机械设计减速箱设计说明书

减速器设计说明书

系另I」:

专业班级:

姓名:

学号:

指导西席:

职称:

目录

一设计任务书.........................................................1

设计题目..........................................................1

设计步调..........................................................1

二传动装置总体设计方案...............................................1

传动方案..........................................................1

该方案的优缺点....................................................1

三选择电动机.........................................................2

电动机类型的选择..................................................2

确定传动装置的效率................................................2

选择电动机容量....................................................2

确定传动装置的总传动比和分派传动比...............................3

四盘算传动装置运动学和动力学参数....................................4

电动机输出参数....................................................4

高速轴的参数......................................................4

中间轴的参数......................................................4

低速轴的参数......................................................5

事情机的参数......................................................5

五普通V带设计盘算...................................................5

六减速器低速级齿轮芍动设计盘算......................................9

选定齿轮类型、精度品级、质料及齿数...............................9

按齿面打仗疲劳强度设计...........................................9

确定传动尺寸.....................................................12

校核齿根弯曲疲劳强度.............................................12

盘算齿轮传动其它多少尺寸........................................14

齿轮参数和多少尺寸总结...........................................14

七减速器高速级齿轮芍动设计盘算.....................................15

选定齿轮类型、精度品级、质料及齿数..............................15

按齿面打仗疲劳强度设计...........................................16

确定传动尺寸.....................................................18

校核齿根弯曲疲劳强度.............................................19

盘算齿轮传动其它多少尺寸........................................21

齿轮参数和多少尺寸总结..........................................21

八轴的设计..........................................................22

高速轴设计盘算...................................................22

中间轴设计盘算...................................................28

低速轴设计盘算...................................................34

九转动轴承寿命校核..................................................40

高速轴上的轴承校核...............................................40

中间轴上的轴承校核...............................................41

低速轴上的轴承校核...............................................42

十键联接设计盘算....................................................43

高速轴与大带轮键连接校核........................................43

高速轴与小齿轮键连接校核........................................44

中间轴与低速级小齿轮键连接校核..................................44

中间轴与高速级大齿轮键连接校核..................................44

低速轴与低速级大齿轮键连接校核..................................44

低速轴与联轴器键连接校核........................................45

十一联轴器的选择....................................................45

低速轴上联轴器...................................................45

十二减速器的密封与润滑.............................................45

减速器的密封.....................................................45

齿轮的润滑.......................................................46

轴承的润滑.......................................................46

卜三减速器附件......................................................4G

油面指示器.......................................................46

通气器...........................................................46

放油塞...........................................................47

窥视孔盖.........................................................47

定位销...........................................................48

起盖螺钉.........................................................48

十四减速器箱体主要结构尺寸.........................................48

十五设计小结........................................................49

参考文献.............................................................49

设计任务书

同轴式二级斜齿圆杆戒速器,招矩T=900N・m,速度v=0.75m/s.音杼D=300mm,每天

事情小时数：16小时,事情年限（寿命）：15年，每年事情天数：300天，配备有三粕交换

电源，电压380/220V。

二传动装置总体设计方案

传动方案已给定,前置外传动为普通V带传动，减速器为同轴式二级圆柱齿轮减速器。

由于V带有缓冲吸振能力，接纳V带传动能减小振动带来的影响，而且该事情机属于

小功率、载荷变革不大，可以接纳V带这种简朴的结构，而且代价自制，尺度化水平高,

大幅低落了本钱。

同轴式二级圆柱齿轮减速器长度偏向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，即.度较

差，两极大齿轮直径靠近，有利于沁油润滑。轴线可以水平，上下或铅垂部署。

三选择电动机

凭据事情要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V,Y型。

查表得：

联轴器的效率：n

转动轴承的效率：n

v带的效率：n

闭式圆柱齿轮的效率：n

事情机的效率：n

加=力X根x"x%xT]w=0.842

事情机所需功率为

Twxnw

电动机所需额定功率:

P4.5

P=—w=――=5.34kW

da%0.842

事情转速:

