减速器设计计算说明书

目录1设计题目.................................................................................................................................2传动方案.................................................................................................................................3电动机选择.............................................................................................................................3.1选择电动机的种类.........................................................................................................43.2选择电动机功率..............................................................................................................43.3确立电动机的转速...........................................................................................................43.4电动机的主要尺寸...........................................................................................................54.轴的工况计算.......................................................................................................................4.1传动比的计算及分派........................................................................................................54.2各轴转速............................................................................................................................54.3各轴功率...........................................................................................................................54.4各轴转矩............................................................................................................................65齿轮的设计计算....................................................................................................................75.1高速级齿轮设计计算.......................................................................................................75.2低速级齿轮设计计算.......................................................................................................96轴的设计计算......................................................................................................................126.1轴选择资料.....................................................................................................................126.2轴最小直径计算.............................................................................................................126.3各轴各段直径确立.........................................................................................................136.4箱体内各部分合理散布.................................................................................................136.5各轴完好设计.................................................................................................................146.6轴受力剖析并校核.........................................................................................................157轴承的计算.........................................................................................................................208键联接的校核.....................................................................................................................209联轴器的选择.....................................................................................................................2110箱体参数确立...................................................................................................................2111润滑和密封的选择...........................................................................................................2212附件及说明........................................................................................................................2213设计小结2214参照资料23设计题目设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置原始条件和数据：输送机两班连续单向运行，载荷安稳，空载启动，室内工作，有粉尘；使用限期10年，大修期3年，在中等规模机械厂小批量生产。输送带同意速度偏差5%。输送带工作拉力2400N，输送带速度1.2m/s,卷筒直径300mm。传动方案传动方案选择：两级睁开式圆柱齿轮减速器电动机选择选择Y系列一般用途的全关闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机设计内容计算及说明结果3.1选择电动机的种类选择Y系列一般用途的全封选择Y系列一般用途3.2选择电动机功率闭自扇冷鼠笼型三相异步电的全关闭自扇冷鼠笼（1）工作装置所需功率动机型三相异步电动机PwPw=Fw×vw/（1000ηw）KWPw=3.06KW（2）工作装置的传动装考虑到胶带卷筒及其轴承的η=0.9084置的总效率η效率取ηw=0.94Pm=4KW（3）电动机额定功率PmFw=2400Nvw=1.2m/snw=76.394r/min3.3确立电动机转速nPw=Fw×vw/（1000ηw）n=1500r/min（1）卷筒轴转速nw=2400*1.2/(1000*0.94)（2）电动机转速n=3.06KW3.4电动机的主要尺寸输入输出端均采纳弹性联轴器ηc=0.99全部轴承均采纳转动球轴承r=0.995采纳8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率ηg=0.97322η=ηr×ηg×ηc=0.9953×0.972×0.992=0.9084P0=Pw/η=3.06/0.9084=3.37KW载荷安稳，选择电动机额定功率Pm略大于P0，按《机械设计课程设计》表8-169中Y系列电动机技术数据取Pm=4.0KWnw=6×10000vw/（πD）=60000×1.2/（π×300）=76.394r/min单级齿轮传动比3-5