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：FU=3100=2.015kw1000 1000传动装置的总效率：耳=n。n2n4叩叩查表 17-9 确定个部分效率如下：皮带传动效率：no=0.95齿轮啮合效率：ni= 0.97（齿轮精度为 8 级）滚动轴承效率：耳2=0.99（球轴承）联轴器效率：恥=0.99滚筒效率：叶4=0.96传动总效率： n =0.95 X0.972X0.994X 0.99 X0.96 =0.816Fw2.015所需电动机功率：R-=cc=2.469kwn0.816查设计

2、资料表 27-1，可选丫系列三相异步电动机 Y100L2-4 型， 额定功率 R=3kw;或选丫系列三相异步电动机 丫 132S-6 型，额定 功率F0=3kw 均满足 住 Fr。2、选取电动机的转速、亠“占卄、击60v607.65.滚筒轴转速：nw-41.4r/minnD 3.14 汽 0.3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。PW= 2.015kwn-0.0816Pr= 2.469kw表 1:电动机数据及传动比Po=3kw no=1420r/mi ni2=34.3i 带=2.8i 减=12

3、.25i12=4.061i23=3.012万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.O100096023.2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 P kw3电动机轴伸长度 E/mm60电动机满载转速 n0/ （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/NJ.m 2.2三、传动装置的运动及动力参数计算1、 分配传动比总传动比：i十匹=1420= 34.3nw41.4根据设

4、计资料表 17-9 可知i带=24 取 i 带=2.8i34 3则减速器的传动比：i 减=丄 12.25i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：i12=（1.35减=4.061则低速级的传动比：）23= 1 减=12.25=3.012i124.0672、 各轴功率、转速和转矩的计算0 轴：0 轴即电动机轴P0=R=2.469kwno=142Or/mi nP2.469 x103TO=9.55r=9.55工=16.61Nmn1420I轴：1 轴即减速器高速轴Pi=F0 noi=R n0=2.469x0.

5、95=2.346kwn1420厂/ni=一507r / mini带2.8P2.346 x103TI=9.551=9.55 汉=44.18N m6507U轴：U轴即减速器中间轴F2=P1 n1 n2=2.346x0.97x0.99=2.253kw 门勺507化=-=124.6r / mini124.067F22.253T03E=9.552=9.55汉-=172.66N，mn2124.6川轴：川轴即减速器的低速轴F3=P2 n1 n2=2.253x0.97x0.99=2.163kw 门2124.6“ / /n3=厶=-=41.4r / mini233.012F32.163 灯 03T3=9.55

6、旦= 9.55 汇- =499.1N mn341.4W轴：W轴即传动滚筒轴F4=F3 n2 n3=2.163x0.99x0.99=2.12kw n4= n3=41.4r/minP2.12X03T4=9.55丄=9.55汇-= 489.1N mn441.4将上述计算结果汇总如下Po=2.469 kw n=1420r/mi nT0=16.61NmP1=2.346 kwn1=507r/m in=44.18NmP2=2.253 8kw n2=124.6r/mi nT2=172.66NmPa=2.163kw n3=41.4r/minTa=499.1 NmP4=2.12kwn4=41.4r/minT4=4

7、89.1 Nm表三：各轴运动及动力参数Pc=2.716kwddi=100mm轴序号功率/KW转速/(r/min)转矩 T/ N - m传动形式传动比效率口02.469142016.61带传动2.80.95I2.34650744.18齿轮传动4.0670.96n2.253124.6172.66齿轮传动3.0120.96川2.16341.4499.1联轴器1.00.98IV2.1241.4489.1四、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 4 4 查得工作状况系数 K=1.1计算功率：PC=KAP=1.1X2.469=2.716kw2） 选取 V 带型号根据 P

