减速器设计使用说明.docx

1、减速器设计使用说明一、 设计任务见任务书原件二、 电动机的选择计算按工作要求条件选用三相异步交流电动机，封闭式扇冷式结构，丫系列。1选择电动机功率滚筒所需的有效功率： Pw 匚 3100 0.65 2.015kw1000 1000传动装置的总效率： n n0 ?ni ?n2?n3?n 4查表17-9确定个部分效率如下：皮带传动效率： no 0.95齿轮啮合效率： m 0.97 （齿轮精度为8级）滚动轴承效率： n 2 0.99 （球轴承）联轴器效率： n 3 0.99滚筒效率： n4 0.96传动总效率：n 0.95 0.972 0.994 0.99 0.96 0.816Pw 2.015 所需

2、电动机功率：Pr= - CC =2.469kwn 0.816查设计资料表27-1，可选丫系列三相异步电动机 Y100L2-4型， 额定功率R=3kw;或选丫系列三相异步电动机 丫132S-6型，额定 功率F0=3kw;均满足 PPr。2、选取电动机的转速、亠“占卄、击 60v 60 0.65 .滚筒轴转速：n w 41.4r/ minn D 3.14 0.3现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比较， 由表27-1查得电动机数据，计算总传动比列于表 1中。Pw= 2.015kw n = 0.0816Pr= 2.469kw表1: 电动机数据及传动比万案号电机型号额定功率

3、同步转速满载转速总传动比1Y100L2-43.01500142034.32Y132S- 63.O100096023.2比较两种方案，方案1的减速器传动比更适合，由表27-2查得电动机额定功率P0/ kw3电动机轴伸长度E/mm60电动机满载转速n0/(r/min) 1420电动机中心高H/mm100电动机轴伸直径D/mm28堵转转矩/额定转矩T/N.m 2.2表2： 电动机型号为Y100L2-4,其主要性能如下P=3kw n o=1420r/min三、传动装置的运动及动力参数计算1、分配传动比总传动比：i 2 匹1420 34.3nw 41.4根据设计资料表17-9可知i带=24取i带2.8则

4、减速器的传动比：i减謬佗25对减速器传动比进行分配时，为使两级传动浸油深度相近，且 避免中间轴大齿轮齿顶圆与低速轴不想碰， 取双级齿轮减速器高速级的传动比：i 12 1.35 i 减=4.061则低速级的传动比：. I 减 12.25 I 23 =.i 12 4.0673.0122、各轴功率、转速和转矩的计算i 2 =34.3i 带=2.8i 减=12.25i 12=4.061i 23=3.0120轴：0轴即电动机轴P0=R=2.469kwno=142Or/mi nC 2.469 103To=9.55 9.55 16.61N mn 1420I轴：1轴即减速器高速轴Pi=F0 n oi=F0 n

5、 0=2.469 X 0.95=2.346kwn 1420 厂/厲=丄 507r/mini 带 2.8P 2.346 103Ti=9.55 1 9.55 44.18N m6 507U轴：U轴即减速器中间轴F2 =P1 n 1 n 2=2.346 X 0.97 X 0.99=2.253kw1 507 c 他= 124.6r / mini 12 4.067F2 2.253 103T2=9.55 2 9.55 172.66N mn2 124.6川轴：川轴即减速器的低速轴F3 =P2 n 1 n 2=2.253 X 0.97 X 0.99=2.163kw 门2 124.6 “ /邙=厶 41.4r /

6、 mini23 3.012F3 2.163 103T3=9.55 9.55 499.1N mn3 41.4W轴：W轴即传动滚筒轴F4=F3 n 2 n 3=2.163 X 0.99 X 0.99=2.12kw n4= n 3=41.4r/min巳 2.12 103T 4=9.55 丄 9.55 489.1N mn4 41.4将上述计算结果汇总如下Po=2.469 kw n =1420r/mi n T0=16.61NmP1=2.346 kw n1=507r/m in =44.18NmP2=2.253 8kw n 2=124.6r/mi n T2=172.66NmPa=2.163kw n 3=41

