减速器设计说明书

一、设计任务一、设计任务方案号PW=2。015kw=0.0816电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比Pr=2。469kwP0=3kwn0=1420r/min=34.3见任务书原件i带=2。8i减=12.25i12=4.061Po=2。469 kwno=1420r/minT0=16.61NmP1=2.346 kwn1=507r/minT1=44.18NmP2=2。253 8kwn2=124.6r/minT2=172。66NmP3=2.163kwn3=41。4r/minT3=499.1 NmP4=2。12kwn4=41.4r/minT4=489.1 Nm二、电动机的选择计算二、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i23=3.012构,Y 系列。1、选择电动机功率滚筒所需的有效功率：传动装置的总效率:查表 17-9 确定个部分效率如下：皮带传动效率：齿轮啮合效率:(齿轮精度为 8 级）滚动轴承效率：(球轴承)联轴器效率:滚筒效率：传动总效率：所需电动机功率：=2.469kw查设计资料表27-1,可选Y系列三相异步电动机Y100L24型,Pc=2。716kw额定功率 P0=3kw;或选 Y 系列三相异步电动机 Y132S6 型，额定dd1=100mm功率 P0=3kw；均满足 P0Pr.2、选取电动机的转速滚筒轴转速：V=7.4m/sdd2=280mm=2.8现以同步转速为 1500r/min 及 1000r/min 两种方案进行比较，a=493.5mmLd=1600mm由表 27-1 查得电动机数据，计算总传动比列于表 1 中。1=1580表 1：电动机数据及传动比P0=1.24P1=0。1912Y100L2-4Y132S63.03。O15001000142096034。323。2P2=-0。00243P0=1。36Z=2Q=608。6N比较两种方案，方案 1 的减速器传动比更适合，由表 272 查得=155N表 2：电动机型号为 Y100L24,其主要性能如下电动机额定功率 P0/kw3电动机轴伸长度 E/mm电动机中心高 H/mm60100N1=1109N2=3.58108MPaZH=2。44=0。987=2。44电动机满载转速 n0/（r/min1420电动机轴伸直径 D/mm28堵转转矩/额定转矩 T/N.m2。2MPa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：根据设计资料表 179 可知=24 取则减速器的传动比: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a=125mmZ1=24Z2=98m=2d1=49。180mmd2=200.81mmb=40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V=1.31m/s动比：=4.061KA=1.25Kv=1。024则低速级的传动比:=1。06=3.012=1。22、各轴功率、转速和转矩的计算0 轴：0 轴即电动机轴K=1。628da1=53。462mmda2=204。810mmP0=Pr=2.469kwdb1=46.156mmn0=1420r/mindb2=188。475mmT0=29.782轴:I 轴即减速器高速轴=23。264=1。349P1=P001=P00=2.4690.95=2.346kwn1=T1=轴：轴即减速器中间轴=1。38=0.860。99=2.45P2=P112=2。3460。970。99=2。253kw=537。9Mpa转速Zv1=25。8轴 序功率/号转矩 T传动形式传动比效率Zv2=105.4=2.65=2。24=1.58=1。81Flim1=230MPaFlim2=210MPa328.6MPa=300MPaF1=108.60MPaF2=105。29MPaN1=2。24108N2=7.45107H1=597.6MPan2=T2=轴:轴即减速器的低速轴2/KW（r/min/Nm）H=602.14MPa1.20。35=0。987=189.8P3=P212=2。2530.970。99=2.163kw=2。44n3=T3=轴：轴即传动滚筒轴a=155mmmn=2.5Z1=30P4=P323=2.1630。990。99=2。12kwZ2=91n4=n3=41.4r/mind=76.86mm1 T4=将上述计算结果汇总如下d2=233。14mmv=0.50m/s=1。25Kv=1.025b=54.25mmK=1。03K=1。202.4692.3462。