减速器的设计报告.docx

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减速器的设计报告

一、电动机的选择

1）选择电动机的类型

按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。

2）选择电动机的容量

工作机的有效功率为Pw=F•v=2.487×0.757=1.882659kWi=0

从电动机到工作机传送带间的总效率为η。

η=η1•η2•η3•η4•η5=0.96^1×0.99^4×0.97^2×0.99^1×0.96^1=0.825i=1

由《机械设计课程上机与设计》可知：

η1：

V带传动效率0.96

η2：

滚动轴承效率0.99（球轴承）

η3：

齿轮传动效率0.97（7级精度一般齿轮传动）

η4：

联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）

η5：

卷筒传动效率0.96

所以电动机所需工作功率为：

Pd=Pw/η=1.882659/0.825=2.28kWi=2

式中：

Pd——工作机实际所需电动机的输出功率，kW；

Pw——工作机所需输入功率。

kW；

η——电动机至工作机之间传动装置的总功率。

3）确定电动机转速

按推荐的传动比合理范围，V带传动≤（2～4），一级圆柱齿轮传动≤5，两级圆柱齿轮传动为（5～40）。

因为nw=v•60/（π•D）=（0.757×60）/（π×310）=46.64r/mini=3

nd=i•nw=（10～80）•46.64=（466.4～3731.2）r/mini=4

所以电动机转速的可选范围为：

（466.4～3731.2）r/mini=5

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/mini=6

电动机。

根据电动机类型、容量和转速，查表选定以下电动机，其主要性能如表格1。

二、确定传动装置的总传动比和分配传动比

1）.总传动比i为

i=nm/nw=960/46.64=20.58i=7

2）.分配传动比

i=i0•i1•i2=20.58i=8

考虑润滑条件等因素，初定

i0——为V型带传动比

i1——为第一组齿轮传动比

i2——为第二组齿轮传动比

当为两级传动时：

i1=（1.3～1.4）•i2取1.4，i0=3

当为一级传动时：

i1=i/i0i0=3

所以经过计算以后可得：

i1=3.09i=10

i1=1.4•i2=1.4×3.09=2.21i=11

（1）.各轴的转速

电动机轴：

nm=960r/mini=13

Ⅰ轴：

nⅠ=960/3=320r/mini=14

Ⅱ轴：

nⅡ=320/3.09=103.56r/mini=15

Ⅲ轴：

nⅢ=103.56/2.21=46.86r/mini=16

卷筒轴：

nw=nⅢ=46.86/1=46.86r/mini=17

（2）.各轴的输入功率

电动机轴：

Pd=3kWi=19

Ⅰ轴：

PⅠ=Pd•η1•η2=3×0.99×0.96=2.85kWi=20

Ⅱ轴：

PⅡ=PⅠ•η2•η3=2.85×0.99×0.97=2.74kWi=21

Ⅲ轴：

PⅢ=PⅡ•η2•η3=2.74×0.99×0.99=2.63kWi=22

卷筒轴：

Pw=PⅢ•η2•η4=2.63×0.99×0.99=2.58kWi=23

（3）.各轴的输入转矩

电动机轴的输出转矩Td为：

Td=9550×Pd/nm=9550×3/960=29.84N•mi=25

电动机轴：

Td=29.84N•mi=26

Ⅰ轴：

TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=9550×2.85/320=85.05N•mi=27