两级齿轮传动比i=9-25n=i×nw为了降低成本确立n=1500r/min电动机尺寸参照《机械设计课程设计》书表8-186、表8-187确立依据《机械设计课程设计》书表8-184选择电动机Y112M-4，其满载转速nm=1440r/min，质量47kg传动比及动力学计算设计内容计算及说明结果4.1传动比的计算及分i=nm/nw=1440/76.39=18.85i=18.85配i1=1.3i2i=i1×i2i1=4.95（1）总传动比求得i1=4.95i2=3.81i2=3.81（2）传动比分派n1=nm=1440r/minn1=1440r/min4.2各轴转速n2=n1/i1n2=290.91r/min（1）高速轴=1440/4.95n3=79.394r/min（2）中间轴=290.91r/minn=76.24r/minw（3）低速轴n=n/3.81=76.394r/minP=3.33KW321（4）工作轴n=n=76.24r/minP=3.21KWw324.3各轴功率1c3（1）高速轴P=P0*ηP=3.11KW=3.37*0.99=3.33KWPw=3.06KW（2）中间轴P2=P1*ηr*ηgT1=22.08N·m（3）低速轴=3.33*0.97*0.995T2=105.38N·m（4）工作轴=3.21KWT3=388.78N·m4.4各轴转矩P3=P2*ηr*ηgTw=382.53N·m（1）高速轴=3.21*0.97*0.995T0=22.34N·m（2）中间轴=3.11KW（3）低速轴Pw=P3*ηr*ηc（4）工作轴=3.11*0.995*0.99（5）电动机转轴=3.06KWT1=9550*P1/n1=22.08N·mT2=9550*P2/n2=105.38N·mT3=9550*P3/n3=388.78N·mTw=9550*Pw/nw=382.53N·mT0=9550*P0/nw=22.34N·m算得参数以下：轴名电动机轴1轴2轴3轴工作轴参数转速9176.39476.394（r/min）功率P（KW）3.373.333.213.113.06转矩T(N·m)22.3422.08105.38388.78382.53传动比i14.953.811效率η0.990.9650.9650.9855、齿轮的设计计算设计内容计算机说明结果5.1高速级齿轮设计传动无特别要求小齿轮、大齿轮均采纳45（1）齿轮资料选用小齿轮：考虑到直径问题钢正火，169-217HBS（2）许用接触应力设计成齿轮轴，采纳45σ=460MPaH（3）按齿面接触强度设钢正火，169-217HBSm=2.5mm计大齿轮采纳45钢正火，z1=20（4）按曲折疲惫强度校169-217HBSz=992核齿轮强度查表得σHlim1=460MPa，d=50mm1（5）公差计算选用σHlim2=460MPa，S=1d=247.5mmHmin25.2低速级齿轮设计[σ]=[σ]=460MPaa=148.75mmH1H2（1）齿轮资料选用σH=460MPab1=56mm（2）许用接触应力小齿轮转矩T=22.08N·mb2=50mm（3）按齿面接触强度设载荷安稳，取载荷综合系α=20°计数K=1.2设计知足要求（4）按曲折疲惫强度校齿宽系数Ψd=1Esns1=Esns2=-0.0585mm核齿轮强度小齿轮分度圆直径d1≥Tsn1=0.062mm（5）公差计算选用6712()Tsn2=0.113mmu±1KT1?(([σH])??Ψd)Ebns1=Ebns1=-0.050mm=40.8mmEbni1=-0.108mmEbni2==-0.156mm小齿轮齿数z1=20，大齿轮Wk1=19.151mm齿数z2=99Wk2=88.340mmm=d1/z1=2.045mmfp1=±0.015fp2=±0.018取m=2.5mmFp1=0.042Fp2=0.070分度圆直径d1=z1m=50mm，Fα1=0.020Fα2=0.025d2=z2m=247.5mm，中心距Fβ1=0.027Fβ2=0.029a=148.75mmfα=±0.0315齿宽b=Ψd×d1小齿轮采纳40MnB，=50mm241-286HBS取小齿轮齿宽b1=56mm，大齿轮采纳45钢正火，大齿轮齿宽b2=50mm169-217HBSv=πd1n/(60*1000)σ=460MPa=π*50*1440/(60*1000)Hz=30=3.77m/s1z=114由《机械设计》表6-4确2d=75mm定齿轮采纳8级精度1d=285mm由《机械设计》图6-302a=180mm得复合齿形系数b1=80mmY=4.38，Y=3.96Fs1Fs2b2=75mmSFmin=1α=20°σFlim1=σFlim2=360MPa设计知足要求[σ]=[σ]=360MPaF1F2Esns1=Esns2=-0.0585mmσF1=2KT1YFs1/(bm2z1)Tsn1=0.065mm=33.19MPa<[σF1]Tsn2=0.131mmσF2=σF1YFs2/YFs1=33.19×3.96/4.38E=E=-0.050mmbns1bns2=30.01MPa<[σ]E=-0.116mmF2bni1最小侧隙