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

减速器设计计算说明书（总23页）

选择电动机的类型4

选择电动机功率4

确定电动机的转速4

电动机的主要尺寸5

传动比的计算及分配5

各轴转速5

各轴功率5

各轴转矩6

5齿轮的设计计算7

高速级齿轮设计计算7

低速级齿轮设计计算9

6轴的设计计算12

轴选择材料12

轴最小直径计算12

各轴各段直径确定13

箱体内各部分合理分布13

各轴完整设计14

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

选择电动机的类型

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

确定电动机转速n

（1）卷筒轴转速nw

（2）电动机转速n

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=

Fw=2400Nvw=m/s

Pw=Fw×vw/（1000ηw）

=2400*（1000*

=KW

输入输出端均采用弹性联轴器ηc=

所有轴承均采用滚动球轴承ηr=

采用8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率ηg=

η=ηr3×ηg2×ηc2

=××

=

P0=Pw/η

==KW

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=KW

nw=6×10000vw/（πD）

=60000×（π×300）

=r/min

单级齿轮传动比3-5

两级齿轮传动比i=9-25

n=i×nw

=r/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=KW

η=

Pm=4KW

nw=r/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

传动比的计算及分配

（1）总传动比

（2）传动比分配

各轴转速

（1）高速轴

（2）中间轴

（3）低速轴

（4）工作轴

各轴功率

（1）高速轴

（2）中间轴

（3）低速轴

（4）工作轴

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/=

i1=i=i1×i2

求得i1=i2=

n1=nm=1440r/min

n2=n1/i1

=1440/

=r/min

n3=n2/=r/min

nw=n3=r/min

P1=P0*ηc

=*=KW

P2=P1*ηr*ηg

=**

=KW

P3=P2*ηr*ηg

=**

=KW

Pw=P3*ηr*ηc

=**

=KW

T1=9550*P1/n1=N·m

T2=9550*P2/n2=N·m

T3=9550*P3/n3=N·m

Tw=9550*Pw/nw=N·m

T0=9550*P0/nw=N·m

i=

i1=

i2=

n1=1440r/min

n2=r/min

n3=r/min

nw=r/min

P1=KW

P2=KW

P3=KW

Pw=KW

T1=·m

T2=N·m

T3=N·m

Tw=N·m

T0=N·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

功率P（KW）

转矩T（N·m）

传动比i

1

1

效率η

5、齿轮的设计计算

设计内容

计算机说明

结果

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

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=N·m

载荷平稳，取载荷综合系数K=

齿宽系数Ψd=1

小齿轮分度圆直径d1≥

=mm

小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=99

m=d1/z1=mm

取m=mm

分度圆直径d1=z1m=50mm，d2=z2m=mm，中心距a=

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）

=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得复合齿形系数

YFs1=，YFs2=

SFmin=1

σFlim1=σFlim2=360MPa

[σF1]=[σF2]=360MPa

σF1=2KT1YFs1/（bm2z1）

=MPa<[σF1]

σF2=σF1YFs2/YFs1

=×

=MPa<[σF2]

最小侧隙jnmin=

由《机械设计课程设计》书表8-95确定

Esns=Esns1=Esns2

=-jnmin/（2cosα）

=

齿厚公差

Tsn=2tanα（br2+Fr2）1/2

br=×IT9

br1=×62=mm

br2=×115=

Fr1=Fr2=

Tsn1=mm

Tsn2=mm

Esni1=Esns-Tsn1=mm

Esni2=Esns-Tsn2=mm

上偏差

Ebns1=Ebns2=Esns×cosα

=mm

下偏差

Ebni1=Esni1×cosα

=mm

Ebni2=Esni2×cosα

=mm

公法线长度

Wk1=m×Wk’1

=×

=

Wk2=m×Wk’2

=×

=

查《机械设计课程设计》书表8-73、表8-74至表8-91得

fp1=±fp2=±

Fp1=Fp2=

Fα1=Fα2=

Fβ1=Fβ2=

fa=±

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=N·m

载荷平稳，取载荷综合系数K=

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=mm

取m=mm

分度圆直径d1=z1m=75mm，d2=z2m=285mm，中心距a=

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*（60*1000）

=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=，YFs2=

SFmin=1

σFlim1=530MPa

σFlim2=360MPa

[σF1]=530MPa

[σF2]=360MPa

σF1=2KT1YFs1/（bm2z1）

=MPa<[σF1]

