减速器设计计算说明书.pdf

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1、 减速器设计计算说明书 集团文件版本号：（M928-T898-M248-WU2669-I2896-DQ586-M1988）目录 1 设计题目.2 传动方案.3 电动机选择.3.1 选择电动机的类型 .4 3.2 选择电动机功率 .4 3.3 确定电动机的转速.4 3.4 电动机的主要尺寸.5 4.轴的工况计算.4.1 传动比的计算及分配.5 4.2 各轴转速.5 4.3 各轴功率.5 4.4 各轴转矩.6 5 齿轮的设计计算.7 5.1 高速级齿轮设计计算.7 5.2 低速级齿轮设计计算.9 6 轴的设计计算.12 6.1 轴选择材料.12 6.2 轴最小直径计算.12 6.3 各轴各段直径确

2、定.13 6.4 箱体内各部分合理分布.13 6.5 各轴完整设计.14 6.6 轴受力分析并校核.15 7 轴承的计算.20 8 键联接的校核.20 9 联轴器的选择.21 10 箱体参数确定.21 11 润滑和密封的选择.22 12 附件及说明.22 13 设计小结.22 14 参考资料.23 1 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转，载荷平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；使用期限 10 年，大修期 3 年，在中等规模机械厂小批量生产。输送带允许速度误差 5%。输送带工作拉力 2400N，输送带速度 1.2m/s,卷筒直径 300mm。2 传

3、动方案 传动方案选择：两级展开式圆柱齿轮减速器 3 电动机选择 选择 Y 系列一般用途的全封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 选择电动机的类型 3.2 选择电动机功率（1）工作装置所需功率 Pw（2）工作装置的传动装置的总效率（3）电动机额定功率Pm 3.3 确定电动机转速 n（1）卷筒轴转速 nw（2）电动机转速 n 3.4 电动机的主要尺寸 选择 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机 Pw=Fwvw/（1000w）KW 考虑到胶带卷筒及其轴承的效率取w=0.94 Fw=2400 N vw=1.2 m/s Pw=Fwvw/（1000w）=2400

4、*1.2/(1000*0.94)=3.06 KW 输入输出端均采用弹性联轴器c=0.99 所有轴承均采用滚动球轴承r=0.995 采用 8 级精度齿轮传动（稀油润滑）效率g=0.97=r3g2c2 =0.99530.9720.992 =0.9084 P0=Pw/=3.06/0.9084=3.37 KW 载荷平稳，选择电动机额定功率 Pm略大于 P0，按选择 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机 Pw=3.06 KW=0.9084 Pm=4 KW nw=76.394 r/min n=1500 r/min 机械设计课程设计表8-169 中 Y 系列电动机技术数据取 Pm=4.0 KW

5、 nw=610000vw/（D）=600001.2/（300）=76.394 r/min 单级齿轮传动比 3-5 两级齿轮传动比 i=9-25 n=inw =687.5-1909.8 r/min 为了降低成本确定 n=1500 r/min 电动机尺寸参考机械设计课程设计书表 8-186、表 8-187 确定 根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 4.传动比及动力学计算 设计内容 计算及说明 结果 4.1 传动比的计算及分配（1）总传动比（2）传动比分配 4.2 各轴转速（1）高速轴（2）中间轴（3）低速轴（4）工

6、作轴 4.3 各轴功率（1）高速轴（2）中间轴 i=nm/nw=1440/76.39=18.85 i1=1.3i2 i=i1i2 求得 i1=4.95 i2=3.81 n1=nm=1440 r/min n2=n1/i1 =1440/4.95 =290.91 r/min n3=n2/3.81=76.394 r/min nw=n3=76.24 r/min P1=P0*c =3.37*0.99=3.33 KW P2=P1*r*g i=18.85 i1=4.95 i2=3.81 n1=1440 r/min n2=290.91 r/min n3=79.394 r/min nw=76.24 r/min P

7、1=3.33 KW P2=3.21 KW P3=3.11 KW Pw=3.06 KW T1=22.08Nm （3）低速轴（4）工作轴 4.4 各轴转矩（1）高速轴（2）中间轴（3）低速轴（4）工作轴（5）电动机转轴 =3.33*0.97*0.995 =3.21 KW P3=P2*r*g =3.21*0.97*0.995 =3.11 KW Pw=P3*r*c =3.11*0.995*0.99 =3.06 KW T1=9550*P1/n1=22.08 Nm T2=9550*P2/n2=105.38 Nm T3=9550*P3/n3=388.78 Nm Tw=9550*Pw/nw=382.53 Nm