Ⅱ轴：

TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×2.74/103.56=252.67N•mi=28

Ⅲ轴：

TⅢ=9550×PⅢ/nⅢ=9550×2.63/46.86=535.99N•mi=29

卷筒轴：

Tw=9550×Pw/nw=9550×2.58/46.86=525.8N•mi=30

三、V带设计

1）求计算功率Pc

查表得Ka=1.2i=32

故Pc=Ka•Pd=1.2×2.28=2.74kWi=33

2）选V带型号

可用普通V带或窄V带，现选以普通V带。

根据Pc=1.2×2.28=2.74kWi=34

nd=960n/mini=35

查图查出此坐标点位于图中A型带i=36

所以现在暂选用A型带i=37

3）求大、小带轮基准直径dl2、dl1由表dl1应不小于75mmi=38

取（标准）dl1=100mmi=39

dl2=nd/nⅠ•dl1•（1-ε）=960/320×100×（1-ε）=294mmi=40

ε一般为0.02。

查表得取（虽然dl2的大小会影响传动比，但其误差为小于5%i=41

）取标准dl2=300mmi=42

4）验算带速v

v=π•dl1•nd/（60×1000）=π•100•960/（60×1000）=5.03m/si=43

带速在5～25m/s范围内，合适。

5）求V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距

a0=1.5•（dl1+dl2）=1.5•（100+300）=600mmi=44

取a0=600mmi=45

符合a0=0.7•（dl1+dl2）～2•（dl1+dl2）。

L0=2•a0+π/2•（dl1+dl2）+（dl2-dl1）^2/（4×a0）=2•600+π/2•（100+300）+（300-100）^2/（4×600）=1844.99mmi=46

查《机械设计基础》表13-2，对所选的A型带i=47

所以Ld=2000mmi=48

则中心距a≈a0+（Ld-L0）/2=600+（2000-1844.99）/2=678i=49

6）验算小带轮包角α1

α1=180°-（dl2-dl1）/a×57.3°=180°-（300-100）/678×57.3°=163.1°i=50

此结果大于120°所以合适

7）求V型带根数z

z=Pc/（（P0+ΔP0）•Ka•KL）

查表得查《机械设计基础》表13-3得

P0=1.14kWi=51

两轮之间的传动比i=dl2/（dl1•（1-ε））=300/（100•（1-0.02））=3.06i=52

查表13-5得ΔP0=0.11i=53

查表13-7得Ka=0.89i=54

查表13-2KL=1.03i=55

由此可得z=2.74/（（1.14+0.11）×0.89×1.03）=2.39i=56

取z=3i=57

8）求作用在带轮轴上的压力FQ

查《机械设计基础》表13-1得q=0.1kg/mi=58

故得单根V带的初拉力

F0=500•Pc/（z•v）•（2.5/Ka-1）+q•v^2=500•2.74/（3•5.03）•（2.5/0.89-1）+0.1×5.03^2=166.77Ni=59

V型带的尺寸大小见表格3

作用在轴上的压力

FQ=2•z•F0•sin（α1/2）=2•3•166.77•sin（163.1°/2）=989.76Ni=60

四、齿轮的设计

1）齿轮1、2的设计

（1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高。

都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。

齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜可取多些。

由《机械设计基础》表11-1选择齿轮1材料为45钢（调质），硬度为280HBS,σHlim1=600MPa,FE=450MPa,齿轮2为45钢（正火），硬度为240HBS,Hlim2=380MPa,σFE=320MPa。

由《机械设计基础》表11-5取SH=1.25,SF=1.6。

 i=61

[σH1]=σHlim1/SH=600/1.25=480Mpai=63

[σH2]=σHlim2/SH=380/1.25=304Mpai=64

[σF1]=σHFE1/SF=450/1.6=281.25Mpai=65

[σF2]=σHFE2/SF=320/1.6=200Mpai=66

（2）按齿面接触强度设计

设齿轮按8级精度制造，取载荷系数为1.5i=67

。

齿宽系数Φd为0.8i=68

对于铸钢ZE取188，ZH取2.5

d1≥（2•K•TⅠ•（i1+1）/（Φd•i1）•（ZE•ZH/[σH]）^2）^（1/3）=（2•1.5•85.05•1000•（3.09+1）/（0.8•3.09）×（188×2.5/480）^2）^（1/3）=73.97mmi=69