8、C和 no由图 4-12 确定，因 Pc、no工作点处于 A 型区，故 选 A型 V 带。3） 确定带轮基准直径ddi、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ddidmin对传动有利，按表 4-6 取标准值，取ddi=100mm2验算带速 V、/nddinonX100420 -.V=7.4m/s60 x100060 x1000在 525m/s 之间，故合乎要求。3确定从动轮基准直径dd2dd2=i带dd!=2.8 汉 100=280mm 查教材表 4-6 取dd2=280mm4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

9、%为允许。dd2280ci =2.8dd!100n。1420/.m =0= 507r / min1i2.8507-507 =0%兰5%5074)确定中心距 a 和带的基准长度 Ld1初定中心a因没有给定中心距，故按教材书式 4 25 确定按：0.7(dd1+dd2)waw2(dd1+dd2)得：0.7X(100+280)wa0w2X(100+280)266mmwa0w760mm取a0=500mm2确定带的计算基准长度 Lc:按教材式 4-26 :1o_ n人.(dd2dd1)Lc2a0+(dd1+dd2) +24a2n(280100 )=2X500+(100+280)+-L24 x 500=1

10、613mm3取标准 LdV=7.4m/sdd2=280mmi带=2.8查教材书表 4-2 取Ld=1600 伽。确定中心距 aLcLd“c 1600 1613 “匚a= a0+=500+=493.5 mm2 2a调整范围：amax=a+0.03Ld=493.5+0.03X1600=541.5mamin=a-0.015Ld=493.5-0.015X1600=469.5mm5) 验算包角a1按教材书式 4-28 得：gc。(dd1一如)Aon (280 -100)0a1180-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 Pc=2=

11、1.99 取Z=2 根P01.367) 确定初拉力 FQ：查教材书表 4-1 : q=0.1kg/mP 2 5按教材书式 4-30 : FQ=500( -1)+q vvz Ka=500X2.716汉(_2_1)+0.1 疋 7.427.4 x 20.95=155N8) 计算轴压力 Qa158按教材书式 4-31 : Q=2FZsin-=2X155X2Xsin=608.6N229) 确定带轮结构小带轮dd兰(2.53)ds，采用实心结构PQ=1.24P1=0.19P2=-0.00243P。/ =1.36Z=2F0=155NQ=608.6N大带轮米用孔板式结构d1= 1.8d=1.8x26=46.

12、8mm查设计资料表 7-8 得 e=15 , f=10, he =12 ,S=6, =340,ba=11mmhamin=2.75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：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 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 20

13、0HB 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，九血=580MPa大齿轮齿面硬度为 200HB 时，叶诚=550MPa计算应力循环次数：由教材书式 5 33 得：8N1=60n“jLh=60X507x1X(10 x8X300)=7.3x10N1=7.3心08=1.79x108i4.067查教材书图 5-17 得：ZN1=1.06，ZN2=1.12由教材书式 5-29 得：乙灯1.0取Zw=1.0，SHmin=1.0，ZLVR=0.92(精加工齿轮)由教材书式 5-28 确定疲劳许用应力：Ni=1x1092=3.58x108(

14、THlim1ZN1Zx1ZWZLVR=5801.06 1.0 1.0 0.92 =565.6MpaSHmin1.0mn=(0.007 0.02) a= 0.875mm-2.5mmH1二Hh = 565.6MPaH2(THlim2ZN2ZX2ZWZLVR=5501.12 1.0 1.0 0.92 =566.7MPaSHmin1.0因为砧1 (u+1)33Kt ZHZEZN 打 ”2 皿iRH】丿=4.067 131.2441802.44189.80.9872 0.34.067565.62=121.7mm圆整a=125mma=125mm估算模数:取标准值:mn=2mm小齿轮齿数:乙二2acosB=