jnmin=0.100mmE=-0.177mmbni2由《机械设计课程设计》W==26.882mmk1书表8-95确立Wk2=96.246mmEsns=Esns1=Esns2fp1=±0.017fp2=±0.020=-jnmin/（2cosα）Fp1=0.053Fp2=0.092=-0.0585mmFα1=0.022Fα2=0.029齿厚公差Fβ1=0.028Fβ2=0.031Tsn=2tanα(br2+Fr2)1/2fa=±0.0315br=1.26×IT9br1=1.26×62=0.0781mmbr2=1.26×115=0.1450mmFr1=0.034Fr2=0.056Tsn1=0.062mmTsn2=0.113mmEsni1=Esns-Tsn1=-0.115mmEsni2=Esns-Tsn2=-0.166mm上偏差Ebns1=Ebns2=Esns×cosα=-0.050mm下偏差Ebni1=Esni1×cosα=-0.108mmEbni2=Esni2×cosα=-0.156mm公法线长度Wk1=m×Wk’1=2.5×7.6604=19.151mmWk2=m×Wk’2=2.5×35.3361=88.340mm查《机械设计课程设计》书表8-73、表8-74至表8-91得fp1=±0.015fp2=±0.018Fp1=0.042Fp2=0.070Fα1=0.020Fα2=0.025Fβ1=0.027Fβ2=0.029fa=±0.0315传动无特别要求，采纳软齿面齿轮设计小齿轮采纳40MnB，241-286HBS大齿轮采纳45钢正火，169-217HBS查表得σHlim1=720MPa，Hlim2=460MPa，SHmin=1[σH1]=720MPa[σH2]=460MPaH=460MPa小齿轮转矩T=105.38N·m载荷安稳，取载荷综合系数K=1.2齿宽系数Ψd=1小齿轮分度圆直径d1≥2671(u±1)KT1?(([σH])uΨd)=70mm小齿轮齿数z1=30，大齿轮齿数z2=114m=d1/z1=2.33mm取m=2.5mm分度圆直径d1=z1m=75mm，d2=z2m=285mm，中心距a=148.75mm齿宽b=Ψd×d1=75mm取小齿轮齿宽b1=80mm，大齿轮齿宽b2=75mmv=πd1n/(60*1000)=π*75*290.9/(60*1000)=1.14m/s由《机械设计书》表6-4确立齿轮采纳8级精度由《机械设计》图6-30得复合齿形系数YFs1=4.14，YFs2=3.96SFmin=1Flim1=530MPaFlim2=360MPa[σF1]=530MPa[σF2]=360MPaF1=2KT1YFs1/(bm2z1)=73.99MPa<[σF1]F2=σF1YFs2/YFs1=73.99×3.96/4.14=70.77MPa<[σF2]最小侧隙jnmin=0.100mm由《机械设计课程设计》书表8-95确立Esns=Esns1=Esns2=-jnmin/（2cosα）=-0.0585mm齿厚公差221/2Tsn=2tanα(br+Fr)br1=1.26×62=0.0781mmbr2=1.26×130=0.1638mmFr1=0.043Fr2=0.074Tsn1=0.065mmTsn2=0.131mmEsni1=Esns-Tsn1=-0.123mmEsni2=Esns-Tsn2=-0.189mm上偏差Ebns1=Ebns2=Esns×cosα=-0.050mm下偏差Ebni1=Esni1×cosα=-0.116mmEbni2=Esni2×cosα=-0.177mm公法线长度Wk1=m×Wk’1=2.5×10.7526=26.882mmWk2=m×Wk’2=2.5×38.4982=96.246mm查《机械设计课程设计》书表8-73、表8-74至表8-91得fp1=±0.017fp2=±0.020Fp1=0.053Fp2=0.092Fα1=0.022Fα2=0.029Fβ1=0.028Fβ2=0.031fa=±0.0315轴的设计计算设计内容计算及说明结果6.1轴选择资料无特别要求，选45号钢45号钢正火办理，6.2轴最小直径计算正火办理，169-217HBS169-217HBS6.3各轴各段直径确立减速器工作时，轴主要受D1min=20mm（1）高速轴转矩作用，先考虑转矩设D2min=45mm（2）中间轴计轴最小直径D=30mm3min（3）低速轴√3??