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2传动方案

3电动机选择

4.轴的工况计算

5齿轮的设计计算5.1高速级齿轮设计计算5.2低速级齿轮设计计算

6轴的设计计算

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

6.4

箱体内各部分合理分布

6.5

各轴完整设计

6.6

轴受力分析并校核

7轴承的计算

8键联接的校核

9联轴器的选择

10箱体参数确定

11润滑和密封的选择

12附件及说明

14参考资料

1设计题目

设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置

、电动机

LfW

M胶带输送辄

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

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

3电动机选择

选择丫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

选择丫系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机

选择丫系列一般用途的全圭寸闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机

3.2选择电动机功率

（1）工作装置所需功率

FWfFwXVw/（1000nw）KW

考虑到胶带卷筒及其轴承的

效率取nw=0.94

Fw=2400NVw=1.2m/s

P/fF/XVw/（1000nw）

=2400*12（1000*0.94）

=3.06KW

Pw=3.06KW

（2）工作装置的传动装置的总效率n

输入输出端均采用弹性联轴

器nc=0.99

所有轴承均采用滚动球轴承

nr=0.995

采用8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率ng=0.97

322

n=nrXngXnc

=0.9953X0.972X0.992

=0.9084

n=0.9084

（3）电动机额定功率Pm

3.3确定电动机转速n

F0=FW/n

=3.06/0.9084=3.37KW

载荷平稳，选择电动机额定功率Pm略大于P。

，按《机械设计课程设计》表8-169中丫系列电动机技术数据取

Pm=4.0KW

Pm=4KW

（1）卷筒轴转速nw

nw=6X10000vw/（nD）

=60000X1.2/（nX300）=76.394r/min

nw=76.394r/min

（2）电动机转速n

单级齿轮传动比3-5两级齿轮传动比i=9-25n=iXnw

=687.5-1909.8r/min为了降低成本确定n=1500r/min

n=1500r/min

3.4电动机的主要尺寸

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选择电动机丫112M-4,其满载转速nn=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

工作轴

i=nm/nw=1440/76.39=18.85

i1=1.3i2i=i1Xi2求得i1=4.95i2=3.81

ni=nn=1440r/min

n2=n1/i1

=1440/4.95

=290.91r/min

n3=n2/3.81=76.394r/min

nw=n3=76.24r/min

i=18.85

i1=4.95

i2=3.81

ni=1440r/min

n2=290.91r/min

n3=79.394r/min

nw=76.24r/min

4.3各轴功率

（1）高速轴

Pi=PO*nc

=3.37*0.99=3.33KW

Pi=3.33KW

（2）中间轴

P2=P1*nr*ng

=3.33*0.97*0.995

F2=3.21KW

=3.21KW

（3）低速轴

P3=P2*nr*ng

=3.21*0.97*0.995

R=3.11KW

=3.11KW

（4）工作轴

Pw=P3*nr*nc

=3.11*0.995*0.99

丽3.06KW

=3.06KW

4.4各轴转矩

（1）高速轴

T1=9550*P1/n1=22.08N•m

T1=22.08N-m

（2）中间轴

T2=9550*P2/n2=105.38N-m

T2=105.38N-m

（3）低速轴

T3=9550*P3Zn3=388.78N-m

T3=388.78N-m

（4）工作轴

Tw=9550*Pv/nw=382.53N-m

Tw=382.53N-m

T0=9550*P0/nw=22.34N-m

T0=22.34N-m

（5）电动机转轴

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

290.91

76.394

功率p（Kvy

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

14.953.81

I效率n

0.99

0.965

0.985

5、齿轮的设计计算

设计内容

5.1高速级齿轮设计

（1）

齿轮材料选取

计算机说明

结果

（2）

许用接触应力

（3）

计

按齿面接触强度设

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CHlim1=460MPa

（THlim2=460MPaSmin=1

[THi]=[Th2|=460MPa

Th=460MPa

小齿轮转矩T=22.08N•m

载荷平稳，取载荷综合系

数K=1.2

齿宽系数屮d=1

小齿轮分度圆直径d1>

JJ671+i）KT1\

=40.8mm

小齿轮齿数Zi=20,大齿轮

齿数Z2=99

m=G/z1=2.045mm取m=2.5mm

小齿轮、大齿轮均选用45

钢正火，169-217HBS

0-h=460MPa

m=2.5mm

乙=20

Z2=99

di=50mm

d2=247.5mm

a=148.75mm

分度圆直径di=zim=50mmd2=Z2m=247.5mm中心距a=148.75mm

齿宽b=WdXd1

=50mm

取小齿轮齿宽b1=56mm大齿轮齿宽b2=50mmv=nd1n/（60*1000）

=n*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

bi=56mm

b2=50mm

a=20°

（4）按弯曲疲劳强度校核齿轮强度

由《机械设计》图6-30得复合齿形系数

YFs1=4.38,Yfs2=3.96

SFmin=1

设计满足要求

（TFliml=（TFlim2=360MPa

[TFi]=[Tf2]=360MPa

TF1=2KTYFs1/（bm2Z1）

=33.19MPa<[TF1]

