减速器设计说明书

 计算与说明 一．设计任务书： 设计课题：设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮 减速器.连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，一年300 天，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。运输机工作 轴转矩T=800N*m，运输带工作速度v=0.7m/s，卷筒直径D=300mm。 二．设计要求： 1.减速器装配图一张(A0)。 2.手工绘制箱座，轴，齿轮零件图各一张。 3.设计说明书一份。 三．设计步骤： 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.设计V带和带轮 6.齿轮的设计 7.轴径和联轴器的设计 8.箱体主要尺寸设计 9.轴的强度校核 10.轴承寿命校核 11.键联接设计 12.箱体结构设计 13.润滑密封设计 主要结果 1.传动装置总体设计方案： (1)组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 (2)特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。 (3)确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，有轻微振动 将V带设置在高速级。中间用圆柱斜齿轮传动，最后用挠性联 轴器与工作机相连。 (4)其传动方案如下： 运动简图： 2.电动机的选择 (1)选择电动机类型： Y系列三相交流异步电动机 (2)确定电动机容量： 2T2800000 工作机阻力FN5333N D300F=5333N 带式运输机效率w0.96 Fv53330.7 工作机所需功率PW=kw3.89kw w0.96 1000w10000.96 查课程设计P86页表12-8得： PW=3.89kw 齿轮传动的效率齿0.97 弹性联轴器效率联0.993 轴承效率轴承0.99 V带传动的效率v带0.96 传动装置总效率： 3232a联轴承齿v带0.9930.990.970.96 0.86 电动机所需的输出功率： PdPw a0.86 Pd4.52kw a3.89kw4.52kw 0.86 将电动机的额定功率PedPd4.52kw (3)选择电动机转速： 工作机转速： n60v600.745r/min D3.140.3 n45r/min '’‘’ndiViin带齿轮齿轮 (233~455)45r/min 同步转速范围810(810~4500)r/min到4500r/min定 则 选择同步转速为1500r/min。 为:1500r/min。 根据以上数据查课程设计P193页表19-1及P194页表19-3得电动 机参数如下表： 型号 额定功率 满载转速 额定转矩 最大转矩 80.2Nm 36.5Nm 5.5kw Y132S-4 1440r/min 选Y132S-4型电堵转转矩 中心高 轴伸尺寸 键连接尺寸 轴径 动机。 0.018 80.2Nm 3880mm 132mm 10mm33mm 0.002 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 (1)传动装置总传动比： 根据电动机满载转速nm及工作机转速n，可得传动装置的总 传动比为： ianm144032 n45总传动比ia32 (2)分配传动比： 由公式 iaiDi齿及i齿11.3~1.5i齿分配传动比为： iD2.25 iD2.25 i齿14.25 i齿23.35 i齿14.25 4.计算传动装置的运动和动力参数 i齿23.35 查课程设计P7页表2-1得： V带传动比的合理范围为2~4 齿轮传动比的合理范围为3~5 电动机可选的转速范围： (1)各轴转速： n1 n2 n3nm1440640r/min; iD2.25n1640150r/min； i齿14.25n1640r/min n2150r/min n345r/min n215045r/min； i齿23.35 (2)各轴输入功率： P1Pd01Pdv带4.52kw0.954.294kw； P2P112P1轴承齿4.294kw0.990.974.124kw； P3P223P2轴承齿4.124kw0.990.973.96kw； P4P334P3轴承联3.96kw0.990.9933.89kw。 (3)各轴输入转矩： T19.551066 P14.294kw P24.124kw P33.96kw P43.89kw P14.2949.55106Nmm64075Nmm； n1640 T164075Nmm T2262561Nmm T3840400NmmP24.124 T29.55109.55106Nmm262561Nmm； n2150 T39.55106 T49.55106P33.969.55106Nmm840400Nmm； n345P43.899.55106Nmm825544Nmm。 n445 T4825544Nmm 将以上结果列入下表，供以后计算使用。 