60x1000xV60x1000x0.75

"W------——-------=47.77rpm

TCXDnx300

经查表按推荐的公道传动比范畴，V带传动比范畴为：2〜4,同轴式二级齿轮减速器传

动比范畴为：8〜40,因此理论传动比范畴为：16〜160。可选择的电动机转速范畴为nd=ia

Xnw=(16-160)X47.77=764-7643r/mino进行综合考虑代价、重量、传动比等因素，选定电

机型号为：Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW,满载转速为nm=960r/min,

同步转速为nt=1000r/mino

方案电机型号额定功率(kW)同步转速满载转速

(r/min)(r/min)

1Y160M2-8750720

2Y132M2-61000960

3Y132S-415001440

4Y132S1230002900

电机主要外形尺寸

图3-1电动机

中心而外形尺寸地脚安装尺地脚螺栓孔轴伸尺寸键部位尺寸

寸直径

HLxHDAxBKDxEFxG

132515x315216x1781238x8010x33

(1)总传动比的盘算

由选定的电动机满载转速nm和事情机主动轴转速nw,可以盘算出传动装置总传动比

为：

nm960

a=-==20.096

Qnw47.77

(2)分派传动装置传动比

取普通V带的传动比：iv=2

高速级传动比

M=3.17

则低速级的传动比为

i2=3.17

减速器总传动比

ib=i1xi2=10.0489

四盘算传动装置运动学和动力学参数

Po=534kW

九o=n?n=960rp?n

5.34

To=9550000x—=9550000x——=53121.88/V•mm

九o960

P/=P。x%=5.34x0.96=5.13/clV

960

--=480rpm

o乙

PI5.13

T/=9550000x一=9550000x--=102065.63/V•mm

1n,480

P〃=P/x必xg=5.13x0.99x0.98=4.98/cVK

n/480

n=—=T—Z=151.42rpm

/zI1«5.1/

P〃4.98

T=9550000x—=9550000x——=314086.65/V•mm

〃n/f151.42

P〃/二P〃X必X狈=4.98x0.99x0.98=4.83kW

n//151.42―

PjH4.83

T,,,=9550000x一=9550000x——=965595.56N•mm

〃/n//z47.77

P八=Pmxxx〃2xrjw=4.83x0.99x0.99x0.99x0.96=4.5kW

n/r=n[[f=47.77rpni

P/r4.5

4=9550000x—=9550000x——=899623.19/V•mm

TLT*ZeZ/

各轴转速、功率和转矩列于下表

轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(N・mm)