15、2 125 cos13=24.03mn(u 1)2 (4.0671)乙二uZj=4.067 X 24.03=97.7取乙=24,Z2=98实际传动比:984.0824传动比误差:i理_i实i理100% =4.08 - 4.0674.067=0.3% 5%在允许范围内100%修正螺旋角:=arccosmnZi乙2a=arccos298 242 125=12 3441与初选B=13接近,ZH, ZB可不修正。齿轮分度圆直径：d1=mZ=2 24=49.180mmcosBcos12.578d2mnZ2cosB2 98cos12.578=200.81mmn d3=n49.182357=1.31m/s6

16、0 103圆周速度： V=3、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=1.25按V乙J.31 24.31, 8 级精度查教材书图 5-4 (b)得100 100动载系数Kv=1.024齿宽 b=aa=0.3X125=37.5mm360 10取 b=40mm按d 494180=0.8，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于轴承为非对称布置查教材书图 5-7 (a)得：KB=1.06乙=24乙=98m=2d1=49.180mmd2=200.81mmV=1.31m/sb=40按 8 级精度查教材书表 5-4 得：Ka=1.2按教材书式 5-4 计算载荷系数：K=KA

17、KvKKa= 1.25x1.024x1.06x1.2 = 1.628计算重合度,J齿轮齿顶圆直径：da1=d1+2h：mn=49.180+2X1.0X2=53.462mmda2=d2+2hmn=200.81+2X1.0X2=204.810mm端面压力角：tanantan20“at=arctan( -)=arctan( - )=20.452coscos12.5781齿轮基圆直径：db1=d1cosat=49.180Xcos20.4520=46.156mmdb2=d2cosat=200.18Xcos20.452=188.475mm-jAd. 4 eft端面齿顶压力角：aat1=arccos = a

18、rccos 一.-=29.782da153.180db2188.4750aat2=arccos = arccos - =23.264da2204.8101ga=Z2(tanaat1-tanat)+Z3(tanaat2-tanat)2n1=24(tan29.782 -tan20.452 J+98(tan23.264tan20.452 J2兀=1.349bsi n卩 40 xs in 12.578 g2心nmn2n由教材书式 5-43 计算： J =1=J1349=0.86由教材书式 5-42 计算：Z- Jcos - Jcos12.578 =0.99由教材书式 5-41 计算 ZHKA=1.25

19、K/ =1.024K =1.06Ka=1.2K=1.628da1=53.462mmda2=204.810mmdb1=46.156mmdb2=188.475mmaat1=29.782aat2=23.264a=1.349=1.38=arctan(tan12.578 Xcos20.452)J =0.86=11.808ZB二0.99/2cosBbZH2cos11.808=2.45cosatsinacos20.452 sin20.452ZH=2.45由教材书式 5-39 计算齿面接触应力（THH=ZHZEZZB2KT1 U 1bd2u=2.45X189.8X0.86X0.992 44180 1.628

20、4.067 1X40汇49.18024.067=537.9MPa1.0YB=1-引B=1-1.012.578=0.9B B120 120由教材书式 5-48 计算Y；Y=0.25+O.Zb=0.25+.75cos211.8081.349=0.79查教材书图 5-18b 得：(TFiim1=230MPacFim2= 210MPa查教材书图 5-19 得：YN1- 2=1.0:二H=537.9Mpa乙=25.8ZV2=105.4YFal=2.65YFa2=2.24Ysa1=1.58Ysa2=1.81crFlim1=230MPa(TFlim2=210MPa取：=2.0，S Fmin = 4由教材书式

21、 5-32，因为 m=25,所以取 *=%2=1.0计算许用齿根弯曲应力屛一 FlimlYsTYN1YX1=2320灯.0 灯.0 =328.6MpaSFmin1.4r iFlim2YST210 疋 2.0LF2 =-YN2Y2=-汉 1.0 x 1.0 =300MpaSFmin1.4由式 5-44 计算齿根弯曲应力=2KT1Y Y YYLF1| |fFa1fsa1f*bd1mn=2 1.628汉44180X2.65 X1.58X0.79X0.9 40 x49.262 x2=108.6MPav.=328.6Mpa安全YFa2a2LF2=LF1Y YTFasa12.24x1.81=108.6 x