2532.163K=1.6362142016。61带传动50744.18齿轮传动4。0670。960。96172.66499.1联轴器489.11.00。98齿轮传动3。0122。80。95da1=81。86mmda2=238。14mmat=20.46 0db1=72.00mmdb2=218。43mmat1=28.410at2=23.48041.4=1。69=1.295Z=0。769Z=0.988b=11.860=2。44H H=574。4MPaZv1=32。3Zv2=97.94124.62。1241。4表三:各轴运动及动力参数四、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 KA=1.1Y=0。86计算功率：PC=KAP=1.12。469=2.716kwY=0。6772）选取 V 带型号F1=328.6MPa根据 PC和 n0由图 4-12 确定，因 Pc、n0工作点处于 A 型区,故选F2=300MPaA 型 V 带。F1=149MPa3）确定带轮基准直径、选择小带轮直径由表 4-5 和表 4-6 确定，由于占用空间限制不严格，取对传F2=144.402MPaFt=1794NFr=669NFa=400N动有利，按表 4-6 取标准值，取=100mm.R1H=787 N验算带速 VR2H=847NV=7。4m/s在 525m/s 之间，故合乎要求.确定从动轮基准直径=280mm查教材表 46 取=280mm实际从动轮转速和实际传动比 i不计影响，若算得与预定转速相差 5为允许。=16。72=68.26=10。48=12。14=980N=1470N=0=400N=1176N=2.84）确定中心距 a 和带的基准长度 Ld初定中心因没有给定中心距,故按教材书式 425 确定按：0。7(dd1+dd2)2（dd1+dd2）得：0。7（100+280)2（100+280）266mm760mm取=500mm.确定带的计算基准长度 Lc：按教材式 426：2+（+）+=2500+（100+280)+=1943。04N=14。49 年=87。65MpaTc=611。37=1613 取标准 Ld查教材书表 42 取=1600。确定中心距 a=+=500+=493。5 调整范围：=+0。03=493。5+0.031600=541。5=0。015=493.5-0。0151600=469.5 5）验算包角1按教材书式 4-28 得：1180-60=18060=1581200符合要求6）确定带根数 Z按教材书式 4-29：ZZmax按教材书式 419，单根 V 带所能传递的功率=(+）按教材书式 420 得包角系数=1.25(）=1。25（）=0。95由教材书表 4-2 查得:C1=3.7810-4 C2=9。8110-3 C3=9.61015C4=4。6510-5 =1700 1=148rad/s由教材书式 4-18、4-21、4-22 可知：=1C1-C3C4lg(dd11）=1001483.7810-4-9.610-154.6510-5lg（100148）=1.24=C41lg=4。6510-5100148lg=0。19=C41lg=4。6510-5100148lg=0。00243可得：=(+)=0.95（1.24+0。190。00243）=1。36由教材书式 4-29：V 带的根数：Z=1.99 取 Z=2 根7）确定初拉力 F0:查教材书表 4-1:q=0.1kg/m按教材书式 4-30:F0=500(1）+q=500=155N8）计算轴压力 Q按教材书式 431：Q=2F0Zsin=21552sin=608。6N9）确定带轮结构小带轮,采用实心结构大带轮采用孔板式结构d1=1。8d=1.826=46.8mm查设计资料表 78 得 e=15，f=10,he=12，=6，=340，ba=11mm,=2.75带轮的宽度:B=（z-1）e+2f=(2-1）15+210=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51：齿面硬度为 240HB大齿轮为 45 钢，正火处理,查教材书表 51：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,大齿轮齿面硬度为 200HB 时,计算应力循环次数：由教材书式 533 得：=60=605071（108300)=7。3108=1。79108查教材书图 5-17 得:1。06,1。12由教材书式 5-29 得：取=1。0，=1。0，由教材书式 528 确定疲劳许用应力：=565.6Mpa =566。7MPa因为，所以计算中取=565.6MPa2、按接触疲劳强度确定中心距 a小齿轮转矩：T1=44180初选 1.2，暂取螺旋角,0.3由教材书式 5-42 得:0。