8、 T0=9550*P0/nw=22.34 Nm T2=105.38 Nm T3=388.78 Nm Tw=382.53 Nm T0=22.34 Nm 算得参数如下：轴名 参数 电动机轴 1 轴 2 轴 3 轴 工作轴 转速 n（r/min）1440 1440 290.91 76.394 76.394 功率 P（KW）3.37 3.33 3.21 3.11 3.06 转矩T(Nm)22.34 22.08 105.38 388.78 382.53 传动比 i 1 4.95 3.81 1 效率 0.99 0.965 0.965 0.985 5、齿轮的设计计算 设计内容 计算机说明 结果 5.1 高速

9、级齿轮设计（1）齿轮材料选取（2）许用接触应力 传动无特殊要求 小齿轮：考虑到直径问题设计成齿轮轴，选用 45小齿轮、大齿轮均选用 45 钢正火，169-217HBS （3）按齿面接触强度设计（4）按弯曲疲劳强度校核齿轮强度（5）公差计算选取 5.2 低速级齿轮设计（1）齿轮材料选取（2）许用接触应力（3）按齿面接触强度设计（4）按弯曲疲劳强度校核齿轮强度（5）公差计算选取 钢正火，169-217HBS 大齿轮选用 45 钢正火，169-217HBS 查表得Hlim1=460MPa，Hlim2=460MPa，SHmin=1 H1=H2=460 MPa H=460 MPa 小齿轮转矩 T=22.

10、08 Nm 载荷平稳，取载荷综合系数 K=1.2 齿宽系数d=1 小齿轮分度圆直径 d1?(671H)2(u1)KT1d)=40.8 mm 小齿轮齿数 z1=20，大齿轮齿数 z2=99 m=d1/z1=2.045 mm 取 m=2.5 mm 分度圆直径 d1=z1m=50 mm，d2=z2m=247.5 mm，中心距 a=148.75mm 齿宽 b=dd1=50mm 取小齿轮齿宽 b1=56 mm，大齿轮齿宽 b2=50 mm v=d1n/(60*1000)=*50*1440/(60*1000)=3.77 m/s 由机械设计表 6-4 确定齿轮采用 8 级精度 由机械设计图 6-30得复合齿

11、形系数 YFs1=4.38，YFs2=3.96 SFmin=1 H=460 MPa m=2.5 mm z1=20 z2=99 d1=50 mm d2=247.5 mm a=148.75 mm b1=56 mm b2=50 mm=20 设计满足要求 Esns1=Esns2=-0.0585mm Tsn1=0.062 mm Tsn2=0.113 mm Ebns1=Ebns1=-0.050 mm Ebni1=-0.108 mm Ebni2=-0.156 mm Wk1=19.151mm Wk2=88.340mm fp1=0.015 fp2=0.018 Fp1=0.042 Fp2=0.070 F1=0.0

12、20 F2=0.025 F1=0.027 F2=0.029 f=0.0315 小齿轮选用 40MnB，241-286HBS 大齿轮选用 45 钢正火，169-217HBS H=460 MPa z1=30 z2=114 d1=75 mm d2=285 mm a=180 mm Flim1=Flim2=360 MPa F1=F2=360 MPa F1=2KT1YFs1/(bm2z1)=33.19 MPaF1 F2=F1YFs2/YFs1 =33.193.96/4.38 =30.01 MPaF2 最小侧隙 jnmin=0.100mm 由机械设计课程设计书表 8-95 确定 Esns=Esns1=Esn

13、s2 =-jnmin/（2cos）=-0.0585mm 齿厚公差 Tsn=2tan(br2+Fr2)1/2 br=1.26IT9 br1=1.2662=0.0781 mm br2=1.26115=0.1450mm Fr1=0.034 Fr2=0.056 Tsn1=0.062 mm Tsn2=0.113 mm Esni1=Esns-Tsn1=-0.115 mm Esni2=Esns-Tsn2=-0.166 mm 上偏差 Ebns1=Ebns2=Esnscos=-0.050 mm 下偏差 Ebni1=Esni1cos =-0.108 mm Ebni2=Esni2cos =-0.156 mm 公法线