轴号 电动机轴 1轴 2轴 3轴 工作机轴 输入功率P/kw 4.52 4.294 4.124 3.96 3.89 输入转矩T/(Nmm) 36500 64075 262561 840400 825544 转速n/(r/min) 1440 640 150 45 45 2.25 4.25 3.35 1 0.95 0.9603 0.9603 0.983 传动比i 效率 5.设计V带和带轮： V带工作条件：采用Y系列三相异步电动机驱动，工作时 有轻微振动，V带传递的功率P4.52kw，小带轮转 速n11440r/min，大带轮转速n2640r/min，软起动， 每日工作8h。 (1)确定V带截型 工作情况系数 带式运输机工作中载荷变化较小，查机 械设计P138页表7-7取KA1.1 计算功率 PcKAP1.14.52kw4.972kw V带截型 根据Pc和n1，查机械设计P139页图7-12选取 KA1.1 Pc4.972kw A型V带。 (2)确定V带轮基准直径 小带轮基准直径 查机械设计P139页图7-12及P130页 表7-4选取dd1100mm。 1440n1 大带轮基准直径 dd2dd1n100mm225mm 2640A型V带 dd1100mm 查机械设计P130页表7-5取dd2224mm。 验算带速 v3.141001440m/s7.536m/s 601000601000 dd2224mm dd1n1 v7.536m/s 带速在允许范围 (3)确定中心距及V带基准长度 内 初定中心距 由0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)及dd1，dd2得： 226.8mma0648mm，初定a0500mm 计算V带基准长度 (dd2dd1)2'Ld2a0(dd1dd2)24a0 (224100)2 2500(100224)mm1516.368mm24500  V带基准长度 查机械设计P128页表7-2选取Ld1600mm。 Ld1600mm LdL'd16001516.368aa0500mm 实际中心距 22541.816mm 取a542mm 验算小带轮包角 1180-dd2dd122410057.3180-57.3166.89 a542 a542mm 1166.89 z4 (4)确定V带根数： 单根V带基本额定功率 查机械设计P137页表7-6P11.32kw 单根V带额定功率增量 查机械设计P141页表7-8P10.17kw 小带轮包角修正系数 查机械设计P141页表7-9K0.97067 带长修正系数 查机械设计P128页表7-2KL0.99 z V带根数 PcP1P1KKL 取z4 4.9723.471.320.170.970670.99 (5)计算初拉力： V带单位长度质量 查机械设计P128页表7-1q0.10kg/m 单根V带的初拉力 F0500Pc2.51qv2vzK4.9722.550010.17.5362 7.53640.97067135.615N 取F0136N (6)作用在轴上的载荷： 1166.89 FQ2zF0sin24136sinN N108122 FQ1081N 截小带轮大带轮基准长度 中心距 根数 包角 载荷 型 直径 直径 A 100 224 1600 542 4 166.89 1081 6.齿轮的设计: (一)高速级齿轮传动设计： 动力机为电动机，单向传动，有轻微振动，传递的功 率P14.294kw，传动比i4.25，n1640r/min，单班工作， 预 期寿命10年，每年300天。 (1)选择齿轮材料并确定初步参数： 1)选择齿轮材料及其热处理 查机械设计P152页表8-1选取 小齿轮：40Cr，表面淬火处理，齿面硬度为55HRC 小齿轮40Cr表面 大齿轮：45钢，表面淬火处理，齿面硬度为50HRC 淬火 2)初选齿数 取小齿轮齿数z121 大齿轮45钢表面淬火 大齿轮齿数z2iz14.252189.25取z289 z121 3)选择齿宽系数d和传动精度等级： z289 初估齿轮模数m2，d1估z1m21242mm， d1估42mm 查机械设计P166页表8-8取齿宽系数d0.6， d0.6 则b估dd1估0.642mm25.2mm，取b估25mm b估25mm (7)带轮主要结构尺寸： 3.1442640 齿轮圆周速度 v估m/s1.41m/s 601000601000d1n1 查机械设计P167页表8-9，齿轮精度选为8级。 4)计算许用弯曲应力： A.计算两齿轮盈利循环次数N1，N2。 齿轮精度为8级 小齿轮 N160n1th6016401030089.216108 N19.216108 大齿轮 N22.17108 i4.25 B.寿命系数YN 查机械设计P172页图8-29取YN1YN21 C.尺寸系数YX 查机械设计P172页图8-30取YX1YX21 D.弯曲疲劳极限Flim 查机械设计P171页图8-27a 取Flim1370MPa，Flim2350MPa E.安全系数SF 查机械设计P170页表8-11取SF1.6 F.