减速器设计计算说明书.docx

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减速器设计计算说明书

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η

（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=Fw×vw/（1000ηw）KW

考虑到胶带卷筒及其轴承的效率取ηw=0.94

Fw=2400Nvw=1.2m/s

Pw=Fw×vw/（1000ηw）

=2400*1.2/（1000*0.94）

=3.06KW

输入输出端均采用弹性联轴器ηc=0.99

所有轴承均采用滚动球轴承ηr=0.995

采用8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率ηg=0.97

η=ηr3×ηg2×ηc2

=0.9953×0.972×0.992

=0.9084

P0=Pw/η

=3.06/0.9084=3.37KW

载荷平稳，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=4.0KW

nw=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=9-25

n=i×nw

=687.5-1909.8r/min

为了降低成本确定

n=1500r/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

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=3.06KW

η=0.9084

Pm=4KW

nw=76.394r/min

n=1500r/min

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）工作轴

4.3各轴功率

（1）高速轴

（2）中间轴

（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

i=nm/nw=1440/76.39=18.85

i1=1.3i2i=i1×i2

求得i1=4.95i2=3.81

n1=nm=1440r/min

n2=n1/i1

=1440/4.95

=290.91r/min

n3=n2/3.81=76.394r/min

nw=n3=76.24r/min

P1=P0*ηc

=3.37*0.99=3.33KW

P2=P1*ηr*ηg

=3.33*0.97*0.995

=3.21KW

P3=P2*ηr*ηg

=3.21*0.97*0.995

=3.11KW

Pw=P3*ηr*ηc

=3.11*0.995*0.99

=3.06KW

T1=9550*P1/n1=22.08N·m

T2=9550*P2/n2=105.38N·m

T3=9550*P3/n3=388.78N·m

Tw=9550*Pw/nw=382.53N·m

T0=9550*P0/nw=22.34N·m

i=18.85

i1=4.95

i2=3.81

n1=1440r/min

n2=290.91r/min

n3=79.394r/min

nw=76.24r/min

P1=3.33KW

P2=3.21KW

P3=3.11KW

Pw=3.06KW

T1=22.08N·m

T2=105.38N·m

T3=388.78N·m

Tw=382.53N·m

T0=22.34N·m

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（N·m）

22.34

22.08

105.38

388.78

382.53

传动比i

1

4.95

3.81

1

效率η

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

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

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钢正火，169-217HBS

大齿轮选用45钢正火，169-217HBS

查表得σHlim1=460MPa，

σHlim2=460MPa，SHmin=1

[σH1]=[σH2]=460MPa

σH=460MPa

小齿轮转矩T=22.08N·m

载荷平稳，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≥

=40.8mm

小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=99

m=d1/z1=2.045mm

取m=2.5mm

分度圆直径d1=z1m=50mm，d2=z2m=247.5mm，中心距a=148.75mm

齿宽b=Ψd×d1

=50mm

取小齿轮齿宽b1=56mm，大齿轮齿宽b2=50mm

v=πd1n/（60*1000）

=π*50*1440/（60*1000）

=3.77m/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得复合齿形系数

YFs1=4.38，YFs2=3.96

SFmin=1

σFlim1=σFlim2=360MPa

[σF1]=[σF2]=360MPa

σF1=2KT1YFs1/（bm2z1）

=33.19MPa<[σF1]

σF2=σF1YFs2/YFs1

=33.19×3.96/4.38

=30.01MPa<[σF2]

最小侧隙jnmin=0.100mm

由《机械设计课程设计》书表8-95确定

Esns=Esns1=Esns2

=-jnmin/（2cosα）

=-0.0585mm

齿厚公差

Tsn=2tanα（br2+Fr2）1/2

br=1.26×IT9

br1=1.26×62=0.0781mm

br2=1.26×115=0.1450mm

Fr1=0.034Fr2=0.056

Tsn1=0.062mm

Tsn2=0.113mm

Esni1=Esns-Tsn1=-0.115mm

Esni2=Esns-Tsn2=-0.166mm

上偏差

Ebns1=Ebns2=Esns×cosα

=-0.050mm

下偏差

Ebni1=Esni1×cosα

=-0.108mm

Ebni2=Esni2×cosα

=-0.156mm

公法线长度

Wk1=m×Wk’1

=2.5×7.6604

=19.151mm

Wk2=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=±0.018

Fp1=0.042Fp2=0.070

Fα1=0.020Fα2=0.025

Fβ1=0.027Fβ2=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σHlim1=720MPa，

σHlim2=460MPa，SHmin=1

[σH1]=720MPa

[σH2]=460MPa

σH=460MPa

小齿轮转矩

T=105.38N·m

载荷平稳，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≥

=70mm

小齿轮齿数z1=30，大齿轮齿数z2=114

m=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=75mm

v=πd1n/（60*1000）

=π*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=1

σFlim1=530MPa

σFlim2=360MPa

[σF1]=530MPa

[σF2]=360MPa

σF1=2KT1YFs1/（bm2z1）

=73.99MPa<[σF1]

