减速器设计使用说明.docx

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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31000.652.015kw

10001000

传动装置的总效率：

nn0?

ni?

n2?

n3?

n4

查表17-9确定个部分效率如下：

皮带传动效率：

no0.95

齿轮啮合效率：

m0.97（齿轮精度为8级）

滚动轴承效率：

n20.99（球轴承）

联轴器效率：

n30.99

滚筒效率：

n40.96

传动总效率：

n0.950.9720.9940.990.960.816

Pw2.015所需电动机功率：

Pr=-CC"=2.469kw

n0.816

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P°>Pr。

2、选取电动机的转速

、亠々“占卄、击60v600.65.....

滚筒轴转速：

nw41.4r/min

nD3.140.3

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=2.015kwn=0.0816

Pr=2.469kw

表1:

电动机数据及传动比

万案号

电机型号

额定功率

同步转速

满载转速

总传动比

1

Y100L2-

4

3.0

1500

1420

34.3

2

Y132S-6

3.O

1000

960

23.2

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/kw

3

电动机轴伸长度E/mm

60

电动机满载转速n0/（r/mi

n）1420

电动机中心高H/mm

100

电动机轴伸直径D/mm

28

堵转转矩/额定转矩T/N

.m2.2

表2：

电动机型号为Y100L2-4,其主要性能如下

P°=3kwno=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：

i2匹142034.3

nw41.4

根据设计资料表17-9可知i带=2~4取i带2.8

则减速器的传动比：

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：

i121.35i减=4.061

则低速级的传动比：

.I减12.25I23=.

i124.067

3.012

2、各轴功率、转速和转矩的计算

i2=34.3

i带=2.8

i减=12.25

i12=4.061

i23=3.012

0轴：

0轴即电动机轴

P0=R=2.469kw

no=142Or/min

C—2.469103

To=9.559.5516.61Nm

n°1420

I轴：

1轴即减速器高速轴

Pi=F0•noi=F0•n0=2.469X0.95=2.346kw

n°1420厂"/

厲=丄507r/min

i带2.8

P2.346103

Ti=9.5519.5544.18Nm

6507

U轴：

U轴即减速器中间轴

F2=P1•n1•n2=2.346X0.97X0.99=2.253kw

□1507c•

他=」124.6r/min

i124.067

F22.253103

T2=9.5529.55172.66Nm

n2124.6

川轴：

川轴即减速器的低速轴

F3=P2•n1•n2=2.253X0.97X0.99=2.163kw门2124.6“/

邙=厶41.4r/min

i233.012

F32.163103

T3=9.55—9.55499.1Nm

n341.4

W轴：

W轴即传动滚筒轴

F4=F3•n2•n3=2.163X0.99X0.99=2.12kwn4=n3=41.4r/min

巳2.12103

T4=9.55丄9.55489.1Nm

n441.4

将上述计算结果汇总如下

Po=2.469kwn°=1420r/minT0=16.61Nm

P1=2.346kwn1=507r/min「=44.18Nm

P2=2.2538kwn2=124.6r/minT2=172.66Nm

Pa=2.163kwn3=41.4r/minTa=499.1Nm

P4=2.12kw

n4=41.4r/min

T4=489.1Nm

表三：

各轴运动及动力参数

Pc=2.716kwddi=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

0

2.46

9

1420

16.61

带传动

2.8

0.95

I

2.34

6

507

44.18

齿轮传动

4.067

0.96

n

2.25

3

124.6

172.6

6

齿轮传动

3.012

0.96

川

2.16

3

41.4

499.1

联轴器

1.0

0.98

IV

2.12

41.4

489.1

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：

Pc=KaP=1.1X2.469=2.716kw

2）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

①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=100mm

2验算带速V

、/nddin。

n1001420//

V===7.4m/s

601000601000

在5—25m/s之间，故合乎要求。

3确定从动轮基准直径dd2

dd2=i带dd1=2.8100=280mm查教材表4-6取dd2=280mm

4实际从动轮转速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。

dd2280门o

i=——=——2.8

dd1100

n。

1420/.

n1—507r/min

1i2.8

507-507

0%5%

507

4）确定中心距a和带的基准长度Ld

1初定中心a°

因没有给定中心距，故按教材书式425确定

按：

0.7（dd1+dd2）wa°w2（dd1+dd2）

得：

0.7X（100+280）wa0w2X（100+280）

266mmwa0w760mm

取a0=500mm

2确定带的计算基准长度Lc:

按教材式4-26:

