减速器设计计算说明书.docx

1、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126轴的设计计算6.1轴选择材料126.2轴最小直径计算126.3各轴各段直径确定136.4箱体内各部分合理分布136.5各轴完整设计146.6轴受力分析并校核157轴承的计算208键联接的校核209联轴器的选择2110箱体参数确定2111润滑和密封的选择2212附件及说明222314参考资料1设计题目设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置A、电动机LfWM 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

2、，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300mm2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PwFWfFwX Vw/ (1000 n w) KW考虑到胶带卷筒及其轴承的效率取n w=0.94Fw=2400 N V w=1.2 m/sP/fF/X Vw/ (1000n w)=2400*12

3、(1000*0.94)=3.06 KWPw=3.06 KW(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 n c=0.99所有轴承均采用滚动球轴承n r =0.995采用8级精度齿轮传动(稀油 润滑)效率n g =0.973 2 2n = n r Xn g Xn c=0.995 3X 0.972 X 0.992=0.9084n =0.9084(3)电动机额定功率Pm3.3确定电动机转速nF0=FW/ n=3.06/0.9084=3.37 KW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=4.0 KWPm=4 KW

4、(1)卷筒轴转速nwnw=6X 10000vw/ (n D)=60000 X 1.2/ (nX 300) =76.394 r/mi nn w=76.394 r/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=9-25 n=i X nw=687.5-1909.8 r/min 为了降低成本确定 n=1500 r/mi nn=1500 r/min3.4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 47kg4.传动比及动力学计算设计内容计算及说

5、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=n m/nw=1440/76.39=18.85i 1=1.3i 2 i=i 1 X i 2 求得 i 1=4.95 i 2=3.81ni=n n=1440 r/minn2=n1/i 1=1440/4.95=290.91 r/minn3=n2/3.81=76.394 r/minnw=n3=76.24 r/mini=18.85i 1=4.95i 2=3.81ni=1440 r/minn2=290.91 r/minn3=79.394 r/minnw=76.24 r/min4.3各

6、轴功率(1)高速轴Pi=PO*n c=3.37*0.99=3.33 KWPi= 3.33 KW(2)中间轴P2=P 1*n r* n g=3.33*0.97*0.995F2= 3.21 KW=3.21 KW(3)低速轴P3=P2*n r* n g=3.21*0.97*0.995R= 3.11 KW=3.11 KW(4)工作轴Pw=P3* n r* n c=3.11*0.995*0.99丽 3.06 KW=3.06 KW4.4各轴转矩(1)高速轴T1=9550*P1/n 1=22.08 N mT1=22.08N -m(2)中间轴T2=9550*P2/n 2=105.38 N-mT2=105.38

7、 N -m(3)低速轴T3=9550*P3Zn 3=388.78 N -mT3=388.78 N -m(4)工作轴Tw=9550*Pv/n w=382.53 N -mTw=382.53 N -mT0=9550*P0/n w=22.34 N -mT0=22.34 N -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/mi n )14401440290.9176.39476.394功率p( Kvy3.373.333.213.113.06转矩T(N -m22.3422.08105.38388.78382.53传动比i1 4.95 3.811I效率n0.990.9

8、650.9650.9855、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 C Hlim1=460MPa(T Hlim2=460MPa Smin=1T Hi= T h2|=460 MPaT h=460 MPa小齿轮转矩T=22.08 N 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=40.8 mm小齿轮齿数Zi=20,大齿轮齿数Z

9、2=99m=G/z 1=2.045 mm 取 m=2.5 mm小齿轮、大齿轮均选用45钢正火，169-217HBS0- h=460 MPam=2.5 mm乙=20Z2=99di=50 mmd2=247.5 mma=148.75 mm分度圆直径di=zim=50mm d2=Z2m=247.5 mm 中心距 a=148.75mm齿宽 b=W d X d1=50mm取小齿轮齿宽b1=56 mm 大齿轮齿宽b2=50 mm v=nd1 n/(60*1000)=n *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bi=56 mmb2=50 mma =20(