与联轴器配合处直径D≥C，C取11820mm，与毛毡圈配合处为??P与n从4轴的工况计算24mm，轴承处直径为30mm中获得齿轮处设计为一体D1≥15.6mm套筒、轴承处直径为D2≥26.3mm30mm，齿轮处直径40mm，D≥40.6mm中间轴环处52mm3考虑到高速轴和低速轴联轴器处直径为45mm，与需要和联轴器配合，依据毡圈配合处为48mm，转动《机械设计课程设计》书轴承处为50mm，中间轴环表8-178确立处为72mm，与齿轮配合处D1min=20mm直径60mmD3min=45mm中间轴需要设计键槽，并取标准化的值D2min=30mm与联轴器配合处直径20mm，与毛毡圈配合处为24mm，轴承处直径为30mm齿轮处设计为一体套筒、轴承处直径为30mm，齿轮处直径40mm，中间轴环处52mm联轴器处直径为45mm，与毡圈配合处为48mm，转动轴承处为50mm，中间轴环处为72mm，与齿轮配合处直径60mm6.4箱体内各部分合理散布箱体内部部件散布如上图所示，齿轮端面距离箱体内壁10mm，中间轴两齿轮端面距离为10mm，低速级大齿轮齿顶圆距离箱体内壁，考虑到螺栓中心距离外边沿与外壁均有要求，轴承旁凸台厚度=16+18+8=42mm6.5各轴完好设计（1）高速轴的设计以下：轴承选用6006深沟球轴承，需要挡油环，因此12段长14mm；齿轮端面距离箱壁10mm，23段应略大于10mm，取15mm；45段依据7.4可得l=10+80+10=100mm；56段不需要挡油环，长13mm；67段考虑到需要留有螺钉尾部空间10mm，轴承盖厚10mm，轴承座端面至箱体内壁48mm，调整长度1mm，轴承距离箱体内臂3mm，轴承宽度13mm，因此L=10+10+48+1-13-3=53mm；78段考虑与联轴器的配合长36mm。轴与联轴器之间采纳平键连结，查表得键尺寸b=6，h=6，键长取30mm处倒角为1.5×45o,8处倒角为1×45o，2、6处查轴承安装要求可知圆角r=1mm，3、4、5、7处无特别要求依据轴肩高度取圆角。3、4取3mm，5取2mm，7取1mm。配合公差选用参照《机械设计课程设计》书表5-1，确立与联轴器处的公差配合为m6，与轴承处的公差配合为k5，与密封毡圏处公差配合为f9。（2）中间轴设计大小齿轮齿宽分别为80mm与50mm，因此23段长78mm，45段长48mm；轴承采纳6206深沟球轴承，齿轮端面与箱体内壁距离为10mm，因此56段取34mm；34段取10mm。大齿轮小齿轮均采纳平键连结，b=12mm，h=8mm，45段键槽

12段取28mm，42mm，23段键槽72mm。、6处倒角为1.5×45o,2、3、4、5处无特别要求依据轴肩高度取圆角，这里均取2mm。配合公差选用参照《机械设计课程设计》书表5-1，与轴承处的公差配合为k5。（3）低速轴设计齿轮齿宽75mm，因此23段取71mm；34取10mm；齿轮端面距离箱体内壁10mm，加上套筒与轴承，12段取33mm；45段依据6.4取68mm；56段装6010深沟球轴承取16mm；67段考虑到需要留有螺钉尾部空间10mm，轴承盖厚12mm，轴承座端面至箱体内壁48mm，调整长度1mm，轴承距离箱体内臂3mm，轴承宽度16mm，因此L=10+12+48+1-16-3=52mm；78段考虑到与联轴器配合长度取80mm齿轮与轴采纳平键连结，b=18mm，h=11mm，键长66mm；轴与联轴器采纳平键连结，b=14mm，h=9mm，键长72mm。1、8处倒角取2×45°，2、3、4无特别要求圆角半径取2mm，5处要与轴承配合圆角半径取1mm，6、7考虑到轴肩高度取1mm。配合公差选用参照《机械设计课程设计》书表5-1，确立与联轴器处的公差配合为m6，与轴承处的公差配合为k5，与密封毡圏处公差配合为f9。6.6轴受力剖析并校核（1）高速轴：转矩T=22.08N·m，齿轮分度圆直径d=50mmFt=2T/d=833.2N,Fr=Ft×tanα=303.3N受力争以下（齿轮轴承受力均简化成集中作用于自己中点）因受力较为简单，直接求出各自轴承的协力：R=746.4NR2=193.5N1弯矩图以下参照《机械设计》书12-4节及表12-1、表12-345号钢正火σB=600MPa，钢轴应力校订系数取α=[σ-1]b/[σ0]b=55/95=0.58，[σ-1]b=55MPa在齿轮中心面至联轴器中心面存在转矩T=22080N·mm2当量弯矩Me=√??2+（????）图以下：Memax=29096N·mm此轴需要校核两个面，一齿轮中心面，二联轴器连结处3Me=17.4mm齿轮中心截面：直径d≥√σ-1]b0.1[此处实质直径为36mm校核安全3Me联轴器连结处截面：直径d≥√0.1[σ-1]b=13.25mm此处轴实质直径为20mm，已能除去键的影响校核安全（2）中间轴转矩T=105.38N·m，齿轮分度圆直径分别为247.5mm，75mmFt1=2T/d1=851.6N，Fr1=Ft1×tanα=309.9NFt2=2T/d2=2810.1N，Fr2=Ft1×tanα=1022.8N受力争以下经计算R1V=612.2NR1H=2207.4NR2v=100.2NR2H=1454.3N弯矩图以下MHmax=132444N·mm，Mvmax=36730N·mm轴采纳45号钢，σB=600MPa，取[σ-1]b=55MPa，[σ0]b=95MPa，应力校订系数取α=[σ-1]b/[σ0]b=0.58，在1（小齿轮中心面）处，需要弯矩只存在于12（两齿轮）之间，可知Memax校核Mmax=137442N·mmT=105380N·mm2=150420N·mm2Memax=√????????+（????）