电机轴960

高速轴480

中间轴

低速轴

事情机

五普通V带设计盘算

由表8-8查得事情情况系数KA=1.1,故

Pca=KAxP=1.1%5.34=5.874/clV

凭据Pea、nl由图8-11选用A型。

1)初选小带轮的基准直径ddl<,由表8-7和表8-9,取小带轮的基准直径dd^lOOmm.,

2)验算带速V。按式(8-13)验算带的速度

nxxnnx100x960,

v=---------------=-----------------------=5.02m-s-1

60x100060x1000

因为5m/sVvV30m/s,故带速符合。

3)盘算大带轮的基准直径。凭据式(8-15a),盘算大带轮的基准直径

dd2=ixddi=2x100=200mm

凭据表8-9,取尺度值为dd2=200mm。

凭据式(8-20),初定中心距式=450mm。

由式(8-22)盘算带所需的基准长度

儿。=2xa。+gx(ddi+d)+

d2W

/勺XCIU

n,、(200-100)2

=2x450+-x(100+200)+-…=1377mm

24x450

由表选带的基准长度Ld=1430mm(>

按式(8-23)盘算实际中心距a。

Ld-51430-1377

a«aH-------------=450H---------------------工476mm

0乙乙

按式(8-24)，中心距的变革范畴为455--519mm。

5730573°

6a

«180-(dd2-%。x――«180-(200-100)x=167.96°>120

1)盘算单根V带的额定功率Pr。

由ddl=100mm和nl=960r/min,查表8-4得P0=0.S6kWo

凭据nl=960r/min,i=2和A型带，查表8-5得△P0=0.112kW。

查表8-6得Ka=0.972,表8-2得KL=0.96,于是

Pr=(Po+△Po)xKaxKL=(0.96+0.112)x0.972x0.96=IkW

2)盘算带的根数z

Pca5.874

4:丁X5.87

取6根。

由表8-3得A型带的单元长度质量q=0.105kg/m,所以

(2.5-KQxP,(2.5-0.972)x5.874,

F。=500x~--ca+qxi?=5oox,i+0.105x5.022

Kaxzxv”0.972x6x5.02

=155.93/V

167.96°

弓)=2xzx/xsin(?)=2x6x155.93xsin--j=1860.84/V

1)小带轮的结构设计

小带轮的轴孔直径d=38mm

因为小带轮ddl=100

小带轮结构选择为实心式。

因此小带轮尺寸如下：

d]=2.0Xd=2.0x38=76mm

da=dd+2xha=100+2x2.75=105.5mm

fi=(z-l)xe+2x/=(6—1)x154-2x9=93mm

Xd2B(带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于即是带轮宽度)

L=93mm

图5-1带轮结构示意图

2)大带轮的结构设计

大带轮的轴孔直径d=28mm

因为大带轮dd2=200mm

因此大带轮结构选择为腹板式。

因此大带轮尺寸如下：

£=2.0xd=2.0x28=56mm

da=dd+2xha=200+2x2.75=205.5mm

8=(z-l)xe+2x/=(6—I)xl5+2x9=93mm

C=0.25xB=0.25x93=23.25mm

L=56mm

图5・2带轮结构示意图

选用A型普通V带6根，基准长度1430mmP带轮基准直径ddl=100mm,dd2=200mm,

中心距控制在a=455〜519mm。单根带初拉力F0=155.93No

带型AV带中心距476mm

小带轮基准直径100mm包角167.96°

大带轮基准直径200mm带长1430mm

带的根数6初拉力

带速压轴力

六减速器低速级齿轮传动设计盘算

6.1选定齿轮类型、精度品级、质料及齿数

(1)凭据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为a=20°,初选螺旋角8=13,。

(2)参考表10-6选用7级精度。

⑶质料选择由表10-1选择小齿轮40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮45(诫质),

硬度为240HBS

(4)选小齿轮齿数zl=27,则大齿轮齿数z2=zlXi=27X3.17=86。

⑴由式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即

3

,12xKHtxTu+1/ZHxZExZex

U-XX

J<Pdu\[aH])

1)确定公式中的各参数值

①

②盘算小齿轮通报的扭矩：

p498

T=9.55x106x-=9.55x106x———=314086.65/V•mm

n151.42

③由表10-7选取齿宽系数6d=l

④

⑤JMPa。

⑥由式(10-9)盘算打仗疲劳强度用重合度系数Z£。

/tana\/tan20°\

arctan(-----n)=arctanI----)=20.483°

\cosp)\cosl3”

Zixcosat27xcos20.483\

arccos=arccos274-2x1xcos13)=29.107°

Zi+2Xhanx

/z2xcosat\/86xcos20.483\

aat2=arccos------：--------T=arccos——---------=23.649°

\Z2+2XhanXcosp)\86+2x1XCOS13J

x

Zix(tanaa[1-tana^+z2(tanaa[2—tanat)

2n

27x(tan29.107°-tan20.483°)4-86x(tan23.649°-tan20.483)

=-------------------------------------------------------------=1.668

27r

tanptGH13°

MxZ]x----=1x27x-------=1.984

pnn

-

I4—EI41.6681.984

益=「皆ax（f"Mx）+襄x（1T984）+*=0.652

⑦由公式可得螺旋角系数ZB。

Zp=yjcosp=Jcos13°=0.987

⑧盘算打仗疲劳许用应力［。川

由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的打仗疲劳极限分别为

=600Mpa，0Hlim2=SSOMpa

由式（10-15）盘算应力循环次数:

8

NL1=60xnxjxLh=60x151.42x1x16x300x15=6.541x10

N6.541x108

L1=2.064x108

NL2=-3A7-

由图10-23查取打仗疲劳系数

KHN\=L06,

取失效概率为1%，宁静系数S=l，得

]KHNIxau1.06x600

Rk//Ji=------z--H--m-l=----------=636MP。

TK//N2X0Hlim21.13X550

Ek=J=—:——=621.5MPQ

OJL

取[C和[CH]2中较小者作为该齿轮副的打仗疲劳许用应力，即

[aH]=621.5MP。

2）试算小齿轮分度圆直径

2

2xK][txTxZExZcx

du>

Wd[%]

86

2x1.3x314086.6577+12.46x189.8x0.652x0.