22、-2.65 x1.58=105.2MPa 2=300MPaLF1=108.60MPaLF2=105.29MPa六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算已知：传动功率住=2.252kw，小齿轮转速 n2=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(GB10095-88)。查教材书图 5-16 (b):小齿轮齿面硬度为 240HB 时，九血=580MPa大齿轮齿面硬度为 200HB 时，叶

23、诚=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,=60n2jLh=60X124.6X1X(10X8X300)=2.24X108MM2.24X108一匚c?N2=-=7.45X10i3.012查教材书图 5-17 得：ZN1=1.12，ZN2=1.19由教材书式 5-29 得：乙灯=1.0取ZW=1.0，SHmin=1.0，ZLVR=0.92(精加工齿轮)由式 5-28 确定疲劳许用应力：r1(THlim1-7 -7 -7 -75H1一 ZN1ZX1ZWZLVRSHmin580=一汇 1.12 沢 1.0 沃 1.0 沢 0.92 =597.6M

24、Pa1.0.Hlim2z z z z%2 QZN2ZX2ZWZLVRSHmin550=X1.19 X1.0 汉 1.0 汉 0.92 =602.14MPa1.0因为砧11.0=2.44X189.8X0.769X0.9882 172660 1.58 3.012 155 76.8623.012(TH=574.4MPa=574.4MPabH=597.6MPa安全Z1Zv1COS3B乙2 =气COSB取 Zv1=32, Zv2=98,查教材书图30-332.3COS312.628、91397.94cos12.6285-14 得：YF91=2.56 ,YF92=2.27乙=32.3Zv2=9查教材书图5

25、、齿轮主要几何参数Z =30,Z2=91, u=3.012, mn=2.5mmB=12 3744di=76.86mmd2=233.14mmda1=81.86mmda2=238.14mmdfi=di-2(ha +)mn=76.86-2X2.5 x( 1.0+0.25)=70.61mm df2=d2-2(ha*+c mn=233.14-2X2.5X (1.0+0.25 )=226.89mm 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丫卩=1-%120=1-1.0:=0.86

26、120YB=0.86Ye=0.677由教材书式 5-48 计算Y2丫 =0.25+ .75COS=0.25+.75COS11.86=0.677与高速级齿轮相同OF1 =328.6MPa,厲 L =300MPa由教材书式 5-44 计算齿根弯曲应力2KT1巾bd1mn诈a1Ysa1丫 丫卩2尤1.58勺72660汉2.56 .63 汉0.677 7.8655 76.86 2=149MPaTF 1=328.6Mpa 安全,52=147.867226 10F1Y：a1Ysa12.54 1.64=144.402MPa2=300MPa安全OF1=328.6MPaOF2=300MPaOF1=149MPaO

27、F2=144.402MPa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：iP按设计资料式 8-2 得：dAA。3查教材书表 8-2 得：A=130, n估算高速轴外伸端最小直径：PJ2.346dmin工人3/ =130打-=23.32mm如V 507圆整取：d26mm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：| p(2.216d3色民彳旦=120 汇-=45.1mmVnaV 41.4圆整取：d3=48mm估算中间轴安轴承处最小直径：d?= 36mm2、 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T1=

28、44.18Nm,166166圆周2T-=1794Nd1轴向力:Fa径向力:Fr=Ftanat=669NFt=1794NFr=669NFa=400NR1H248Q 25.7Fa-54F166248 609 257 400-54 669166=_82Q82 609 25.7 400 112 669=847NR1H=787N带轮上的压轴力 Q=609N 齿轮的分度圆直径 d1=54.18mm 齿根圆直径df=49.180mm 螺旋角B=12.578 , at=20.452 。1）设计轴的结构a、 两轴承之间的跨距丨2=112mmb、 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