TF2=TF1Yfs2/YFs1

=33.19X3.96/4.38

=30.01MPa<[TF2]

（5）公差计算选取

巳nsi=&ns2=-0.0585mm

最小侧隙jnmin=0.100mm由《机械设计课程设计》书表8-95确定

Eins=E;ns1=Ens2

=-jnmin/（2COSa）

=-0.0585mm

齿厚公差

Tsn=2tana（br2+Fr2）1/2

br2=1.26X115=0.1450mm

Fri=0.034Fr2=0.056

Tsni=0.062mm

Tsn2=0.113mm

ESnil=ESns-Tsn1=-0.115mm

Eni2=Ens-Tsn2=-0.166mm

上偏差

W2=88.340mm

=2.5X7.6604

=19.151mm

W2=mxW2

=2.5X35.3361

=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

Fa1=0.020Fa2=0.025

fp1=±0.015fp2=±0.018

Fb1=0.027Fb2=0.029

Fp1=0.042F

p2=0.070

fa=±0.0315

Fa1=0.020F

a2=0.025

Fb1=0.027F

b2=0.029

5.2低速级齿轮设计

（1）齿轮材料选取

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

小齿轮选用40MnB,

241-286HBS

大齿轮选用45钢正火，

169-217HBS

（2）许用接触应力

（3）按齿面接触强度设计

大齿轮选用45钢正火，

169-217HBS

查表得CHlim1=720MPa

（THlim2=460MPaSmin=1

[Thi]=720MPa

[Th2|=460MPa

Th=460MPa

小齿轮转矩

T=105.38N•m

Th=460MPa

载荷平稳，取载荷综合系

数K=1.2

齿宽系数Wd=1

乙=30

小齿轮分度圆直径d1>

Z2=114

y671±1）KT打

卜川丿u胡

d1=75mm

=70mm

d2=285mm

小齿轮齿数Z1=30,大齿轮

齿数Z2=114

a=180mm

m=（dz1=2.33mm

b1=80mm

取m=2.5mm

b2=75mm

分度圆直径d1=Z1m=75mmd2=Z2m=285mm中心距a=148.75mm

a=20°

齿宽b=WdXd1=75mm

取小齿轮齿宽b1=80mm

大齿轮齿宽b2=75mm

v=nd1n/（60*1000）

n*75*290.9/（60*1000）

=1.14m/s

（4）按弯曲疲劳强度校核齿轮强度

设计满足要求

（5）公差计算选取

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

（TFlim1=530MPa

（TFlim2=360MPa[（Tf1]=530MPa

[Tf2]=360MPa

TF1=2KTY^s1/（bm2Z1）

=73.99MPa<[tf1]