14、长度 Wk1=mWk1 =2.57.6604 =19.151mm b1=80 mm b2=75 mm=20 设计满足要求 Esns1=Esns2=-0.0585mm Tsn1=0.065 mm Tsn2=0.131 mm Ebns1=Ebns2=-0.050 mm Ebni1=-0.116 mm Ebni2=-0.177 mm Wk1=26.882mm Wk2=96.246mm fp1=0.017 fp2=0.020 Fp1=0.053 Fp2=0.092 F1=0.022 F2=0.029 F1=0.028 F2=0.031 fa=0.0315 Wk2=mWk2 =2.535.3361 =8

15、8.340mm 查机械设计课程设计书表 8-73、表 8-74 至表8-91 得 fp1=0.015 fp2=0.018 Fp1=0.042 Fp2=0.070 F1=0.020 F2=0.025 F1=0.027 F2=0.029 fa=0.0315 传动无特殊要求，采用软齿面齿轮设计 小齿轮选用 40MnB，241-286HBS 大齿轮选用 45 钢正火，169-217HBS 查表得Hlim1=720MPa，Hlim2=460MPa，SHmin=1 H1=720 MPa H2=460 MPa H=460 MPa 小齿轮转矩 T=105.38 Nm 载荷平稳，取载荷综合系数 K=1.2 齿宽

16、系数d=1 小齿轮分度圆直径 d1?(671H)2(u1)uKT1d)=70 mm 小齿轮齿数 z1=30，大齿轮齿数 z2=114 m=d1/z1=2.33 mm 取 m=2.5 mm 分度圆直径 d1=z1m=75 mm，d2=z2m=285 mm，中心距 a=148.75mm 齿宽 b=dd1=75mm 取小齿轮齿宽 b1=80 mm，大齿轮齿宽 b2=75 mm v=d1n/(60*1000)=*75*290.9/(60*1000)=1.14m/s 由机械设计书表 6-4确定齿轮采用 8 级精度 由机械设计图 6-30得复合齿形系数 YFs1=4.14，YFs2=3.96 SFmin=

17、1 Flim1=530 MPa Flim2=360 MPa F1=530 MPa F2=360 MPa F1=2KT1YFs1/(bm2z1)=73.99 MPaF1 F2=F1YFs2/YFs1 =73.993.96/4.14 =70.77 MPa14400h 符合要求（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，=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）=2749N L10=106

18、60（）=20449.6h14400h 符合要求（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，=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）=2373.7N L10=10660（）=173854h14400h 符合要求 8 键联接的校核 查机械设计书表 11-10 得许用抗压应力p=100MPa（1）高速轴 联轴器处的键：此轴段长度 36mm，键长略小于其值取 30mm T=22080Nmm

19、 Lc=L-b=30-6=24mm h=6mm d=20mm p=4=30.7MPap 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 42mm T=105380Nmm Lc=L-b=42-12=30mm h=8mm d=40mm p=4=43.9MPap 校核安全 小齿轮处的键：此轴段长度 78mm，键长略小于其值取 72mm T=105380Nmm Lc=L-b=72-12=60mm h=8mm d=40mm p=4=21.95MPap 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 66mm T=388780Nmm Lc=L-b=66-1

20、8=48mm h=11mm d=60mm p=4=49.1MPap 校核安全 联轴器处的键：此轴段长度 76mm，键长略小于其值取 72mm T=388780Nmm Lc=L-b=72-14=58mm h=9mm d=45mm p=4=66.2MPap 校核安全 9 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选用 LT3 型弹性套柱销联轴器，J 型轴孔，直径20mm，L=38mm 低速轴伸出处选用 LT7 型弹性套柱销联轴器，J 型轴孔，直径45mm，L=84mm 10 箱体参数确定 参考机械设计课程设计书表 4-6：名称 符号 尺寸 箱盖壁厚 8mm 箱座壁厚 1

21、8mm 箱盖、箱座、箱座底凸缘厚度 b、b1、b2 b=b1=12mm；b2=20mm 地脚螺栓直径及数目 df、n df=16mm；n=4 轴承旁联接螺栓直径 d1 d1=12mm 箱盖、箱座联接螺栓直径 d2 d2=8mm；n=4 轴承端盖螺钉直径 d3 轴承外圈直径 55mm 80mm d3 8mm 10mm 螺钉数目 4 4 检查孔盖螺钉直径 d4 双级减速器：d4=8mm df、d1、d2至箱外壁距离 df、d2至凸缘边缘距离 c1 c2 螺栓直径 M8 M12 M16 c1min 14mm 18mm 22mm c2min 12mm 16mm 20mm 轴承座外径 D2 95mm、1

