机械设计减速器设计说明书范本(doc 40页)
机械设计减速器设计说明书
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目录
第一部分拟定传动方案 (4)
第二部分电机动机的选择传动比的分配 (5)
2.1 电动机的选择 (5)
2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (6)
第三部运动和动力分析........................... 第四部分齿轮设计计算.. (13)
4.1 高速级齿轮传动的设计计算 (13)
4.2 低速级齿轮传动的设计计算..............................
第五部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计 (25)
5.1 输入轴的设计 (25)
5.2 中间轴的设计 (30)
5.3 输出轴的设计 (35)
第六部分齿轮的结构设计及键的计算 (41)
6.1输入轴齿轮的结构设计及键选择与校核 (41)
6.2 中间轴齿轮的结构设计及键选择与校核 (41)
6.3 输出轴齿轮的结构设计及键选择与校核 (41)
第七部分轴承的选择及校核计算 (42)
7.3 输出轴的轴承计算与校核 (43)
设计小结 (49)
参考文献 (50)
第一部分拟定传动方案
1.1．初始数据
1.工作要求；设计一带式运输机上的传动装置，工作中有轻微振动，经常满载工作，空载启动，单向运转，单班制工作（每天8小时）运输带运输带容许误差为5%。减速器为小批量生产，使用年限为5年。
2.工况数据：F=2000N D=300mm V=1m/s
1.2. 传动方案特点
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，要求轴有一定的刚度。
3.确定传动方案：考虑到电机转速较高采用二级直齿圆柱齿轮减速器，。
备选方案
方案一：
对场地空间有较大要求，操作较为便捷
方案二：
对场地要求较小，操作不便
1.3方案分析
方案一的场地空间有着较大要求，操作较为便捷。方案二对场地要求较小，但操作不便。由设计要求可知场地不收限制，故选择方案一。
第二部分 电动机的选择及传动比的分配
2.1电机的选择
1.带轮的转速：min /r 66.63100060n w =??=D
V
π
2.工作机的功率kw 210001
20001000w =?=?=V F P
3. 计算传动装置总效率
891.097.099.0993.02422
42=??=??=齿轴联总ηηηη
电机功率：kw 2.2891
.0kw
2==
=η
W
P P 4.电机的选择
查电机类型适用Y 型电机，同步转速为1000/min ，满载转速为940r/min ，功率为2.2kw 的电机型号为Y112M-6.
2.2传动比的分配
1.总传动比的计算:15.7min
/63.66r r/min
1000n n i w ===电总 2.传动比的分配
结合课程设计指导书推荐公式：总）（i 1.5~1.3i 1=，此处取1.4计算，可算得
3.35i
4.69i 21==，，符合齿轮单级传动比6~3的规定。
第三部分 运动及动力分析
经计算可得各轴的速度与受力：
第四部分 齿轮传动的设计
4.1 高速级齿轮传动的设计计算
1.齿面接触疲劳强度计算
初选齿数：
小齿轮数z1=19大齿数z2=19×3.35=63.65取64 压力角α = 20°初选螺旋角β=14°
按齿面接触疲劳强度计算:试选载荷系数K Ht =1.3 计算小齿轮传递的转矩T 1 =20.65N ·m
选取齿宽系数φd = 1;由图查取区域系数Z H =2.433;传动比u=2.433
切向压力角αt=arctan(tan αn /cos β)=arctan(tan20°/cos140°)=20.562° αa1 = arccos[z 1cos α/(z 1+2h a *)] = arccos[19×cos 20.562°/(19+2×1×cos14°)]= 31.84°
αa2 = arccos[z 2cos α/(z 2+2h a *)] = arccos[64×cos 20.562°/(64+2×1×cos14°)]= 24.668°
端面重合度εα = [z 1(tan αa1-tan α)+z 2(tan αa2-tan α)]/2π=1.60069 切面重合度εβ=φd Z1tan β/π=1.5079 重合度系数Z ε =
α
β
βαεεεε+）（-13-4=0.732;Z β=985.014cos cos =?=β 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1 = 600 MPa 、σHlim2 = 550 MPa
查取接触疲劳寿命系数:K HN1 = 1.03、K HN2 = 1.1
小齿轮应力循环次数N 1= 60nkt h =60×1000×1×300×5×8=7.2×108 大齿轮应力循环次数N 2 =N 1/u =7.2×108/3.35=2.149×108
[σH ]1 = K HN1σ Hlim1S =618MPa;[σH ]2 = K HN2σ Hlim2
S =605MPa
取[σH ]1和[σH ]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 [σH ] = [σH ]2 =605Mpa 试算小齿轮分度圆直径
d
1t
≥ 3
2K Ht T 1ψ d ×u±1u ×? ??