10、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=3.96SFmin=1设计满足要求(T Fliml = (T Flim2 =360 MPaT Fi= T f2=360 MPaT F1=2KTYFs1/(bm2Z1)=33.19 MP a T F1T F2= T F1Yfs2/ Y Fs1=33.19 X 3.96/4.38=30.01 MP aZ2=114y 671 1)KT打卜川丿u胡d1=75 mm=70 mmd2=285 mm小齿轮齿数Z1=30,大齿轮齿数Z2=114a=180 mmm=(dz 1=2.33 mmb1=80 mm取

11、 m=2.5 mmb2=75 mm分度圆直径 d1=Z1m=75mm d2=Z2m=285 mm 中 心 距 a=148.75mma =20齿宽 b=Wd X d1=75mm取小齿轮齿宽b1=80 mm大齿轮齿宽b2=75 mmv=nd1 n/(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=3.96SFmin=1(T Flim1 =530 MPa(T Flim2 =360 MPa (T

12、f1=530 MPaT f2=360 MPaT F1=2KTYs1/(bm2Z1)=73.99 MP a t f1(T F2= T F1Yfs2/ Y Fs1=73.99 X 3.96/4.14=70.77 MP a 4，C 取 118Dimin=20 mmP与n从4轴的工况计算 中取得D1 15.6 mmD2 26.3 mmD3 40.6 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Dmin=20 mmD3min=45 mmD2min=45 mmD3min=30 mm中间轴需要设计键槽，并 取标准化的值D2min=30 mm6.3各轴各段直径确定(1)高

13、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60mm6.4箱体内各部分合理分布障律15箱体内部零件分

14、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10mm23段应略大于10mm取15mnri45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+

15、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30mm1 处倒角为1.5 X 450,8处倒角为1X 45 0, 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2mm7 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

16、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 72mm1 、6处倒角为1.5 X 450, 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

17、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 72mm1、8处倒角取2X 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& 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=

18、22.08 N m 齿轮分度圆直径 d=50mmF t=2T/d=833.2N, Fr=F t X tan a =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:R 1= 746.4N R 2=193.5N弯矩图如下35参考机械设计书12-4节及表12-1、表12-345号钢正火C b=600MPa钢轴应力校正系数取a =(T -1b/ (T o 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=22080 N mmIT 2 2当量弯矩网十(Q门图如下:Mma=29096N mmMe此轴需要

19、校核两个面，一齿轮中心面，二联轴器连接处4 .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=612.2N R ih=2207.4N R 2v=100.2N R 2h=1454.3N弯矩图如下MVrriax=36730N mm-1 -厂丁一厂厂IM Hma=132444N mm MVmax=36730N- mm轴采用 45 号钢,(T B=600MPa 取(T -1 b=55MPa c 0 b=95MPa 应力校正系 数取 a = T -1 b / T 0 b=0.58 ,弯矩只存在于12 (两齿轮)之间，

20、可知 Mmax在1 (小齿轮中心面)处，需要 校核MnaX=137442N- mm T=105380 N- mm 2 2Jon 躲-lh)=30.i3mm校核安全Mma=jMma + aT) =1504202 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(3)低速轴转矩T=388.78N - m齿轮分度圆直径285mm Ft=2T/d=2728.3N, Fr=F t X tan a =993.0N 受力分析经计算得 Ri=1978.1N, R=925.3N弯矩图如下：MmK=11473DN mmR1闻斜 向料与 水平虑 20Ft=272a3NFf=993 ONR2临飙康平風20

21、A齿轮轴采用 45 号钢，6 b=600MPa 取(T -ib=55MPa c o b=95MPa 应力校正系数取a = c -ib / c o b=0.58在齿轮中心面至联轴器中心面存在转矩 T=388780 N - mm2 2当量弯矩MM +(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 lb=35.8mmMe齿轮中心截面：直径dWjO“ jb=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：2X 8X 300X 3=14400h(1)高速轴轴承为6006深沟球轴承基本额

22、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 =895.7N1 e E()L 10-伽 P10一=37044h14400h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PmaF Kp (XR+YA =2749N1(? C E()=20449.6h14400h 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PmaF Kp (XR+YA =2373.7N1(? C=173854h14400h 符合要