22、30mm 轴承旁凸台高度 h 33mm 箱外壁至轴承座端面距离 L1 40mm 箱座肋厚 m 7mm 大齿轮顶圆与箱内壁间距离 1 15mm 齿轮端面与箱内壁距离 2 10mm 11 润滑和密封的选择 润滑：齿轮采用飞溅润滑，箱体上的轴承采用油润滑 润滑油：齿轮运转时油温和载荷保持正常或中等，采用 220 工业闭式齿轮润滑油 密封：高速轴与低速轴的伸出端采用毛毡圈式密封，箱盖箱座结合面上涂密封胶。12 附件及说明（1）轴承盖：材料 HT150，选用螺钉联接式轴承盖，因轴承采用飞溅润滑，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，选择杆式油标，尺寸为 M16 （3）排油

23、螺塞：材料 Q235，为换油及清洗箱体时排出油污，选择M16*1.5 型排油螺塞。（4）检查孔盖板：检查传动件的啮合情况、润滑状态及向箱内注油，用螺钉固定，选择尺寸为盖板 148139.5，检查孔 100*91.5，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。（5）通气器：为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装。（6）吊耳、吊钩：用于拆卸和吊运减速器，在箱盖和箱座上铸出。（7）定位销：用于确定箱盖和箱座的相互位置，直径取 0.7-0.8 倍箱座、箱盖凸缘联接螺栓的直径，长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，在箱盖

24、和箱座剖分面加工完毕并用螺栓固联后进行配钻和配铰。（8）起盖螺钉：用于解决箱盖箱座装配时在部分面上涂密封胶给拆卸带来的不便。要在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔。13 设计小结 这是我第一次完成像这样的作业，大多数通过自己的独立完成，我基本上了解了一个机械产品的前期设计过程，感觉比较有实际意义。起初刚接触到，还是有点不知所措，但是随着时间的推移，越来越有信心。现在就来说说我在设计中遇到的一些问题以及如何解决的。第一，最开始我就犯了一个大错，没有先仔细的看书就草率的开始了设计。无论是传动比的高低速级的分配，还是高速轴中心距的间距在 100 以上和两大齿轮相差 30 至 50，都不满足比较合理的要求。后

25、来在上课的过程中以及与同学的探讨中才发先自己的问题，并加以改正。这让我认识到了设计开始时一定要先了解设计当中的一些要求，不能自己想怎么来就怎么来。第二，在画草图时，一开始按 1：1 的比例画图，画完两根轴画第三根轴时发现已经没有多余的地方画了。这主要是当时画图时没有考虑全面，另一方面也是为了节约时间，必要的步骤没有完成。后来我又重新用按 1：2 的比例重新画了草图 第三，在画图时，图上的一些细节存在不足，一开始倒角，圆角这些都没有考虑，包括螺栓的长度等等，后来在给老师检查、老师指出来以后才一个一个慢慢修改 第四，在对减速器的设计时，主要是参照机械设计课程设计这本书；在对零件图的标注时，没有很好

26、的参阅互换性与技术测量。第五，在选择轴承时一开始是随便选择的，到最后校核时才发现有齿轮竟然没达到使用寿命要求，这使得我不得不重新修改已完成的装配图。最后，通过这次设计，我最大的感悟和收获是：要完成这样的设计，要具有以前学习的多学科知识，不仅是机械设计，还有互换性与技术测量。多学科的知识交合，因为之前的一些知识没有很好的掌握好，所以在设计时进度很慢。同时，要有团队合作的精神，在设计时，最好是几个人一起探讨完成，这样不仅完成更快，同时，思考的问题也更全面。另外，还利用到了对一些软件的掌握（如制文档对办公软件的 使用，在插入图时，对 Auto CAD 软件的利用）。通过这样一次课程设计，我找到了很多自己存在的不足，相信在今后的学习中，我会更加努力的学习，也得学会多学科知识的灵活利用。的确，在这次课程设计中还存在很多不足，在今后学习和工作中，我一定要注意综合思考和解决问题能力的提高，尽可能少走弯路，但决不能回避困难，遇到困难时要多冷静思考，多看参考书，还是不能解决，要善于请教老师和同学，同他们多讨论，相信这样对自己能力能跟好的提高。感谢在设计过程中，大力帮助我的老师和同学。14 参考资料 1.陈秀宁，施高义 机械设计课程设计第四版 浙江大学出版社 2.陈秀宁，顾大强 机械设计浙江大学出版社