7、.4r/min Ta=499.1 NmP4=2.12kwn 4=41.4r/minT4=489.1 Nm表三： 各轴运动及动力参数Pc=2.716kw ddi=100mm轴序号功率/KW转速/(r/min)转矩T/ N - m传动形式传动比效率02.469142016.61带传动2.80.95I2.34650744.18齿轮传动4.0670.96n2.253124.6172.66齿轮传动3.0120.96川2.16341.4499.1联轴器1.00.98IV2.1241.4489.1四、传动零件的设计计算1带传动的设计计算1） 确定设计功率Pc由教材书表4 4查得工作状况系数K=1.1计算功率

8、：Pc=KaP=1.1 X 2.469=2.716kw2） 选取V带型号根据Pc和no由图4-12确定，因Pc、no工作点处于A型区，故 选A型V带。3） 确定带轮基准直径dd1、dd2选择小带轮直径ddi由表4-5和表4-6确定，由于占用空间限制不严格，取ddi dmin对传动有利，按表4-6取标准值，取ddi =100mm2验算带速V、/ nddin。 n 100 1420 / /V= = =7.4m/s60 1000 60 1000在525m/s之间，故合乎要求。3确定从动轮基准直径dd2dd2 =i 带dd1=2.8 100=280mm 查教材表 4-6 取dd2 =280mm4实际从

9、动轮转速n2和实际传动比i不计&影响，右算得n2与预疋转速相差 5%为允许。d d2 280 门 oi = 2.8dd1 100n。 1420 / .n1 507r / min1 i 2.8507-5070% 5%5074)确定中心距a和带的基准长度Ld1初定中心a因没有给定中心距，故按教材书式 4 25确定按：0.7(d d1+dd2)w a w 2(d d1+dd2)得：0.7 X( 100+280)w a0 w2X (100+280)266mm w a0 w 760mm取 a0 =500mm2确定带的计算基准长度Lc :按教材式4-26 :I c r n / X -j 、 (dd2 dd

10、1 )Lc 2a0+ ( dd1 +dd2 ) +2 4an 280 100 2=2X 500+ (100+280) + 2 4 500=1613 mm3取标准LdV=7.4m/s dd2=280mmi 带=2.8查教材书表4-2取Ld=1600伽。确定中心距aLc Ld “c 1600 1613 小匚a = a0+ =500+ =493.5 mm2 2a调整范围：amax =a+0.03 Ld =493.5+0.03 X 1600=541.5 m amin =a-0.015 Ld =493.5-0.015 X 1600=469.5 m5)验算包角a 1按教材书式4-28得：gC (dd1 d

11、d2) qc。 (28 100) 切。a 1 180 - X 60 =180 - X 60a 493.5=158 1200符合要求6)确定带根数ZPc按教材书式4-29 : Z p = 2=1.99取z=2根P。 1.367)确定初拉力F。：查教材书表4-1 : q=0.1kg/mP 2 5 2按教材书式 4-30 : F=500 丄(一-1)+q v2 vz Ka=500X 2.716 (-2 1) 0.1 7.42 7.4 2 0.95=155N8)计算轴压力Qa 158按教材书式 4-31 : Q=2FZsin-=2X 155X2Xsin =608.6N2 29)确定带轮结构小带轮dd

12、(25 3)ds，采用实心结构P0=1.24P1=0.19P2=-0.00243P。/ =1.36Z=2F0=155NQ=608.6N大带轮采用孔板式结构d1=1.8d=1.8 x 26=46.8mm查设计资料表 7-8 得 e=15 , f=10, he =12 =6, =340,ba=11mmhamin =2.75带轮的宽度：B= (z-1 ) e+2f= (2-1 )x 15+2x 10=35mm五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算Ni=1X 109 2=3.58 x 108原始数据：电动机的输出功率 ：2.345kW小齿轮转速 ：507r/min传动比 ：4.067单向传动，工作载荷有轻微