29、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bMH=82Q=82x609 =49938N mmM2H二54R?H二54：847二45738N mmM,v=112Rv=112 584 =65408N mmc、求轴的弯矩 M 画弯矩图，如图 f 所示M2o二 M?2HOM?2V74400N mmd、画轴的扭矩图，T=44180N mm，如图g所示。e、求计算弯矩 Ma,画计算弯矩图 h。4993820.6 441

30、80=61432N mm=&98132+(0.6 X44180 i =84100NM1H=49938 N jmmM2H=45738 N mmM2H0= M2H_ “1-35458N mm2M2H0二35458 N4mmRw54Ft54 1749166，84N166R2v=112J112仃加七蚀166166R1V=584NRzv二26899NM2v=65408 N mmM=MH=49938N mmM2 = .M2HM2V79813N mmM2=79813NM20二74400mmN mm取根据：Mca=M2(aTf, a-0.6Mca0= 26508mmMCao20.64418026508

31、N mmMca1=61432 NmmMCa1JM2匚0.6T$MCa20= 78981NmmMca84100N mmMCa2=,M20.6 T220.6 TMCa2OT、 7-Q厂LFt7-i/、Fa图 a图 b图 cT图 e图 fFtF2vM2QR1HFrFa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=55MPa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：恥=637M

32、Pa，_1= 268MPa，T= 155MPaoa、HI 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。MaO盯1门口0 IlCa1p- iqr rn -Ma2f、确定危险剖面，校核强度I剖面的计算应力：Ma2W841000.143.1803= 10.44MPa (Tb-1=55MPa 合格II剖面的计算应力：MaicaW 0.1 35s3)按疲劳强度安全系数校核轴6143214.3MPaS,满足要求，所以 III 剖面疲劳强度S=68.26S二16.23mi n一 一：max -15.08MPa满足要求。八、滚动轴承的选择和寿命验算I1、滚动轴承的

33、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。% = max=15.08MPqbm= 0T 44180Tmax=wp0.2汉263i2.56MPaTm=Ta=F = 2 =6.28皿卩弓Tmin =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:(T= 1.76,心=1.54,(T=0.91,gT= 0.89, 3- 0.95,取叭二0.21则:S =- Kff-CTCT j2681.76=10.480.91 0.95126 0=

34、KTa TTm&T155-=12.14汉 6.28+0.21 x 6.280.89 0.951.54S SS=TTS2S：10.4812.14=7.980.4821 2.142取S=1.51.8 SS,满足要求，所以 IV 剖面疲劳强度二max=15.08MPa匚min一-15.08MPa厂=15.08MPa一a max=12.56MPa比=10.48S=12.14S二7.98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

35、 6207,要求轴承 预期寿命24000h。1） 计算支反力R1,艮和轴向合理 FA由前面计算得知：RIH=787NR2H= 847 NRIV=584NR2严1210N合成支反力：Ri=YRI2H+R2V= J7872+5842=980NR2=#R；H+R；V/847+12102=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）=19.8KNCr（静）=13.5KN3） 计算当量动载荷故：A= Fa=400N, A1=0因为：kA去=害黑=0.29， 确定 e=0.22Cr （静）13500tA2400由： 2 =_=0.27e=

36、0.22R21270所以：X?=0.56，Y2=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ft=1，因为轴承不承受力矩载何，故fm=1。P2=fdfn（X2R2+YA） T.2如汉（0.56 470 +1.99汉400） =1943.04NP = f訂皿&=1.2汉980=1176N4） 校核轴承寿命因为，所以按2计算轴承寿命。R1=980NR2=1470NA1=0A2=400NR=1176NP2=1943.04N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

37、，故选择弹性柱 销联轴器。减速器中低速轴转矩为 489.1 N m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=710Nm n=2400r/min 由教材书式 11-1 查得：K=1.25Tc=KT=1.25X489.1=34784hL10h=14.49 年因为L10h=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 得两个键为：b h =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lpl