齿数取z1=24i=70

则z2=i1•z1=74i=71

模数m=d1/z1=73.97/24=3.08mmi=72

齿宽b=Φd•d1=0.8×73.97=59.18mmi=73

取b1=55mmi=74

b2=45mmi=75

按《机械设计基础》表4-1取m=3.5mmi=76

实际的d1=z1•m=24×3.5=84mmi=77

d2=z2•m=74×3.5=259mmi=78

中心距a=（d1+d2）/2=（84+259）/2=171.5mmi=79

（3）验算齿轮弯曲强度

齿形系数（由《机械设计基础》图11-8和图11-9可得）

YFa1=2.64i=80

YSa1=1.59i=81

YFa2=2.24i=82

YSa2=1.6i=83

σF1=2•K•YFa1•YFa1/（b1•m^2•z1）=2×85.05×1000×1.5×2.64•1.59/（55×3.5^2×24）=66.23Mpa≤[σF1]i=84

σF2=σF1•YFa2•YSa2/（YFa1•YSa1）=66.23×（2.24×1.6/（2.64×1.59））=56.55Mpa≤[σF2]i=85

所以安全的。

（4）齿轮的圆周速度

v1=π•d1•nⅠ/（60×1000）=π×84×320/（60×1000）=1.41m/si=86

对照表11-2选用7级是正确的！

齿轮参数见表格4 i=87

2）齿轮3、4的设计

（1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高。

都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。

齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜可取多些。

由《机械设计基础》表11-1选择齿轮3材料为45钢（调质），硬度为280HBS,σHlim3=600MPa,FE=450MPa,齿轮2为45钢（正火），硬度为240HBS,Hlim4=380MPa,σFE=320MPa。

由《机械设计基础》表11-5取SH=1.25,SF=1.6。

[σH3]=σHlim3/SH=600/1.25=480Mpai=88

[σH4]=σHlim4/SH=380/1.25=304Mpai=89

[σF3]=σHFE3/SF=450/1.6=281.25Mpai=90

[σF4]=σHFE4/SF=320/1.6=200Mpai=91

（2）按齿面接触强度设计

设齿轮按7级精度制造，取载荷系数为1.5i=92

。

齿宽系数Φd为0.8i=93

对于铸钢ZE取188，ZH取2.5

d1≥（2•K•TⅡ•（i2+1）/（Φd•i2）•（ZE•ZH/[σH]）^2）^（1/3）=（2•1.5•252.67•1000•（1.4×3.09=2.21+1）/（0.8•2.21）×（188×2.5/480）^2）^（1/3）=109.68mmi=94

齿数取z3=26i=95

则z4=i2•z3=57i=96

模数m=d3/z3=109.68/26=4.22mmi=97

齿宽b=Φd•d3=0.8×109.68=87.74mmi=98

取b3=85mmi=99

b4=75mmi=100

按《机械设计基础》表4-1取m=4.5mmi=101

实际的d3=z3•m=26×4.5=117mmi=102

d4=z4•m=57×4.5=256.5mmi=103

中心距a=（d3+d4）/2=（117+256.5）/2=186.75mmi=104

（3）验算齿轮弯曲强度

齿形系数（由《机械设计基础》图11-8和图11-9可得）

YFa3=2.59i=105

YSa3=1.61i=106

YFa4=2.28i=107

YSa4=1.73i=108

σF3=2•K•YFa3•YFa3/（b3•m^2•z3）=2×85.05×1000×1.5×2.64•1.59/（55×4.5^2×26）=118.25Mpa≤[σF3]i=109

σF4=σF3•YFa4•YSa4/（YFa3•YSa3）=118.25×（2.28×1.73/（2.59×1.61））=111.86Mpa≤[σF4]i=110