（TF2=TF1Yfs2/YFs1

=73.99X3.96/4.14

=70.77MPa<[tf』

巳nsi=&ns2=-0.0585mm

最小侧隙jnmin=0.100mm由《机械设计课程设计》书表8-95确定

Eins=E;ns1=Ens2

=-jnmin/（2COSa）

=-0.0585mm

齿厚公差

Tsn=2tana（br2+Fr2）1/2

br=1.26XIT9

bri=1.26X62=0.0781mm

Tsni=0.065mm

Tsn2=0.131mm

Ebnsi=E）ns2=-0.050mm

Einii=Ens-Tsni=-0.123mm

Eini2=Ens-Tsn2=-0.189mm

上偏差

E）ns1=E）ns2=&nsXCOSa

&ni1=-0.116mm

=-0.050mm

EDni2=-0.177mm

下偏差

E）ni1=ESni1Xcosa

=-0.116mm

Ebni2=ESni2Xcosa

=-0.177mm

公法线长度

w=mxW1

=2.5X10.7526

=26.882mm

W2=mxW2

=2.5X38.4982

=96.246mm

查《机械设计课程设计》

书表8-73、表8-74至表

8-91得

fp1=±0.017f

Fp1=0.053F

Fa1=0.022F

Fb1=0.028F

fa=±0.0315

W==26.882mm

Wk2=96.246mm

6轴的设计计算

P2=±0.020p2=0.092a2=0.029

fpi=±0.017f

Fp1=0.053F

Fa1=0.022F

P2=±0.020p2=0.092a2=0.029

B2=0.031

Fb1=0.028Ffa=±0.0315

b2=0.031

无特殊要求，选45号钢

正火处理，169-217HBS

结果

45号钢正火处理，

169-217HBS

6.2轴最小直径计算

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>4，C取118

Dimin=20mm

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

Dmin=20mm

D3min=45mm

D2min=45mm

D3min=30mm

中间轴需要设计键槽，并取标准化的值D2min=30mm

6.3各轴各段直径确定

（1）高速轴

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

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

（2）中间轴

套筒、轴承处直径为

30mm齿轮处直径40mm

中间轴环处52mm

套筒、轴承处直径为

30mm齿轮处直径40mm

中间轴环处52mm

（3）低速轴

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

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

障■■律

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=42mm6.5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10mm23段应略大于10mm取15mnri45段根据7.4可得l=10+80+10=100mm56段不需要挡油环，长13mm67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=53mm78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1.5X450,8处倒角为1X450,2、6处查轴承安装要求可知圆

角r=1mm3、4、5、7处无特殊要求根据轴肩高度取圆角。

3、4取3mm5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78mm45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28mm56段取34mm34段取10mm

大齿轮小齿轮均采用平键连接，b=12mmh=8mm45段键槽42mm23段键槽72mm

1、6处倒角为1.5X450,2、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71mn；4取10mm齿轮端面距离箱体内壁10mm加上套筒与轴承，12段取33mm45段根据6.4取68mm56段装6010深沟球轴承取16mm67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=52mm78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=18mmh=11mm键长66mm轴与联轴器采用平键连接，b=14mmh=9mm键长72mm

1、8处倒角取2X45°,2、3、4无特殊要求圆角半径取2mm5处要与轴承配合圆角半径取1mm&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=FtXtana=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

■35

参考《机械设计》书12-4节及表12-1、表12-3

45号钢正火Cb=600MPa钢轴应力校正系数取a=[（T-1]b/[（To]b=55/95=0.58,[T-1]b=55MPa

在齿轮中心面至联轴器中心面存在转矩T=22080N•mm

IT2■2

当量弯矩网十（Q门图如下:

Mma=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•Jb=17.4mm

此处实际直径为36mm校核安全

此处轴实际直径为20mm已能消除键的影响校核安全

经计算

Riv=612.2NRih=2207.4NR2v=100.2NR2h=1454.3N

弯矩图如下

MVrriax=36730Nmm

-1-厂丁一「厂—厂「I

MHma=132444N・mmMVmax=36730N-mm

轴采用45号钢,（TB=600MPa取[（T-1]b=55MPa[c0]b=95MPa应力校正系数取a=[T-1]b/[T0]b=0.58,

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

MnaX=137442N-mmT=105380N-mm

{22

Jon躲-lh）'=30.i3mm

校核安全

Mma=jMma+{aT）=1504202mm

小齿轮中心面：

直径d>

此处实际直径为36mm能消除键的影响

（3）低速轴

转矩T=388.78N-m齿轮分度圆直径285mmFt=2T/d=2728.3N,Fr=FtXtana=993.0N受力分析

经计算得Ri=1978.1N,R=925.3N

弯矩图如下：

Mm^K=11473DNmm

R1闻斜向料与水平虑20"

®Ft=272a3N

Ff=993ON

R2临飙

康平風

20°

A齿轮

轴采用45号钢，6b=600MPa取[（T-i]b=55MPa[co]b=95MPa应力校正系数取a=[c-i]b/[co]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M』M+（QT）图如下:

大齿轮

此轴需要校核两个面，一齿轮中心面，二联轴器连接处

O.lN•l]b=35.8mm

齿轮中心截面：

直径d>W

jO」“j]b=34.5mm

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：

2X8X300X3=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,£=3

当量载荷P一Kp（XR+YA,Kp=1.2,X=1,丫=0,R为径向载荷，A为轴向载荷R1=746.4N,R=193.5N

按受力大的轴承计算寿命，Pma=Kp（XR+YA=895.7N

1"eE

—（—）'

L10-伽P

10一

=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,£=3

当量载荷P=Kp（XR+YA,Kp=1.2,X=1,丫=0,R为径向载荷，A为轴向载荷Ri=2290.7N,F2=1457.7N

按受力大的轴承计算寿命PmaFKp（XR+YA=2749N

1（?

—（—）

=20449.6h>14400h符合要求

Li0=伽W

（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,丫=0,R为径向载荷,A为轴向载荷Ri=1978.1N,F2=925.3N

按受力大的轴承计算寿命PmaFKp（XR+YA=2373.7N

1（?

=173854h>14400h符合要

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