许用弯曲应力F F1 F22Flim1YN1YX1237011462.5MPa SF1.62Flim2YN2YX2235011437.5MPa SF1.6 F1462.5MPa F2437.5MPa T164075Nmm K1.7334 YFa12.77 (2)按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮的主要参数： 1)确定各相关的参数值： A.计算小齿轮转矩T1 T19.55106P4.2949.55106Nmm64075Nmm n1640 B.确定载荷系数K 使用系数KA 按电动机驱动，载荷有轻微冲击，查机械 设计P157页表8-4取KA1.25 动载系数Kv 按8级精度和速度，查机械设计P158页 图8-11取Kv1.07 齿间载荷分配系数K KAFt2KAT121.2564075Nmm b bd12542152.56Nmm100Nmm 查机械设计P159页表8-5取K1.2。 齿向载荷分布系数K 查机械设计P159页图8-14a 取K1.08 载荷系数 KKAKvKK1.251.071.21.081.7334 C.齿形系数YFa 查机械设计P164页图8-18取 YFa12.77， YFa22.22 D.应力修正系数YSa1，YSa2。 查机械设计P165页图8-19取YSa11.565，YSa21.77 E.重合度系数Y 1.88-3.21.88-3.2 z1z22189 1.6921111YFa22.22 YSa11.565 YSa21.77 Y0.25 F.比较 YFa1YSa10.75与0.250.750.693 1.692 Y0.693 YFa1YSa1YFa2YSa2F1F2的大小 YFa1YSa1F12.771.565YFa2YSa22.221.770.009370.00898 F2462.5437.5F1YFa2YSa21F2 2KT121.733464075m3YFaYSaY32.771.5650.693mm 2 dz1F0.6212462.5 1.76mm m2mm 查机械设计P165页表8-7取标准模数m2mm 3)确定齿轮的主要几何参数 mz1z222189 A.中心距a amm110mm 22a110mm 圆整中心距，取a110mm。 B.分度圆直径 d1mnz1221mm42mm d142mm d2mnz2289mm178mm d2178mm C.确定齿宽b bdd10.620mm24mm 取b25mm 大齿轮齿宽 b2b25mm b225mm b132mm 小齿轮齿宽 b132mm 应按小齿轮计算弯曲疲劳强度 2)确定所需模数m (3)校核齿面接触疲劳强度 1)确定主要几何参数 A.计算许用应力 寿命系数ZN 查机械设计P169页图8-24得： ZN11，ZN21(不允许有一定量点蚀) 接触疲劳极限Hlim 查机械设计P169页图8-22a得： Hlim11210MPa，Hlim21150MPa。 安全系数SH 查机械设计P170页表8-11取SH1.1。 许用接触应力H： H1 H2 Hlim1ZN1SHSH12101MPa1100MPa 1.111501MPa1045MPa 1.1H11100MPa Hlim2ZN2H21045MPa ZH2.5 B.确定节点区域系数ZH 查机械设计P162页图8-16得 ZH2.5 C.确定弹性系数ZE 查机械设计P162页表8-1 取ZE190MPa ZE190MPa D.确定重合度系数Z 重合度系数 Z 2)计算齿面接触应力 HZHZEZ2KT1u1bd12u21.7334640754.251MPa 4.25254224-34-1.6920.877 3 Z0.877 2.51900.877 结论：齿面接触疲劳强度足够。 (二)低速级齿轮传动设计： 动力机为电动机，单向传动，有轻微振动，传递的功 率P14.124kw，传动比i3.35，n1150r/min，单班工作， 预 期寿命10年，每年300天。 (1)选择齿轮材料并确定初步参数： 1)选择齿轮材料及其热处理 查机械设计P152页表8-1选取 小齿轮：40Cr，表面淬火处理，齿面硬度为55HRC 小齿轮40Cr表面淬火 大齿轮：40Cr，表面淬火处理，齿面硬度为52HRC 大齿轮40Cr表面 2)初选齿数 取小齿轮齿数z124 淬火 大齿轮齿数z2iz13.352480.4取z280 z124 3)选择齿宽系数d和传动精度等级： z280 初估齿轮模数m2.5，d1估z1m232.560mm， d1估60mm 查机械设计P166页表8-8取齿宽系数d0.6， 则b估dd1估0.660mm36mm，取b估40mm 3.1460150 齿轮圆周速度 v估m/s0.471m/s 6010006010001039MPaH21045MPa H1039MPa d0.6 b估40mm d1n1 查机械设计P167页表8-9，齿轮精度选为8级。 4)计算许用弯曲应力： A.计算两齿轮盈利循环次数N1，N2。 小齿轮 N160n1th6011501030082.16108 N12.16108 大齿轮 N20.645108 i3.35 B.寿命系数YN 查机械设计P172页图8-29取YN1YN21 C.尺寸系数YX 查机械设计P172页图8-30取YX1YX21 齿轮精度为8级 D.