所以安全的。

（4）齿轮的圆周速度

v3=π•d3•nⅡ/（60×1000）=π×117×103.56/（60×1000）=0.63m/si=111

对照表11-2选用7级是正确的！

齿轮参数见表格4 i=112

五、轴的设计

1）轴Ⅰ的设计 i=198

圆周力：

Ft1=2TⅠ/d1=2×85.05/0.084=2025Ni=200

径向力：

Fr1=Ft1•tanα=2025•tan20°=737.04Ni=201

轴向力：

Fa1=0Ni=202

2）初步确定轴Ⅰ的最小直径

材料为45钢，正火处理。

根据《机械设计基础》表14-2，取C=110,于是dmin=C3•（PⅠ/nⅠ）^（1/3）=110×（2.85/320）^（1/3）=22.8mmi=203

由于键槽的影响，故最小直径为：

24mmi=204

显然最小值的轴颈肯定是安在电动机的联轴器,故取标准值轴Ⅰ的最小最小直径d1=28mmi=205

根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l1=56mmi=206

3）轴Ⅰ的结构设计

（1）.为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d2=37mmi=207

（2）.初步选择滚动轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。

按照工作求并根据d2=37mmi=208

查手册选取单列角接触球轴承7009ACi=209

其尺寸为d×D×B=45×75×16mmi=210

故d3=d7=45mmi=211

故l7=B=34mmi=212

（3）.由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=49mmi=213

故l4=100mmi=214

由轴肩高度h>0.07d，则轴肩的直径d5=57mmi=215

则d6=49mmi=216

则l6=53mmi=217

（4）.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。

故l2=95mmi=218

（5）.根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l3=16mmi=219

至此，已初步确定了轴的各段和长度。

见草图1 i=220

4）.轴Ⅰ的校核

根据两个轴承的位置可确定L=197mmi=221

取齿轮中间为a-a截面，带轮离最近轴承的距离L2=131mmi=222

取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=53.5mmi=223

（1）.求垂直面得支撑反力图1-a

F1v=（Fr1*L3-Fa1•d1/2）/L=（737.04×0.0535-0•0.084/2）/0.197=200.16Ni=224

F2v=Fr1-F1v=737.04-200.16=536.88Ni=225

（2）.求水平的支撑反力图1-b

F1H=Ft1•L3/L=2025•0.0535/197=549.94Ni=226

F2H=Ft1-F1H=2025-549.94=1475.06Ni=227

（3）.V型带拉力产生的支撑反力图1-c

F1F=FQ•（L2+L）/L=989.76×（0.131+0.197）/0.197=1647.93Ni=228

F2F=F1F-FQ=1647.93-989.76=658.17Ni=229

（4）.绘垂直面得弯矩图图1-d

Mav=F2v•L3=1647.93-989.76=28.72N•mi=230

M'av=F1v•（L-L3）=200.16×（0.197-0.0535）28.72N•mi=231

（5）.绘水平面的弯矩图图1-e

MaH=F1H•L3=549.94×0.0535=29.42N•mi=232

M'aH=F1H•（L-L3）=549.94•（0.197-0.0535）=78.92N•mi=233

（6）.带轮拉力产生的弯矩图图1-f

M1F=FQ•L2=989.76•0.131=129.66N•mi=234

MaF=F2F•L3=658.17•0.0535=35.21N•mi=235

（7）.求合成弯矩图图1-g

考虑到最不利的情况。

Ma=（Mav^2+MaH^2）^（1/2）+MaF=（28.72^2+29.42^2）^（1/2）35.21=76.32N•mi=236

M'a=（M'av^2+M'aH^2）^（1/2）+MaF=（28.72^2+78.92^2）^（1/2）35.21=119N•mi=237

M1=M1F=129.66N•mi=238

所以危险截面为：

轴承1i=239

（8）.求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M，从截面中发现其当量弯矩为

Me=（M^2+（α•TⅠ）^2）^（1/2）取α=0.6.可得：

Me=（129.66^2+（0.6×85.05）^2）^（1/2）=139.34N•mi=240

（9）.计算危险截面处轴的直径