=63.087mm

J621.5

27

(2)调解小齿轮分度圆直径

1)盘算实际载荷系数前的数据准备。

①圆周速度v

nxdxnnx63.087x151.42

v—--------l-t--------=--------------------------------=0.5

60x100060x1000

②齿宽b

b=（pdxdlt=1x63.087=63.087mm

2）盘算实际载荷系数KH

①由表10-2查得使用系数KA=1

②

③齿轮的圆周力。

T314086.65

F=2x—=2x=9957.254N

t63.087

100/V

K_AxF_t/b=1x9957.254/63.087=158N\mm>--------

mm

查表10-3得齿间载荷分派系数KHa

由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称部署时，得齿向载荷漫衍系

数KHB

由此，得到实际载荷系数

KH=KAXKVXKHaxKHp=lx1.01x1.2x1.422=1.723

3）由式（10-12）,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

3a=63.087x1.723

d]—d1[x——=69.298mm

1.3

4)确定模数

dixcosp69.298xcos13

nin==2.501mm,=3mm。

Z127

⑴盘算中心距

(z+z)xmL-、,

a=-t------2------n=173.96mm,圆整为4mm

2xcosp

⑵按圆整后的中心距修正螺旋角

0,(Zi+z2)xm，A_

/?=acos---------------------=13.0n5ro9o0

产\2xQ)

P=13°3'32"

⑶盘算小、大齿轮的分度圆直径

mnxzx3x27

办=「=—<…c=83.15mm

cospcosl3.059

mnxz23x86

=

d=-------=----------1oCM264.857n7n

2cos0cosl3.059

⑷盘算齿宽

b=(pdxdx=83.15m77i

取Bl=90mmB2=85mm

齿根弯曲疲劳强度条件为

2

2xKXTxYPaxYSaxYexYpXcos0

(pdxm3xzl

1)T、mn和dl同前

齿宽b=b2=85

齿形系数YFa和应力修正系数YSa,当量齿数为:

小齿轮当量齿数:

27

°=29.208

cos3^cos313.059

大齿轮当量齿数:

Z286

—5——r°=93.033

COS3/?cos313.059

由图10-17查得齿形系数

YFal=2.57,YFa2=2.208

由图10-18查得应力修正系数

hi=1・6,^2=1.776

①

②由式（10-18）,可得盘算弯曲疲劳强度的重合度系数Y

a；=arctanO=arctan(；由tan朝20°卜\20487。

0b=arctan(tan/?xcos6)=arctan(tanl3.059°xcos20.487°)=12.259°

Ra1.668

=—……°=1.747

^avCOS26obcos212.259

0.75

Ye=0.25+——=0.679

tanptanl3.059°

格”丁=lx27x--------------=1.993

=%xn

③由式（10-19）,可得盘算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YB

P13.059

%=1一切x—c=1_1.993x-—0=0.783

〃0120120

2）圆周速度

7ix£xnnx83.15x151.42

v--------------=0.66m•s~1

60x100060x1000

3）宽高比b/h

/i=(2x/ia*+c♦)xm=(2x1+0.25)x3=6.75mm

b90

广南5333

查表10-3得齿间载荷分派系数KFa

由表10-4用插值法查得KHB=1.428,结合b/h=90/5.75=13.333查图10-13,得KFB=1.08。

则载荷系数为

KF=KAxKvxKFaxKFp=1x1.013x1.1x1.08=1.203

由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为

(Jrumi=500MPa、crH|rn2=380MPa

由图10-22查取弯曲疲劳系数

KFNI=0.91fKFNZ=0.92

取弯曲疲劳宁静系数S=1.25,由式(10-14)得

1^FNlxaFliml0-91X500

rMi=--------Q-----=—声一=364MPQ

JJL"D

KFN2X0Plim20.92x380

［*2==279.68MP。

SL25

齿根弯曲疲劳强度校核

2

2xKxTxYFalxa用xYgXYpxcos0

=

0FIA

(pdxmxzl

2x1.203x314086.65x2.57x1.6x0.679x0.785xcos213.059

=79.852MPa

1x33x272

＜瓦］i

2

2xKxTxYFa2xYSa2x为x“xcos0

3

(pdxmx

2x1.203x314086.65x2.208x1.776x0.679x0,785xcos213.059

=76.151MPa

1x33x272

V瓦］2

齿根弯曲疲劳强度满足要求，而且小齿轮反抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。

4）齿轮的圆周速度

7rx心x九nx83.15x151.420.66?n

V=60x1000=60x1000=s

选用7级精度是符合的

(1)盘算齿顶高、齿根高和全齿高

ha-mxh^n=3mm

hf=mx(han+cn)=3.75TH7H

h=(htt+hf)=mx(2储八+c„)=6.75mm

(2)盘算小、大齿轮的齿顶圆直径

da1=dj+2xha=89.15mm

da2=d2+2xha=270.85mm

(3)盘算小、大齿轮的齿根圆直径

dfi=d1-2xhf=75.65mm

df2=d2-2xhf=25735mm

注:储„=1.0,c；=0.25

参数或多少尺寸标记小齿轮大齿轮

法面模数mn33

法面压力角an2020

法面齿顶高系数hax

法面顶隙系数c*

螺旋角B左13°3'32"右13°3'32"

齿数z2786

齿顶高ha33

齿根高hf

分度圆直径d

齿顶圆直径da

齿根圆直径df

齿宽B9085

中心距a174174

图6-1低速级大齿轮结海图

七减速器高速级齿轮传动设计盘算

7」选定齿轮类型,精度品级、质料及齿数

⑴凭据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为a=20。，初选螺旋角B=13'。

（2）参考表10・6选用7级精度。

⑶质料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），便度为280HBS,大齿轮45（调质）,

硬度为240HBs

⑷选小齿轮齿数zl=27,则大齿轮齿数z2=zlXi=27X3.17=861,

（1）由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即

3

12xxTu+1xxZ£x

XX

dltJSdU\[<Jn]

1）确定公式中的各参数值

①

②盘算小齿轮通报的扭矩:

APA5.13

T=9.55x106x-=9.55x106x——=102065.63/V•mm

n480

③由表10-7选取齿宽系数<bd=l

④

⑤JMPa。

⑥由式(10-9)盘算打仗疲劳强度用重合度系数Z£。

/tana\/ta?i20°\

…arCtan(7^-nJ="“an(益哥=20.483°

Zixcosa\/27xcos20.483\

-------J-------t-------=arccos-......—=29.107°

+2XhanXcos^J\27+2X1XCOS13J

x(86xcos20.483

(z2cosat\

aat2arccos--------——：---------------=23.649°

\Z2+2XhanxCOSp)\86+2x1xcosl3

ZIx(tanaatl-tana^+z2x(tanaa[2-tanat)

2TT

27x(tnn29.107°-t即20.483。)+86x(tan23.649°-S〃20.483)

=1.668

2n

tanptanl30

=WdxZ1x-------=1x27x-----------=1.984

nn

子x(l-切)+£=4-1.668,、1.984

zs=---x(l-1.984)+——=0.652

J1.000

⑦由公式可得螺旋角系数ZB。

Zp=yjcosP=Jcosl30=0.987

⑧盘算打仗疲劳许用应力[。H]

由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的打仗疲劳极限分别为

imi=600Mpa，0Hlim2=550Mpa

由式(10-15)盘算应力循环次数:

9

N1A=60义nxjxLh=60x480x1x16x300x1S=2.074x10

N2.074xIO9a

L18

NL2=-=-—=6.541xIO

O•JL/

由图10-23查取打仗疲劳系数

KHNI=0.98,KHN2=1.06

取失效概率为1%，宁静系数S=l，得