小齿轮中心面：直径d≥3Me=30.13mm√0.1[σ-1]b此处实质直径为36mm，能除去键的影响校核安全（3）低速轴转矩T=388.78N·m，齿轮分度圆直径285mmFt=2T/d=2728.3N,Fr=Ft×tanα=993.0N受力剖析经计算得R1=1978.1N，R2=925.3N弯矩图以下：轴采纳45号钢，σB=600MPa，取[σ-1]b=55MPa，[σ0]b=95MPa应力校订系数取α=[σ-1]b/[σ0]b=0.58在齿轮中心面至联轴器中心面存在转矩T=388780N·mm2当量弯矩Me=√??2+（????）图以下：此轴需要校核两个面，一齿轮中心面，二联轴器连结处3Me齿轮中心截面：直径d≥√0.1[σ-1]b=35.8mm此处实质直径为60mm校核安全联轴器连结处截面：直径3Me=34.5mmd≥√σ-1]b0.1[此处轴实质直径为45mm，已能除去键的影响轴承的计算轴承预期寿命为：2×8×300×3=14400h1）高速轴轴承为6006深沟球轴承基本额定动载荷为13200N，转速1440r/min，ε=3当量载荷P=Kp（XR+YA），Kp=1.2，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷R1=746.4N，R2=193.5N按受力大的轴承计算寿命，Pmax=Kp（XR+YA）=895.7N10106??=37044h>14400h切合要求L=??60??（2）中间轴轴承为6006深沟球轴承基本额定动载荷为19500N，转速290.9r/min，ε=3当量载荷P=Kp（XR+YA），Kp=1.2，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷R1=2290.7N，R2=1457.7N按受力大的轴承计算寿命Pmax=Kp（XR+YA）=2749N10106??=20449.6h>14400h切合要求L=??60??3）低速轴轴承为6010深沟球轴承基本额定动载荷为22000N，转速76.39r/min，ε=3当量载荷P=Kp（XR+YA），Kp=1.2，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷R1=1978.1N，R2=925.3N按受力大的轴承计算寿命Pmax=Kp（XR+YA）=2373.7N10106（??）??=173854h>14400h切合要求L=??60??键联接的校核查《机械设计》书表11-10得许用抗压应力[σp]=100MPa1）高速轴联轴器处的键：此轴段长度36mm，键长略小于其值取30mmT=22080N·mmLc=L-b=30-6=24mmh=6mmd=20mmσp=4??=30.7MPa<[σp]校核安全???????2）中间轴大齿轮处的键：此轴段长度48mm，键长略小于其值取42mmT=105380N·mmLc=L-b=42-12=30mmh=8mmd=40mmσp=4??=43.9MPa<[σp]校核安全???????小齿轮处的键：此轴段长度78mm，键长略小于其值取72mmT=105380N·mmLc=L-b=72-12=60mmh=8mmd=40mmσp=4??=21.95MPa<[σp]校核安全???????3）轴齿轮处的键：此轴段长度71mm，键长略小于其值取66mmT=388780N·mmLc=L-b=66-18=48mmh=11mmd=60mmσp=4??=49.1MPa<[σp]校核安全???????联轴器处的键：此轴段长度76mm，键长略小于其值取72mmT=388780N·mmLc=L-b=72-14=58mmh=9mmd=45mmσp=4??=66.2MPa<[σp]校核安全???????联轴器的选择查《机械设计课程设计》书表8-178高速轴与电机相连处采纳LT3型弹性套柱销联轴器，J型轴孔，直径20mm，L=38mm低速轴伸出处采纳LT7型弹性套柱销联轴器，J型轴孔，直径45mm，L=84mm箱体参数确立参照《机械设计课程设计书》表4-6：名称符号尺寸箱盖壁厚δ8mm箱座壁厚δ18mm箱盖、箱座、箱座底凸缘厚度b、b1、b2b=b1=12mm；b2=20mm地脚螺栓直径及数量df、ndf=16mm；n=4轴承旁联接螺栓直径d1d1=12mm箱盖、箱座联接螺栓直径d2d2=8mm；n=480mm轴承端盖螺钉直径d轴承外圈直径55mm3d8mm10mm3螺钉数量44检查孔盖螺钉直径d4双级减速器：d4=8mmdf、d1、d2至箱外壁距离c1螺栓直径M8M12M16d、d至凸缘边沿距离c2c1min14mm18mm22mmf2c2min12mm16mm20mm轴承座外径D95mm、130mm2轴承旁凸台高度h33mm箱外壁至轴承座端面距离L140mm箱座肋厚m7mm大齿轮顶圆与箱内壁间距离115mm齿轮端面与箱内壁距离210mm润滑和密封的选择润滑：齿轮采纳飞溅润滑，箱体上的轴承采纳油润滑润滑油：齿轮运行时油平和载荷保持正常或中等，采纳220工业闭式齿轮润滑油密封：高速轴与低速轴的伸出端采纳毛毡圈式密封，箱盖箱座联合面上涂密封胶。附件及说明1）轴承盖：资料HT150，采纳螺钉联接式轴承盖，因轴承采纳飞溅润滑，在端部车一段距并铣出两个径向对称的缺口。2）油标：指示箱内油面高度，选择杆