轴的材料选用45钢，调质处理，由表得σB=650MPa，由表14-3查得[σ_1b]=60MPa,则

d≥（Me/（0.1•[σ_1b]））^（1/3）=（139.34/（0.1×60））^（1/3）=28.53mmi=241

考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故

d≥1.05×28.53=29.96mmi=242

查看草图说明当初估算的直径是合理。

 i=243

5）.轴Ⅱ的设计 i=289

圆周力：

Ft2=2TⅡ/d2=2×252.67/0.259=1951.12Ni=290

径向力：

Fr2=Ft2•tanα=1951.12•tan20°=710.15Ni=291

轴向力：

Fa2=0Ni=292

圆周力：

Ft3=2TⅡ/d3=2×252.67/0.117=4319.15Ni=293

径向力：

Fr3=Ft3•tanα=4319.15•tan20°=1572.04Ni=294

轴向力：

Fa3=0Ni=295

6）初步确定轴Ⅱ的最小直径

材料为45钢，正火处理。

根据《机械设计基础》表14-2，取C=110,于是dmin=C3•（PⅡ/nⅡ）^（1/3）=110×（2.74/103.56）^（1/3）=32.78mmi=296

由于键槽的影响，故最小直径为：

40mmi=297

7）轴Ⅱ的结构设计

（1）.初步选择滚动轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。

查手册选取单列角接触球轴承7011ACi=298

其尺寸为d×D×B=55×90×18i=299

故d5=d1=55mmi=300

（2）.由齿轮2、齿轮3的尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=60mmi=301

故l4=43mmi=302

故d2=65mmi=303

故l2=83mmi=304

（3）.根据齿轮到内壁的距离以及轴承定位的要求。

故l1=40mmi=305

故l5=45mmi=306

至此，已初步确定了轴的各段和长度。

见草图2 i=307

8）.轴Ⅱ的校核

根据两个轴承的位置可确定L=203mmi=308

取齿轮2中间为b-b截面，齿轮3中间为c-c截面。

b与c截面的距离L2=73mmi=309

取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=58.5mmi=310

（1）.求垂直面得支撑反力图2-a

F3v=（Fr2•（L3+L2）+Fa3•d3/2+Fa2•d2/2-Fr2•L3）/L=（1572.04×（0.0585+0.073）+0×0.117/2+0×259/2-710.15×0.0585）/0.203=813.69Ni=311

F4v=Fr2+F3v-Fr3=710.15+813.69-1572.04=-48.2Ni=312

（2）.求水平的支撑反力图2-b

F4H=Ft2•（L-L3）-Ft3•（L-L2-L3）/L=（1951.12×（0.203-0.0585）+4319.15×（0.203-0.073-0.0585））/0.203=-2235.6Ni=313

F3H=Ft3+Ft2-F4H=1951.12+4319.15--132.43=-132.43Ni=314

（3）.绘垂直面得弯矩图图2-c

Mbv=F4v•L3=-48.2•0.0585=-2.82N•mi=315

M'bv=Fa3•d3/2+Fr3•L2-F3v•（L-L3）=0•0.0585/2+1572.04•0.073-813.69•（203-58.5）=-2.82N•mi=316

Mcv=F4v•（L2+L3）+Fa2•d2/2-Fr2•L3=-48.2•（0.073+0.0585）+0•0.259/2-710.15•0.0585=-47.88N•mi=317

M'cv=-F3v•（L-L2-L3）=-813.69•（0.203-0.073-0.0585）=-58.18N•mi=318

（4）.绘水平面的弯矩图图2-d

MbH=F4H•L3=-132.43•0.0585=-7.75N•mi=319

M'bH=F3H•（L-L3）=-2235.6•（0.203-0.0585）=-323.04N•mi=320

M'cH=F3H•（L-L2-L3）=-2235.6•（0.203-0.073-0.0585）=-159.85N•mi=321

McH=F3H•（L2+L3）=-132.43•（0.073+0.0585）=-17.41N•mi=322

（5）.求合成弯矩图图2-e

考虑到最不利的情况。

Mb=（Mbv^2+MbH^2）^（1/2）=（（-2.82）^2+（-7.75）^2）^（1/2）=8.25N•mi=323

M'b=（M'bv^2+M'bH^2）^（1/2）=（-2.82^2+-323.04^2）^（1/2）=323.05N•mi=324

Mc=（M'cv^2+M'cH^2）^（1/2）=（（-47.88）^2+（-17.41）^2）^（1/2）=50.95N•mi=325

M'c=（M'cv^2+M'cH^2）^（1/2）=（（-58.18）