987由教材书表 55 得：=189。8估取=20端面压力角：基圆螺旋角：由教材书式 5-39 计算中心距 a：（u+1）=121。7mm圆整取：a=125mm估算模数：=(0.0070。02）=0。875mm2。5mm取标准值：=2mm小齿轮齿数:=24.03=4。06724。03=97.7取实际传动比：传动比误差：=0.3%5%在允许范围内修正螺旋角：=arccos=arccos=123441与初选=13接近，可不修正.齿轮分度圆直径:=49.180mm=200.81mm圆周速度：V=1.31m/s3、校核齿面接触疲劳强度由教材书表 53，电动机驱动，轻微冲击,查得=1.25按，8 级精度查教材书图 5-4（b）得动载系数=1.024齿宽 b=0.3125=37.5mm取 b=40mm按=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 57（a）得：=1。06按 8 级精度查教材书表 5-4 得：=1。2按教材书式 5-4 计算载荷系数:=计算重合度，齿轮齿顶圆直径：=+2=49.180+21.02=53。462mm=+2=200.81+21。02=204.810mm端面压力角：=20.4520齿轮基圆直径：=cos=49.180cos20.4520=46.156mm=cos=200。18cos20.4520=188.475mm端面齿顶压力角:=arccos=arccos=29。7820=arccos=arccos=23.2640=(tantan）+（tan-tan)=1。349=1。38由教材书式 543 计算：=0。86由教材书式 5-42 计算：=0.99由教材书式 541 计算 ZH基圆螺旋角:=arctan(tancos）=arctan(tan12.578cos20.452）=11.808=2.45由教材书式 539 计算齿面接触应力=2.45189.80.860。99=537.9MPa1.0=1=11.0=0.9由教材书式 548 计算=0。25+=0.25+=0.79查教材书图 518b 得：230MPa，210MPa查教材书图 519 得：1。0取:由教材书式 532，因为 mn=25，所以取 Yx1=Yx2=1。0计算许用齿根弯曲应力=328.6Mpa=300Mpa由式 544 计算齿根弯曲应力=108。6MPa=328.6Mpa安全=108。6=105。2MPa=300MPa安全5、齿轮主要几何参数24，98,u=4.067，mn=2mm,=123441=49.180mm，=200。81mm，=53。180mm，=204.81mm=49.18022（1。0+0。25）=43。180mm=200.8122（1。0+0.25)=195。81mm=25mm齿宽：=45mm,=40mm六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算已知：传动功率 P2=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 51：齿面硬度为 240HB大齿轮为 45 钢，正火处理,查教材书表 51：齿面硬度为 200HB选齿轮精度等级为 8 级（GB1009588)。查教材书图 516（b）：小齿轮齿面硬度为 240HB 时，大齿轮齿面硬度为 200HB 时，（对于工业用齿轮,通常按 MQ 线取值）计算应力循环次数：由式 533 得:=60=60124。61（108300）=2.24108=7.45107查教材书图 517 得：1。12，1.19由教材书式 529 得：取=1。0，=1。0,由式 5-28 确定疲劳许用应力:=597.6MPa=602。14MPa因为，所以计算中取=597。6MPa2、按接触疲劳强度确定中心距 a小齿轮转矩：T1=初选 1。2，暂取螺旋角，0。35由教材书式 5-42 得：0.987由教材书表 55 得：=189.8由教材书式 541 计算估取=20端面压力角:基圆螺旋角：=2.44由式 539 计算中心距 a：(u+1）=154。38mm圆整取:a=155mm估算模数:=(0。0070。02)=1.085mm3.1mm取标准值:=2。5mm小齿轮齿数：=30.1=30.13。012=90。6取实际传动比：传动比误差：5%在允许范围内修正螺旋角：=arccos=arccos=123744与初选=13 接近，可不修正.齿轮分度圆直径：=76.86mm=233.14mm圆周速度：V=0。50m/s3、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=1。