σF2=σF1YFs2/YFs1

=×

=MPa<[σF2]

最小侧隙jnmin=

由《机械设计课程设计》书表8-95确定

Esns=Esns1=Esns2

=-jnmin/（2cosα）

=

齿厚公差

Tsn=2tanα（br2+Fr2）1/2

br=×IT9

br1=×62=mm

br2=×130=

Fr1=Fr2=

Tsn1=mm

Tsn2=mm

Esni1=Esns-Tsn1=mm

Esni2=Esns-Tsn2=mm

上偏差

Ebns1=Ebns2=Esns×cosα

=mm

下偏差

Ebni1=Esni1×cosα

=mm

Ebni2=Esni2×cosα

=mm

公法线长度

Wk1=m×Wk’1

=×

=

Wk2=m×Wk’2

=×

=

查《机械设计课程设计》书表8-73、表8-74至表8-91得

fp1=±fp2=±

Fp1=Fp2=

Fα1=Fα2=

Fβ1=Fβ2=

fa=±

小齿轮、大齿轮均选用45钢正火，169-217HBS

σH=460MPa

m=mm

z1=20

z2=99

d1=50mm

d2=mm

a=mm

b1=56mm

b2=50mm

α=20°

设计满足要求

Esns1=Esns2=

Tsn1=mm

Tsn2=mm

Ebns1=Ebns1=mm

Ebni1=mm

Ebni2==mm

Wk1=

Wk2=

fp1=±fp2=±

Fp1=Fp2=

Fα1=Fα2=

Fβ1=Fβ2=

fα=±

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=

Tsn1=mm

Tsn2=mm

Ebns1=Ebns2=mm

Ebni1=mm

Ebni2=mm

Wk1==

Wk2=

fp1=±fp2=±

Fp1=Fp2=

Fα1=Fα2=

Fβ1=Fβ2=

fa=±

6轴的设计计算

设计内容

计算及说明

结果

轴选择材料

轴最小直径计算

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≥mm

D2≥mm

D3≥mm

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

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

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×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×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。

轴受力分析并校核

（1）高速轴：

转矩T=N·m，齿轮分度圆直径d=50mm

Ft=2T/d=,Fr=Ft×tanα=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=R2=

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=，[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≥

=

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=·m，齿轮分度圆直径分别为，75mm

Ft1=2T/d1=，Fr1=Ft1×tanα=

Ft2=2T/d2=，Fr2=Ft1×tanα=

受力图如下

经计算

R1V=R1H=R2v=R2H=

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=，

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≥

=

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=·m，齿轮分度圆直径285mm

Ft=2T/d=,Fr=Ft×tanα=

受力分析

经计算得R1=，R2=

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=

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≥

=

此处实际直径为60mm校核安全

联轴器连接处截面：

直径d≥

=

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=，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷

R1=，R2=

按受力大的轴承计算寿命，Pmax=Kp（XR+YA）=

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min，ε=3

当量载荷P=Kp（XR+YA），Kp=，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷

R1=，R2=

按受力大的轴承计算寿命Pmax=Kp（XR+YA）=2749N

L10=

=>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min，ε=3

当量载荷P=Kp（XR+YA），Kp=，X=1，Y=0，R为径向载荷，A为轴向载荷

R1=，R2=

按受力大的轴承计算寿命Pmax=Kp（XR+YA）=

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=

=<[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=

=<[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=

=<[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66mm

T=388780N·mmLc=L-b=66-18=48mm

h=11mmd=60mmσp=

=<[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72mm

T=388780N·mmLc=L-b=72-14=58mm

h=9mmd=45mmσp=

=<[σp]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

δ

8mm

箱座壁厚

δ1

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、130mm

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

Δ1

15mm

齿轮端面与箱内壁距离

Δ2

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）排油螺塞：

材料Q235，为换油及清洗箱体时排出油污，选择M16*型排油螺塞。

（4）检