书表5-4得：Ka-按教材书式5-4计算载荷系数：K=KaKvKbKa计算重合度£a，£B齿轮齿顶圆直径：da1=d1+2hamn=+2XX2=da2=d2+2hamn=+2XX2=端面压力角：atarctan(tan"n)arctan(tan20o)=cosBCOS12.578o齿轮基圆直径：db1=d1cosat=x=db2=d2cosat=x=端面齿顶压力角：aat1=arccosdb1=arccosda146.15653.180aat2=arccosdb2=arccosda2188.475204.8101£a一Z2(tana

18、at12n-tanat)+Z3(tanaat2-tanat)1)+98(tan23.264tan20.452)_bsinB_40sin12.578£Bnmn2n由教材书式5-43计算:1/1二=：1.349由教材书式5-42计算:ZbcosBcos12.578由教材书式5-41计算Zh基圆螺旋角:Bb=arctan(tanBcosat)=arctan°x)Z12cosBb/2cos11.808H=cosatsina由教材书式5-39计算齿面接触应力（Th=ZhZeZgZb2KT,u1=xxxx；:4049.18024.067=九=安全4、校核齿根弯曲疲劳强度取Zv1=,乙2

19、二，查教材书图5-14得：YFa1=,YFa2=查教材书图5-15得：Ysai=,Ysa2=由教材书式5-47计算丫，因钉=>YB_12.578_卩3120120由教材书式5-48计算Y、，0.75cos23b0.75cos211.808丫=+=+£&1.349Ja查教材书图5-18b得：(rFHm1230MPa%m2210MPa查教材书图5-19得：Yn1YN2取：丫ST2.0，SFmin1.4由教材书式5-32，因为m=2<5,所以取W=Y<2=计算许用齿根弯曲应力*1TYsTYn1Yx1=23042.01.01.0=SFmin1.4*2(TFlim2Y

20、STYN2YX2=2102.01.01.0=300MpaSFmin1.4由式5-44计算齿根弯曲应力=2KT1YYY丫F1,'Fa1'sa1h'3bd1mn21.62844180c”cc4049.2622=<F1=安全丫Fa2丫sa2尸2-F1丫丫TFaVsa1=<升2=300MPa安全5、齿轮主要几何参数Z,24,Z298,u=,m=2mmB=12°34'41di=,d2=,da1=,da2=df1=d1-2(hac)mn=x2X(+)=df2=d2-2(hac)mn=X2X(+)=a=25mm齿宽：b1=45mrpb2=40mm六、低速

21、级斜齿圆柱齿轮的设计计算已知：传动功率P2=,小齿轮转速n2=min,传动比i=u=、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(GB10095-88)。查教材书图5-16(b):小齿轮齿面硬度为240HB时，九讪1580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，im2550MPa(对于工业用齿轮，通常按MC线取值)计算应力循环次数：由式533得：N1=60n2jLh=60XX1X(10x8X300)=x1088N2=M2.2410=X107i3.012查教材

22、书图5-17得：Zn1,Zn2由教材书式5-29得：Zx1Zx21.0取Zw=,SHmin=,Zlvr0.92(精加工齿轮)由式5-28确定疲劳许用应力:/Hlim1(TH1ZN1Zx1ZWZLVRSHmin5801.121.01.00.92=1.022：Hlim2ZZZwZlvrSHmin550=1.0因为砧1诃2，所以计算中取OH=询1=2、按接触疲劳强度确定中心距a小齿轮转矩:Ti=172660Nmm初选KtZft，暂取螺旋角由教材书式5-42得：Z®.cos13由教材书表5-5得：ZE=.MPa由教材书式5-41计算Zh估取an=20°端面压力角:tananarct

23、an()cos®tan20arctan()20.4829cos13基圆螺旋角:2cos®bZH2COS12.2035cosatsinat由式5-39计算中心距a：a(U+1)3-aU2KT1ZhZez£z3=3.01211.01726602597.6圆整取：a=155mm估算模数：m“=a=取标准值：=小齿轮齿数:2acosB=2155cos13mn(u1)=2.5一(3.0121)Z2uZ1=x=取乙30,Z2取乙30,Z291实际传动比:传动比误差:3.03100%3.012-3.033.012100%0.7%v5%修正螺旋角:修正螺旋角:在允许范围内B=ar

24、ccosB=arccosmnZ1Z22a2.530+91=arccos2155=12°37'44与初选B=13°接近，Zh,Zb可不修正齿轮分度圆直径:d2_mnZ2cosB2.591=cos12.628mnZ12.530d1=cosBcos12.628圆周速度:V=nd1n1n=s60103601033、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=VZ,0.50301001000.158级精度查教材书图5-4(b)得动载系数Kv='齿宽b=©aa=x155=取b=55b55按-上二二，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于轴承

25、d176.86为非对称布置查教材书图5-7(a)得：©=按8级精度查表5-4得：Ka=按式5-4计算载荷系数：K=KaKv©Ka=XXX=计算重合度£a,J齿轮齿顶圆直径：dal=di+2hamn=+2XX=da2=d2+2hamn=+2XX=端面压力角：tanantan200atarctan()arctan(-)=tcosBcos12.628o齿轮基圆直径：db1=d1cosat=X=0db2=d2cosat=X=端面齿顶压力角：aat1=arccos=arccos72.00=da181.86db2218.43aat2=arccos=arccos=da2233.