σF2=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确定

Esns=Esns1=Esns2

=-jnmin/（2cosα）

=-0.0585mm

齿厚公差

Tsn=2tanα（br2+Fr2）1/2

br=1.26×IT9

br1=1.26×62=0.0781mm

br2=1.26×130=0.1638mm

Fr1=0.043Fr2=0.074

Tsn1=0.065mm

Tsn2=0.131mm

Esni1=Esns-Tsn1=-0.123mm

Esni2=Esns-Tsn2=-0.189mm

上偏差

Ebns1=Ebns2=Esns×cosα

=-0.050mm

下偏差

Ebni1=Esni1×cosα

=-0.116mm

Ebni2=Esni2×cosα

=-0.177mm

公法线长度

Wk1=m×Wk’1

=2.5×10.7526

=26.882mm

Wk2=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=±0.020

Fp1=0.053Fp2=0.092

Fα1=0.022Fα2=0.029

Fβ1=0.028Fβ2=0.031

fa=±0.0315

小齿轮、大齿轮均选用45钢正火，169-217HBS

σH=460MPa

m=2.5mm

z1=20

z2=99

d1=50mm

d2=247.5mm

a=148.75mm

b1=56mm

b2=50mm

α=20°

设计满足要求

Esns1=Esns2=-0.0585mm

Tsn1=0.062mm

Tsn2=0.113mm

Ebns1=Ebns1=-0.050mm

Ebni1=-0.108mm

Ebni2==-0.156mm

Wk1=19.151mm

Wk2=88.340mm

fp1=±0.015fp2=±0.018

Fp1=0.042Fp2=0.070

Fα1=0.020Fα2=0.025

Fβ1=0.027Fβ2=0.029

fα=±0.0315

小齿轮选用40MnB，241-286HBS

大齿轮选用45钢正火，169-217HBS

σH=460MPa

z1=30

z2=114

d1=75mm

d2=285mm

a=180mm

b1=80mm

b2=75mm

α=20°

设计满足要求

Esns1=Esns2=-0.0585mm

Tsn1=0.065mm

Tsn2=0.131mm

Ebns1=Ebns2=-0.050mm

Ebni1=-0.116mm

Ebni2=-0.177mm

Wk1==26.882mm

Wk2=96.246mm

fp1=±0.017fp2=±0.020

Fp1=0.053Fp2=0.092

Fα1=0.022Fα2=0.029

Fβ1=0.028Fβ2=0.031

fa=±0.0315

6轴的设计计算

设计内容

计算及说明

结果

6.1轴选择材料

6.2轴最小直径计算

6.3各轴各段直径确定

（1）高速轴

（2）中间轴

（3）低速轴

无特殊要求，选45号钢正火处理，169-217HBS

减速器工作时，轴主要受转矩作用，先考虑转矩设计轴最小直径

D≥C

，C取118

P与n从4轴的工况计算中取得

D1≥15.6mm

D2≥26.3mm

D3≥40.6mm

考虑到高速轴和低速轴需要和联轴器配合，根据《机械设计课程设计》书表8-178确定

D1min=20mm

D3min=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，滚动轴承处为50mm，中间轴环处为72mm，与齿轮配合处直径60mm

45号钢正火处理，169-217HBS

D1min=20mm

D2min=45mm

D3min=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，滚动轴承处为50mm，中间轴环处为72mm，与齿轮配合处直径60mm

6.4箱体内各部分合理分布

箱体内部零件分布如上图所示，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缘与外壁均有要求，轴承旁凸台厚度=16+18+8=42mm

6.5各轴完整设计

（1）高速轴的设计如下：

轴承选取6006深沟球轴承，需要挡油环，所以12段长14mm；齿轮端面距离箱壁10mm，23段应略大于10mm，取15mm；45段根据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，所以L=10+10+48+1-13-3=53mm；78段考虑与联轴器的配合长36mm。