25按8 级精度查教材书图 5-4（b)得动载系数=1。025齿宽 b=0。35155=54。25mm取 b=55按=0。7，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:=1。03按 8 级精度查表 5-4 得：=1。2按式 5-4 计算载荷系数:=1.251。0251.031。2=1。58计算重合度，齿轮齿顶圆直径：=+2=76.86+21。02.5=81.86mm=+2=233.14+21.02。5=238.14mm端面压力角：=20。460齿轮基圆直径:=cos=76。86cos20。460=72.000mm=cos=233.14cos20。46 0=218.43mm端面齿顶压力角：=arccos=arccos=28.410=arccos=arccos=23。480=（tantan）+(tan-tan）=1。69=1.295由教材书式 5-43 计算:=0.769由教材书式 542 计算:=0。988由教材书式 5-41 计算 ZH基圆螺旋角：=arctan（tancos)=arctan(tan12.628cos20。46)=11。86=2.44由教材书式 539 计算齿面接触应力=2。44189。80。7690.988=574。4MPa=597。6MPa安全4、校核齿根弯曲疲劳强度取 Zv1=32,Zv2=98,查教材书图 514 得：=2。56，=2。27查教材书图 515 得：=1。63，=1。82由教材书式 5-47 计算，因=1。2951.0=1-=11.0=0。86由教材书式 5-48 计算=0。25+=0。25+=0.677与高速级齿轮相同，由教材书式 5-44 计算齿根弯曲应力=149MPa=328.6Mpa安全=147。867=144.402MPaP1,所以按 P2计算轴承寿命。=因为=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=441801。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 201 得两个键为：=87，=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 31 查得=100MPa。键的工作长度：=28=24mm由式 31 得：=87.65MPa=100MPa 安全十、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 489.1根据:d=48mm，选择联轴器 TL8：48112（GB/T4323-2002)由课程设计教材表 222 查得:Tn=710Nm，n=2400r/min由教材书式 11-1 查得：K=1.25Tc=KT=1。25489。1=611。37 N=41。4r/minV0，所以油量合理。3、滚动轴承的润滑确定轴承的润滑方式与密封方式减速器中高速级齿轮圆周速度：=1.3m/s由于，所以深沟球轴承采用脂润滑选择通用锂基润滑脂：GB7324-87代号 ZL1，适用于 200 1200C 范围内深沟球轴承的润滑。4、滚动轴承的密封高速轴密封处的圆周速度：=0。8m/s由于，所以采用毡圈密封。5、验算齿轮是否与轴发生干涉现象1 和 2 轴之间距离：125mm，2 轴上小齿轮齿顶圆半径 25mm，碰不到 1 轴。2 和 3 轴之间距离:155mm，2 轴上大齿轮的齿顶圆半径：102mm.2 轴大齿轮与 3 轴之间的距离：53mm，离 2 轴齿轮最近的 3 轴的半径是 34,所以 3 轴与 2 轴大齿轮不会相碰。因此，齿轮传动设计合理.十二、设计体会时间过的确飞快,为期三周半的机械设计课程设计结束了，这三周对我来说是一次很好的实践锻炼机会，通过老师的指导和自己学习摸索，我初步掌握了双级圆柱齿轮减速箱的工作原理，构造及其设计计算的过程，设计思路,而且通过手工绘图，懂得了一个标准的图纸是如何绘制的，一个设计者对于任何设计都是需要有自己的理由,对于任何一个部分的设计都是要谨慎,考虑很多方面的我想本次机械课程设计为我今后对相关专业知识的学习是很有益处的,对于课程设计过程中出现的错误也认真总结,希望在以后的学习工作中避免这些错误，让它成长为自己的宝贵经验，同时通过认真请教老师帮助,使我学到了很多东西，比如每个设计的开始都是基础一定要谨慎设计，设计过程中要充分考虑各方面因素使用人群等等。总之这次课程设计也是一次自己亲身体验设计过程的一次宝贵经历，获益匪浅，相信在以后的学习工作中对自己也有很大的帮助。十三、参考资料目录1、机械设计：主编 孙志礼 马星国 黄秋波 闫玉涛2、机械设计课程设计:主编 巩云鹏 田万禄 张伟华 黄秋波3、机械设计习题与设计实例：辽宁工业大学