Icrn/X-j、（dd2dd1）

Lc〜2a0+（dd1+dd2）+

24a°

n2801002

=2X500+—（100+280）+

24500

=1613mm

3取标准Ld

V=7.4m/sdd2=280mm

i带=2.8

查教材书表4-2取Ld=1600伽。

④确定中心距a

LcLd“c16001613小匚

a=a0+=500+=493.5mm

22

a调整范围：

amax=a+0.03Ld=493.5+0.03X1600=541.5mamin=a-0.015Ld=493.5-0.015X1600=469.5m

5）验算包角a1按教材书式4-28得：

〜gC°（dd1dd2）«qc。

（28°100）«切。

a1〜180-X60=180-X60

a493.5

=158>1200符合要求

6）确定带根数Z

Pc

按教材书式4-29:

Z>—

P0

按教材书式4-19，单根V带所能传递的功率

p0=Ka（p0+Ap1+Ap2）

按教材书式4-20得包角系数K„

a158°

Ka=1.25（15180）=1.25X（15180°）=0.95

由教材书表4-2查得：

G=3.78X10-4C2=9.81X10-3C3=9.6X10-15

5

C4=4.65X10Lo=1700m

2nn02n1420八c,,

31===148rad/s

6060

由教材书式4-18、4-21、4-22可知：

C?

2

Po=dd131[C--C3（dd131）-Cdg（dd131）]

dd1

a=493.5mm

Ld=1600mma1=1580

49.81103152

=100X148X[3.78X10-4--9.6X10-15（100148）2

100

-4.65X10-5Xlg（100X148）]

=1.24

2

△p1=C4dd131lgc44

cnII

1102

（1）c4dd1S

=4.65X10-5X100X148lg2=0.19

d“9.811031/1彳、

1105

（1）

4.651051002.8

Ld

△p2=C4dd13dg—

L0

-51600

=4.65X10X100X148Xlg——=-0.002431700

可得：

Po=Ka（p0+Ap.J+Ap2）=0.95X（1.24+0.19-0.00243）=1.36

由教材书式4-29:

V带的根数：

Z>p£=2^=1.99取z=2根

P。

1.36

7）确定初拉力F。

：

查教材书表4-1:

q=0.1kg/m

P252

按教材书式4-30:

F°=500丄（一-1）+qv2vzKa

=500X2.716（-2^1）0.17.427.420.95

=155N

8）计算轴压力Q

a158

按教材书式4-31:

Q=2FZsin-°=2X155X2Xsin=608.6N

22

9）确定带轮结构

小带轮dd（25~3）ds，采用实心结构

P0=1.24

△P1=0.19

△P2=-0.00243

P。

/=1.36

Z=2

F0=155N

Q=608.6N

大带轮采用孔板式结构

d1=1.8d=1.8x26=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）x15+2x10=35mm

五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算

Ni=1X1092=3.58x108

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5—33得：

8

N1=60n1jLh=60X507x1X（10x8X300）=7.3x10

查教材书图5-17得：

ZN11.06，Zn21.12

由教材书式5-29得：

Zx1Zx21.0

取Zw=1.0，SHmin=1.0，Zlvr0.92（精加工齿轮）

由教材书式5-28确定疲劳许用应力:

（THlim1zzzz=580

ZN1Zx1ZWZLVR=

SHmin1.0

1.061.01.00.92=565.6Mpa

[H]1565.6MPa

[h]2566.7MPa

QHlim2zzzz_550

ZN2Zx2ZWZLVR=

SHmin〔.0

1.121.01.00.92=566.7MPa

因为［（TH］1＜［叶］2，所以计算中取

[叶]=[（rH]1=565.6MPa

2、按接触疲劳强度确定中心距a

小齿轮转矩:

T1=44180Nmm

初选KtZft

1.2，暂取螺旋角B13

©a0.3

由教材书式

5-42得：

Zb.cosB

cos130.987

由教材书表

5-5得：

Ze=189.8.MPa

估取an=20°

端面压力角:

tanan

tan20o

atarctan（）

arctan（）

cosB

cos13

基圆螺旋角:

Bbarctan（tanBcos

at）12.2035o

20.4829

Zh

Zh=2.44

©a0.3

ZE189.8MPa

Z=0.987

Zh=2.44

由教材书式

a>（u+1）3

=4.067

圆整取:

估算模数:

取标准值:

2COSb2.44costsint

5-39计算中心距a：

2

KT|ZhZe乙Zb

；2©au

2

1.244180244189.80.987二讪加口

1'20.34.067

a=125mm

小齿轮齿数:

565.6

mn=（0.007〜0.02）a=0.875mm-2.5mm

mn=2mm

品押=2125cos13=24.03

mn（u1）2（4.0671）

a=125mm

Z2

uZ1

=4.067X24.03=97.7

取乙24,Z298

实际传动比:

984.08

4.08-4.067

100%

4.067

=0.3%<5%在允许范围内

修正螺旋角:

=arccos叫Zl乙

2a

=arccos2—=12°34'41〃

2125

3、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124os,8级精度查教材书图5-4（b）得100100