13、冲击，每天工作8小时，每年工作300天，预期工作10年1、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力小齿轮为45钢，调质处理，查教材书表 5-1 :齿面硬度为240HB大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表 5-1 :齿面硬度为200HB 选齿轮精度等级为8级(GB10095-88)。查教材图5-16 (b):小齿轮齿面硬度为240HB时，九血 580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，叶诚 550MPa计算应力循环次数：由教材书式 533得：8N1=60n1 jLh=60X 507x 1X (10 x 8X 300)=7.3 x 10查教材书图 5-17 得：ZN1 1.06，Zn2 1.12由教材

14、书式5-29得：Zx1 Zx2 1.0取 Zw=1.0，SHmin=1.0，Zlvr 0.92(精加工齿轮)由教材书式5-28确定疲劳许用应力:(THlim1 z z z z =580ZN1 Zx1 ZWZLVR = SHmin 1.01.06 1.0 1.0 0.92 =565.6MpaH1 565.6 MPah2 566.7 MPaQ Hlim2 z z z z _550 ZN2Zx2Z WZLVR = SHmin .01.12 1.0 1.0 0.92 =566.7MPa因为(TH1叶2，所以计算中取叶=(rH1 =565.6MPa2、按接触疲劳强度确定中心距 a小齿轮转矩:T1=441

15、80N mm初选KtZft1.2，暂取螺旋角B 13,a 0.3由教材书式5-42 得：Zb . cos Bcos13 0.987由教材书表5-5 得：Ze=189.8 .MPa估取a n =20端面压力角:tan antan20 oat arcta n( )arctan( )cos Bcos13基圆螺旋角:Bb arctan(tan B cosat) 12.2035 o20.4829ZhZh=2.44a 0.3ZE 189.8 MPaZ =0.987Zh =2.44由教材书式a(u+1) 3=4.067圆整取:估算模数:取标准值:2COS b 2.44 cos t sin t5-39计算中心

16、距a：2KT| ZhZe乙 Zb；2au21.2 44180 244 189.8 0.987 二讪加口1 2 0.3 4.067a=125mm小齿轮齿数:565.6mn=(0.007 0.02) a= 0.875mm-2.5mmmn=2mm品押=2 125 cos13 =24.03mn(u 1) 2 (4.067 1)a=125mmZ2uZ1=4.067 X 24.03=97.7取乙 24, Z2 98实际传动比:98 4.084.08 - 4.067100%4.067=0.3% 5% 在允许范围内修正螺旋角:=arccos 叫 Zl 乙2a=arccos 2 =12 34 412 1253、

17、校核齿面接触疲劳强度由教材书表5-3，电动机驱动，轻微冲击，查得 Ka=1.25按V乙仁1 24 os , 8级精度查教材书图5-4 (b)得 100 100动载系数Kv =1.024齿宽 b= aa =0.3 X 125=37.5mmb=40取 b=40mm按d; 島=0.8，低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于 轴承为非对称布置查教材书图 5-7 (a)得：Kb =1.06按8级精度查教材书表5-4得：Ka =1.2按教材书式5-4计算载荷系数：K=KaKvKb Ka 1.25 1.024 1.06 1.2 1.628计算重合度 a ,卄齿轮齿顶圆直径:Ka =1.25K/ =1.024

18、Kp =1.06Ka =1.2K=1.628da1=d1+2hamn =49.180+2x 1.0 x2=53.462mm da1 =53.462mm da2 =204.810mm da2 =d2+2hamn =200.81+2 x 1.0 x 2=204.810mm端面压力角:丄.tan 况口、 丄/ tan20 、 f-coarctan( ) arctan( -) =20.452cos p cos12.578 odb2 =188.475mmdb2 = d 2cos a t =200.18 x cos20.452 =188.475mm端面齿顶压力角:db1a at1 =arccos =arc