26、141£a=Z2(tanaat1-tanat)+Zs(tanaat2-tanat)=2n_bsinB_£Bnmn2.5n由教材书式5-43计算：Z£-J=J69一由教材书式5-42计算：ZbJcosBVcos12.628=由教材书式5-41计算Zh基圆螺旋角：Bb=arctan(tanBcosat)Zh=arctan°x)2cospb2cos11.86cosatsinat；由教材书式5-39计算齿面接触应力6h6H=ZHZEJZJbd.2KT1u1=xxxx217266015576.8623.012=<%=安全4、校核齿根弯曲疲劳强度取Zv1=32

27、,Zv2=98,查教材书图5-14得：YFa1=,乙2查教材书图5-15得：Y；a1=,Y.32由教材书式5-47计算丫，因丫卩=1-叶*012.628120由教材书式5-48计算丫290.75cospb0.75cos211.861.677与高速级齿轮相同1=328.6MPa,6f2=300MPa由教材书式5-44计算齿根弯曲应力6F1=.1YFa1Ysa1YSYpbd1mn21.581725576.862=149MPa<rF1安全_YFa2Y；a2_F1YFa1Ysa1=<升2=300MPa安全5、齿轮主要几何参数Z130,Z291,u=,mn=2.5mmB=12°37

28、'44d1=,d2=,da1=,da2=df1=d1-2(hac)mn=xx(+)=df2=d2-2(hac)mn=xx(+)=a=155mm齿宽：b1=55mmb2=50mm七、轴的设计计算1、减速器轴的设计计算1) 选择轴的材料：轴的材料为45号钢，调质处理2) 按扭矩初步估算轴端直径初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装带轮，其轴径可按下式求得：，P按设计资料式8-2得：dA。查教材书表8-2得：A°=130,Vn估算高速轴外伸端最小直径：圆整取：d126mm该段轴长：l=(Z-1)e+2f=(2-1)x15+2x10=35mm估算低速轴外伸端最小直径：圆整取：d

29、348mm估算中间轴安轴承处最小直径：d236mm2、高速轴强度计算已知：双级斜齿轮圆柱减速器咼速轴传递的转矩为T1=,带轮上的压轴力Q=609N齿轮的分度圆直径di=,齿根圆直径df=，螺旋角B=,at=°。1) 设计轴的结构a、两轴承之间的跨距12112mmb、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圆周力：F1=1794Nd1轴向力：

30、FaFtanB400N径向力：FrFtanat669Nc、求轴的弯矩M画弯矩图，如图f所示。d、画轴的扭矩图，T=44180Nmm，如图g所示。e、求计算弯矩Ma，画计算弯矩图h。取根据：McaJM2(aT)2，a0.6图a图b图cM1Hsc11piaiiof1图e图f图g图hf、确定危险剖面，校核强度根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩最大的I剖面和弯矩较大，轴颈较细的U剖面进行验算。根据主教材表8-3查得：45号钢，（Tb-i=55MPaI剖面的计算应力：10.44MPavtb-i=55MPa合格U剖面的计算应力：M61432TcaCa314.3MPavtb-i=55MPa合格caW0.1353

31、3）按疲劳强度安全系数校核轴分别选择川、IV剖面进行验算：川剖面所受的弯矩和扭矩大，轴肩圆角处有应力集中。IV剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角三个应力集中源。45钢调质的机械性能参数：Tb637MPa，t1268MPa，t1155MPa0a、III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。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。根据：Dd54.180猖4802.66,匚50.030查得：Kff1.88，Kt1.57，50.84，纭0.78，B0.95，取叭0.21则：S=1=268=则：TKt1.88cc

32、c不八叭命6.80ST=TKt下5155SaSS=SaSS='aT2S2TS216.72268.26取S=S>S,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。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。查得:Ka1.76，Kt1.54，£(T0.91，-0.89，B0.95，0.21则:则:s=a_aa叭am268""176-12.560St=TatTm155154S=%S>S,满足要求，所以IV剖面疲劳强度满足要求。八、滚动轴承的选

33、择和寿命验算1、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。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：轴的直径d=35mm该轴承所承受的轴向载何Fa=400N轴转速n=507r/min，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：R,h787N合成支反力：农JR1hR2v=J78725842=980NR2Jr2hR；v=J8472121

34、02=1470NFA=Fa=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：Cr（动）=Cr°（静）3）计算当量动载荷故：A=Fa=400NA=0因为：A：4000.029，确定e=Co静）13500由:A24000.27>e=R1270所以：X?=，Y2=轴承承受轻度载荷冲击，按教材书表9-17取fd=，按教材书表9-4得ft=1，因为轴承不承受力矩载荷，故fm=1。F2fdfn（X2R2Y%）1.21（0.5614701.99400）1943.04N4）校核轴承寿命因为H>P，所以按2计算轴承寿命。,106ftc106119800L1()h

35、=34784h60nP605071943.04因为L10h=34784>24000h，故6207轴承适用。九、键联接的选择和验算大带轮装在咼速轴轴端，需用键进行周向疋位和传递转矩。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=44180Nmm1. 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得两个键为：bh=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

36、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=100MPab8键的工作长度：l=L-=28-=24mm22由式3-1得：(tp=4Tl=444180=<%=100MPa安全Pdhl26728p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Nm根据：d=48mm选择联轴器TL8:48X112(GB/T4323-2002)由课程设计教材表22-2查得：Tn=710Nmn=2400r/min由教材书式11-1查得：K=Tc=KT=X=NmTn710NmN=min<n=2400r/min十、减速器的润滑方式及密封形式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的计算1、齿轮润滑油的选择（TH1=（TH2=根据教材书表5-10可选用抗氧锈工业齿轮油润滑。润滑油的牌号按齿轮的圆周速度v选择参照教材书式5-12,低速级齿轮圆周速度：、/ndnn/匚/V133m/s5m/s601000601000选用320mm