轴与联轴器之间采用平键连接，查表得键尺寸b=6，h=6，键长取30mm

1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处无特殊要求根据轴肩高度取圆角。

3、4取3mm，5取2mm，7取1mm。

配合公差选取参考《机械设计课程设计》书表5-1，确定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，所以23段长78mm，45段长48mm；轴承选用6206深沟球轴承，齿轮端面与箱体内壁距离为10mm，所以12段取28mm，56段取34mm；34段取10mm。

大齿轮小齿轮均采用平键连接，b=12mm，h=8mm，45段键槽42mm，23段键槽72mm。

1、6处倒角为1.5×45º,2、3、4、5处无特殊要求根据轴肩高度取圆角，这里均取2mm。

配合公差选取参考《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，所以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段根据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，所以L=10+12+48+1-16-3=52mm；78段考虑到与联轴器配合长度取80mm

齿轮与轴采用平键连接，b=18mm，h=11mm，键长66mm；轴与联轴器采用平键连接，b=14mm，h=9mm，键长72mm。

1、8处倒角取2×45°，2、3、4无特殊要求圆角半径取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。

配合公差选取参考《机械设计课程设计》书表5-1，确定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轴受力分析并校核

（1）高速轴：

转矩T=22.08N·m，齿轮分度圆直径d=50mm

Ft=2T/d=833.2N,Fr=Ft×tanα=303.3N受力图如下（齿轮轴承受力均简化成集中作用于本身中点）

因受力较为简单，直接求出各自轴承的合力：

R1=746.4NR2=193.5N

弯矩图如下

参考《机械设计》书12-4节及表12-1、表12-3

45号钢正火σB=600MPa，钢轴应力校正系数取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·mm

当量弯矩Me=

图如下：

Memax=29096N·mm

此轴需要校核两个面，一齿轮中心面，二联轴器连接处

齿轮中心截面：

直径d≥

=17.4mm

此处实际直径为36mm校核安全

联轴器连接处截面：

直径d≥

=13.25mm

此处轴实际直径为20mm，已能消除键的影响校核安全

（2）中间轴

转矩T=105.38N·m，齿轮分度圆直径分别为247.5mm，75mm

Ft1=2T/d1=851.6N，Fr1=Ft1×tanα=309.9N

Ft2=2T/d2=2810.1N，Fr2=Ft1×tanα=1022.8N

受力图如下

经计算

R1V=612.2NR1H=2207.4NR2v=100.2NR2H=1454.3N

弯矩图如下

MHmax=132444N·mm，Mvmax=36730N·mm

轴采用45号钢，σB=600MPa，取[σ-1]b=55MPa，[σ0]b=95MPa，应力校正系数取α=[σ-1]b/[σ0]b=0.58，

弯矩只存在于12（两齿轮）之间，可知Memax在1（小齿轮中心面）处，需要校核

Mmax=137442N·mmT=105380N·mm

Memax=

=150420N·mm

小齿轮中心面：

直径d≥

=30.13mm

此处实际直径为36mm，能消除键的影响校核安全

（3）低速轴

转矩T=388.78N·m，齿轮分度圆直径285mm

Ft=2T/d=2728.3N,Fr=Ft×tanα=993.0N

受力分析

经计算得R1=1978.1N，R2=925.3N

弯矩图如下：

轴采用45号钢，σB=600MPa，取[σ-1]b=55MPa，[σ0]b=95MPa

应力校正系数取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·mm

当量弯矩Me=

图如下：

此轴需要校核两个面，一齿轮中心面，二联轴器连接处

齿轮中心截面：

直径d≥

=35.8mm

此处实际直径为60mm校核安全

联轴器连接处截面：

直径d≥

=34.5mm

此处轴实际直径为45mm，已能消除键的影响

7轴承的计算

轴承预期寿命为：

2×8×300×3=14400h

（1）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）=895.7N

L10=

=37044h>14400h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，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）=2749N

L10=

=20449.6h>14400h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，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）=2373.7N

L10=

=173854h>14400h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[σp]=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=22080N·mmLc=L-b=30-6=24mm

h=6mmd=20mmσp=

=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42mm

T=105380N·mmLc=L-b=42-12=30mm

h=8mmd=40mmσp=

=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72mm

T=105380N·mmLc=L-b=72-12=60mm

h=8mmd=40mmσp=

=21.95MPa<[σp]校核安全

（3）轴