减速器的设计说明书

减速器的设计说明书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式圆柱齿轮减速器

一． 总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

二． 工作情况：

载荷平稳、单向旋转

三． 原始数据

带轮的扭矩T（N•m）：2300

鼓轮的直径D（mm）：400

运输带速度V（m/s）：1.5

带速允许偏差（％）：5

使用年限（年）：5

工作制度（班/日）：2

四． 设计内容

1. 电动机的选择与运动参数计算；

2. 齿轮传动设计计算

3. 轴的设计

4. 滚动轴承的选择

5. 键和连轴器的选择与校核；

6. 装配图、零件图的绘制

7. 设计计算说明书的编写

一 选择电动机

1 电动机结构类

按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电机。 2选择电动机功率

工作机所需的电动机至工作机之间的总功率为

ηw·η=η1·η2·η3·η4·η5·η6

式中:分别代表为带传动,齿轮传动的轴承,齿轮传动,联轴器,卷筒轴的轴承及卷筒轴的效率.取η1=0.96η2=0.99η3=0.97η4=0.97η5=0.98η6=0.96则

ηηw=0.96×0.99×0.97×0.97×0.98×0.96=0.80

所以 Pd=Fv/1000ηwη kw=2300×1.5/1000×0.83kw=4.15kw

3确定电动机转速

卷筒轴的工作转速 nw =60×1000v/∏D =60×1000×1．5/∏×400=71。6r/min

按推荐的合理传动比范围,取链传动传动比ⅰ=2—4,单级齿轮传动传动比ⅰ=3—5则合理总传动比ⅰ=6—20故电动机转速的可选范围为

nd =ⅰ·nw= (6-20) ×71.6 r/min=(42.9-1432)r/min

方案 型号 功率 同步转速 满载转速 总传动比 带

1 Y160M1-8 5.5 750 720 10.05 3.5

2 Y132M2-6 5.5 1000 960 13.40 3

综合考虑电动机和传动装置的尺寸.重量以及带传动和减速器的传动比,比较两个方案.可知方案2比较合适

二 计算传动装置的运动和动力参数

1各轴转速

Ⅰ轴 nⅠ==nm=960/3=320r/min

Ⅱ轴 n2=n1/ⅰ1=320/4.46=72r/min

卷筒轴 nw=nⅡ=72r/min

2各轴输出功率

Ⅰ轴 pⅠ=pd ●η0 1=4.15×0.96=3.91kw

Ⅱ轴 pⅡ=pⅠ ●η1 2= pⅠ●η2●η3=3.9ⅹ0.99ⅹ0.97=3.74kw

卷筒轴 pw=pⅢ●η3 4= pⅢ ●η5·η6=3.74ⅹ0.99ⅹo.97=3.59kw

3各轴输入转距

Ⅰ轴 pⅠ=pd ●i0●η0 1=4.12×3×0.96=118.6n.m

Ⅱ轴 pⅡ=pⅠ ●i1●η1 2= pⅠ●η2●η3=118.6×2×0.99ⅹ0.99ⅹ0.97=225.5n.m

卷筒轴 pw=pⅢ●i2●η3 4= pⅢ ●η5·η6=225.5ⅹ0.97ⅹo.97=212.17n.m

电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 卷筒轴

转速 960 320 72 72

输入功率 4．15 3．9 3．74 3﹒59

输入转矩 41﹒2 118﹒6 225﹒5 212﹒17

传动比 3 242 1

效率 0．96 0．97 0．96

二齿轮传动设计计算

1． 选精度等级、材料及齿数

1） 材料及热处理；

选择小齿轮材料为45Cr（调质），硬度为220-250HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为170-210HBS，二者材料硬度差为40HBS。

2） 精度等级选用8级精度；

3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝60的；

4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt≥

1） 确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt＝1.1

（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433

（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1

（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62

（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝560MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝530MPa；

（7） 由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×960×1×（240×5×25）＝1.65×10e9

N2＝N1/5＝5.47×10e8

（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.92；KHN2＝1.04

（9） 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

[σH]1＝＝0.92×560MPa＝515﹒2MPa

[σH]2＝＝1.04×530MPa＝551﹒2MPa

2） 计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =75

（2） 计算圆周速度 v= = =0.68m/s

（3） 计算齿宽b及模数mnt

b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm

mnt= = =3.39

h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm

b/h=67.85/7.63=8.89

（4） 计算纵向重合度εβ

εβ= =0.318×1×tan14 =1.59

（5） 计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，

故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42

由表10—13查得KFβ=1.36

由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

d1= = mm=75mm

（7） 计算模数mn

mn = mm=3.74

3．按齿根弯曲强度设计

（1） 计算载荷系数 K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88

（3） 计算当量齿数

z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89

z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47

（4） 查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172

（5） 查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

（6） 计算[σF]

σF1=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=0.95

KFN2=0.98

[σF1]=339.29Mpa

[σF2]=266MPa

（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较

= =0.0126

= =0.01468

大齿轮的数值大。

2） 设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5

4．几何尺寸计算

1） 计算中心距

z1 =32.9，取z1=33 z2=165

a =255.07mm a圆整后取255mm

2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arcos =13 55’50”

3） 计算大、小齿轮的分度圆直径

d1 =85.00mm d2 =425mm

4） 计算齿轮宽度

b=φdd1 b=85mm

B1=90mm，B2=85mm

5） 结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋

I轴：

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=337/2=168.5

Fv1=Fv2=889/2=444.5

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1） 确定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。

h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。

i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。

j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。

2） 各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。

b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。

d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。