弯曲疲劳极限Flim 查机械设计P171页图8-27a 取Flim1370MPa，Flim2360MPa E.安全系数SF 查机械设计P170页表8-11取SF1.3 F.许用弯曲应力F F1 F22Flim1YN1YX1237011569MPa SF1.32Flim2YN2YX2236011554MPa SF1.3 F1569MPa F2554MPa T1262561Nmm K1.701 YFa12.67 YFa22.22 YSa11.59 YSa21.765 Y0.689 (2)按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮的主要参数： 1)确定各相关的参数值： A.计算小齿轮转矩T1 T19.55106P4.1249.55106Nmm262561Nmm n1150 B.确定载荷系数K 使用系数KA 按电动机驱动，载荷有轻微冲击，查机械 设计P157页表8-4取KA1.25 动载系数Kv 按8级精度和速度，查机械设计P158页 图8-11取Kv1.05 齿间载荷分配系数K KAFt2KAT121.25262561Nmm b bd14060274Nmm100Nmm 查机械设计P159页表8-5取K1.2。 齿向载荷分布系数K 查机械设计P159页图8-14b 取K1.08 载荷系数 KKAKvKK1.251.051.21.081.701 C.齿形系数YFa 查机械设计P164页图8-18取 YFa12.67， YFa22.22 D.应力修正系数YSa1，YSa2。 查机械设计P165页图8-19取YSa11.59，YSa21.765 E.重合度系数Y 1.88-3.21.88-3.2 z1z22480 1.7071111 Y0.25 F.比较0.75与0.250.750.689 1.707YFa1YSa1YFa2YSa2F1F2的大小 YFa1YSa1F12.671.59YFa2YSa22.221.7650.007460.00707 F2569554YFa1YSa1F1YFa2YSa21F2 2KT121.701262561m3YFaYSaY32.671.590.689mm 22 dz1F0.624569 2.368mm m2.5mm 查机械设计P165页表8-7取标准模数m2.5mm 3)确定齿轮的主要几何参数 mz1z22.52480 A.中心距a amm130mm 22a130mm 圆整中心距，取a130mm。 B.分度圆直径 d1mnz12.524mm60mm d160mm d2mnz22.580mm200mm d2200mm C.确定齿宽b bdd10.660mm36mm 取b40mm 大齿轮齿宽 b2b40mm b240mm b145mm 小齿轮齿宽 b145mm (3)校核齿面接触疲劳强度 1)确定主要几何参数 A.计算许用应力 寿命系数ZN 查机械设计P169页图8-24得： ZN11，ZN21(不允许有一定量点蚀) 接触疲劳极限Hlim 查机械设计P169页图8-22a得： Hlim11210MPa，Hlim21180MPa。 安全系数SH 查机械设计P170页表8-11取SH1.2。 许用接触应力H： Hlim1ZN112101 H1MPa1008MPa H11008MPa SH1.2 应按小齿轮计算弯曲疲劳强度 2)确定所需模数m H2Hlim2ZN2SH11801MPa983MPa 1.2 H2983MPa ZH2.5 B.确定节点区域系数ZH 查机械设计P162页图8-16得 ZH2.5 C.确定弹性系数ZE 查机械设计P162页表8-1 取ZE190MPa D.确定重合度系数Z 重合度系数 Z4-34-1.7070.874 3 ZE190MPa 2)计算齿面接触应力 2KT1u1HZHZEZbd12uZ0.874 2.51900.87421.7012625613.351MPa 23.354060943MPaH2983MPa H943MPa 齿宽 30 25 45 40 选HL4型弹性柱销联轴器 结论：齿面接触疲劳强度足够。 主要几何尺寸 主动轮 高速级 从动轮 低速级 主动轮 从动轮 89 24 80 2 2.5 2.5 130 齿数 模数 中心距 分度圆直径 21 2 110 178 60 200 42 7.轴径和联轴器的设计 (1)轴径初算： 1)各轴所选材料： 轴号 材料 C 功率P 1 40Cr 100 4.294 2 40Cr 100 4.124 3 40Cr 100 3.96 4 40Cr 100 3.89 d1C13 d2C23 d3C33 d4C43P14.2941003mm18.86mm取d120mm n1640P24.1241003mm30.2mm取d235mm n2150P33.961003mm44.48mm取d345mm n345P43.891003mm44.22mm取d445mm n445 2)选择联轴器： 选择弹性柱销联轴器 输入转矩为840400Nmm，查课程设计P146页表17-2 选择HL4型弹性柱销联轴器 主要几何尺寸如下： 型号 HL4 联轴器 ZA4584GB/T5014 JA4584轴孔直径 输入轴 输出轴 45 45 轴孔长度 84 D D2 195 150 84