19、cosda146.15653.180=29.782a at1 =29.7822ndb2a at2 =arccos =arccosda2188.475204.810=23.2640Z2(tan a at1 -tan a t)+ Z3 (tan a at2 -tan a t)a at2 =23.264a =1.34924(ta n29.782tan20.452 ) +98(tan23.264 tan20.452 )=1.349p =bsin p=40 sin12.578 =1.38 p =1.38nm n 2 n由教材书式5-43计算： 乙=tJ = 34F =0$6由教材书式 5-42 计算：

20、Zp .cos p 、cos12.578 =0.99由教材书式5-41计算Zh基圆螺旋角： p b =arctan(tan p cos a t)Z =0.86=arctan(tan12.578 X cos20.452 ) =11.808 Zb 0.99/2cos B bZh cosatsin a2cos11.808cos20.452 sin20.452Zh=2.45=2.45由教材书式5-39计算齿面接触应力（thCh=Zh Ze Z Zb2KT1 u 1bd： u=2.45 X 189.8 X 0.86 X 0.997 2 44180 1.628 4.067 140 49.180 2 4.0

21、67Xh =537.9Mpa=537.9MPabH =565.6MPa 安全4、校核齿根弯曲疲劳强度查教材书图5-15得:百=1.58，论a2=1.81丫卩=1-% 120=1-1.0 i21：r =0.9取： YST 2.0，S Fmin 1.4由教材书式5-32，因为m=25,所以取 *=%2=1.0计算许用齿根弯曲应力由式5-44计算齿根弯曲应力疔=2KT1 Y Y Y YF1 Fa1 sa1 Q Bbd 1m n6 F1=108.60MPa6 F2=105.29MPa=108.6兰2.65 1.585、齿轮主要几何参数Z1 24, Z298, u=4.067, m=2mmB=12 34

22、 41d1 =49.180mn,d2 =200.81mn, da1=53.180mm da2 =204.81mmdf1 =d 1 - 2 (hac )mn =49.180-2 X 2X (1.0+0.25 )=43.180mmdf2 =d2-2 (hac )mn =200.81-2 X2X( 1.0+0.25 )=195.81mma=25mm齿宽：b1 =45mm b2=40mm六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算已知：传动功率住=2.252kw，小齿轮转速n2=124.6r/min，传动比i=u=3.0121、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力小齿轮为45钢，调质处理，查教材书表 5-1 :齿

23、面硬度为240HB 大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表 5-1 :齿面硬度为200HB 选齿轮精度等级为8级(GB10095-88)。查教材书图5-16 (b):小齿轮齿面硬度为240HB时，580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，九阮 550MPa(对于工业用齿轮，通常按MQ线取值)计算应力循环次数：由式5 33得：N, =60n2 jLh =60X 124.6 X 1 X (10 X 8X 300)=2.24 X 108M M 2.24 108 八匚c?N2 = 1 =7.45 X 10i 3.012查教材书图 5-17 得：ZN1 1.12，ZN2 1.19由教材书式5-29得：Zx

24、1 Zx2 1.0取 Zw=1.0，SHmin=1.0，Zlvr 0.92 (精加工齿轮)由式5-28确定疲劳许用应力：_ (THlim1 Z Z Z ZH1 ZN1Zx1ZWZLVRSHmin580= 1.12 1.0 1.0 0.92 =597.6MPa1.0. (THlim2 Z Z Z Z”H2 ZN2Zx2ZWZLVRSHmin550= 1.19 1.0 1.0 0.92 =602.14MPa1.0因为叶】1 (u+1)=3.012KtZ2t 1.2a 0.35Z =0.987Ze=189.8 MPaZh=2.44=154.38mm圆整取:a=155mm估算模数:mn=(0.007 0.02)a= 1.085mm3.1mm取标准值:mn=2.5mma =155mmmn =2.5小齿轮齿数:2acos 2155 cos13mn(u 1) 2.5 (3.012 1)=30.1Z2uZ1=30.1 X 3.012=90.6取乙 30,乙91实际传动比:Z2乙