动载系数Kv=1.024

齿宽b=aa=0.3X125=37.5mm

b=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=KaKvKbKa1.251.0241.061.21.628

计算重合度£a,卄

齿轮齿顶圆直径:

Ka=1.25

K/=1.024

Kp=1.06

Ka=1.2

K=1.628

da1=d1+2hamn=49.180+2x1.0x2=53.462mmda1=53.462mmda2=204.810mmda2=d2+2hamn=200.81+2x1.0x2=204.810mm

端面压力角:

丄.tan况口、丄/tan20、‘f-co

arctan（）arctan（-）=20.452

cospcos12.578o

db2=188.475mm

db2=d2cosat=200.18xcos20.452°=188.475mm

端面齿顶压力角:

db1

aat1=arccos——=arccos

da1

46.156

53.180

=29.782°

aat1=29.782

2n

db2

aat2=arccos——=arccos

da2

188.475

204.810

=23.2640

[Z2（tanaat1-tanat）+Z3（tanaat2-tanat）]

aat2=23.264

£a=1.349

[24（tan29.782

tan20.452）+98（tan23.264tan20.452）]

=1.349

£p=bsinp=40sin12.578=1.38

£p=1.38

nmn2n

由教材书式5-43计算：

乙=tJ=£34F=0$6

由教材书式5-42计算：

Zp.cosp、cos12.578=0.99

由教材书式5-41计算Zh

基圆螺旋角：

pb=arctan（tanpcosat）

Z£=0.86

=arctan（tan12.578°Xcos20.452°）=11.808°

Zb0.99

/2cosBb

Zh—

cosatsina

2cos11.808

cos20.452sin20.452

Zh=2.45

=2.45

由教材书式5-39计算齿面接触应力（th

Ch=ZhZeZ£Zb

2KT1u1

bd：

u

=2.45X189.8X0.86X0.99

72441801.6284.0671

4049.18024.067

X

h=537.9Mpa

=537.9MPa<[bH]=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=1-1.0i21：

r=0.9

取：

YST2.0，SFmin1.4

由教材书式5-32，因为m=2<5,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=2KT1YYYY

F1Fa1sa1QB

bd1mn

6F1=108.60MPa

6F2=105.29MPa

=108.6兰』

2.651.58

5、齿轮主要几何参数

Z124,Z2

98,u=4.067,m=2mmB

=12°34'41〃

d1=49.180mn,

d2=200.81mn,da1=53.180mmda2=204.81mm

df1=d1-2（ha

c）mn=49.180-2X2X（1.0+0.25）=43.180mm

df2=d2-2（ha

c）mn=200.81-2X2X（1.0+0.25）=195.81mm

a=25mm

齿宽：

b1=45mmb2=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,=60n2jLh=60X124.6X1X（10X8X300）=2.24X108

MM2.24108八匚―c?

N2=1=7.45X10

i3.012

查教材书图5-17得：

ZN11.12，ZN21.19

由教材书式5-29得：

Zx1Zx21.0

取Zw=1.0，SHmin=1.0，Zlvr0.92（精加工齿轮）

由式5-28确定疲劳许用应力：

[_]（THlim1ZZZZ

[^H]1©ZN1Zx1ZWZLVR

SHmin

580

=—1.121.01.00.92=597.6MPa

1.0

[.]（THlim2ZZZZ

[”H]2©ZN2Zx2ZWZLVR

SHmin

550

=——1.191.01.00.92=602.14MPa

1.0

因为[叶】1<[mb，所以计算中取[m]=[bH】1=597.6MPa

Ni=2.24X108

2=7.45X107

[SH1=597.6MPa

[SH|2=602.14MPa

2、按接触疲劳强度确定中心距a

小齿轮转矩：

Ti=172660Nmm

初选KtZ；1.2，暂取螺旋角B13,心0.35

由教材书式5-42得：

Z®cosBcos130.987

由教材书表5-5得：

Ze=189.8、MPa

由教材书式5-41计算Zh估取an=20°

端面压力角：

atarctan（tan"n）arctan（tan20）20.4829

cos®cos13

基圆螺旋角:

®barctan（tan®cosat）arctan（tan13cos20.4829）12.2035

Zh

2cos12.2035

2曲==2.44

cosatsina:

cos20.4829sin20.4829

由式5-39计算中心距a：

a>（u+1）

=3.012

KtZ2t1.2

©a0.35

Z=0.987

Ze=189.8MPa

Zh=2.44

=154.38mm

圆整取:

a=155mm

估算模数:

mn=（0.007〜0.02）

a=1.085mm〜3.1mm

取标准值:

mn=2.5mm

a=155mm

mn=2.5

小齿轮齿数:

2acos®2

155cos13

mn（u1）2.5（3.0121）=30.1

Z2

uZ1

=30.1X3.012=90.6

取乙30,乙

91

实际传动比:

Z2

乙