???Z H Z E Z
ε[σ H ]2
=
3
2
605
985.0732.08.189433.235.3135.3165.203.12）（????+???=59.55mm
调整小齿轮分度圆直径 计算实际载荷系数前的数据准备
圆周速度v =
πd 1t n 160×1000
=3.118m/s;齿宽b = φ d d
1t =59.55mm
计算实际载荷系数K H
由表查得使用系数K A =1.25;根据v=3.118m/s;7级精度 由图查得动载系数K V =1.12
齿轮的圆周力F t1 = 2T 1/d 1t =693.53N ；K A F t1/b =1.25×693.53/59.55=14.56 查表得齿间载荷分配系数K H α =1.4；K H β =1.42 K H = K A K V K H αK H β =1.25×1.12×1.4×1.42=2.783 可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d 1 = d 1t
3
K H
K Ht
=59.55×33.1783.2=76.749mm
及相应的齿轮模数m α = d 1cos β/z 1 =3.919mm 2.齿面弯曲疲劳应力校核
按齿轮弯曲疲劳强度设计K Ft =1.3；βb =arctan(tan βcos αt )=13.14° εαv =εα/cos 2βb =1.688;Y=0.25+0.75/εαv =0.694 Y β=1-εβ
?
120β
=0.824;Y ε=0.25+0.75/εα=0.07185
由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数Y Fa1 =2.84 Y Fa2 =2.25 Y Sa1 =1.55 Y Sa2 =1.76 计算
]
[Y sa a F Y F σ
Z v1=z1/cos 3
β=20.8同理Z v2=70.06
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1 = 500 MPa 、σFlim2 = 380 MPa K FN1=0.85;K FN2=0.88
取安全系数S=1.4，得[σF ]1 = K FN1σ
Flim1
S = 303.57 MPa
[σF ]2 = K FN2σ
Flim2
S
=238.86MPa
][Y sa1a1F Y F σ=0.0145;][Y sa2a2F Y F σ=0.0166取]
[Y sa
a F Y F σ=0.0166 试算模数m t mm Y K F F 21.1F]
[Y z Y T 23
sa
a 1d 1t 2=?≥σφε
计算实际载荷系数前的数据准备
圆周速度v =
πd 1t n 260×1000
=1.204m/s;d1=m 1z 1=22.99mm
齿宽b = φ d d
1t =22.99mm
宽高比h=(2ha*+c*)m t =2.7225;b/h=22.99/2.7225=8.44
计算实际载荷系数K F 根据v=1.204m/s 7级精度查表Kv=1.08 由F t1=2T1/d1=2×20.65/22.99=1.796×103N
K A F t1/b=1.25×1.796×103/22.99=97.65N/mm ﹤100N/mm 查表得K F α=1.4由差值法K H β=1.372结合b/h=8.44
查表得K F β=1.26；K F = K A K v K F αK F β =1.25×1.08×1.4×1.26=2.381 按实际载荷算得齿轮模数m=mm K K Ft F 638.13
.1381
.221.1m t =?= 取标准值m=2mm
按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=76.749mm
算得小齿轮齿数z1=d1cos β/m=37.23
取z1=37则z2=uz1=3.35×37.23=123.95取z2=124z1和z2互质 新传动比i=z2/z1=3.351 3.几何尺寸计算
计算中心距a = (d 1+d 2)/2 =165.925mm 中心距圆整为165mm 修正后螺旋角β=arccos
?=+64.122)21(a
m
z z 大小齿轮分度圆半径d1=
mm m z 84.75cos 1=β;d2=mm m
z 16.254cos 2=β
齿宽b=φd d1=75.84mm 取b2=76mm;b1=80mm 调整后强度校核
4.齿面接触疲劳强度校核
Ft 1=2T1/d1=516.25N;K A F t1/b=1.25×516.25/80=8.066<100 查10-3表K H α=1.39；K H =K A K V K H αK H β=2.76
T1=20.65N ·m;Φd=1;d1=75.84mm;u=3.351;Z H =2.45;ZE=189.8MPa 2
1
Z ε=0.64;Z β=0.99 σH =
MPa Z Z Z Z u
u d T K E H H 6.1711
1d 123
=?+?βεφ<[σH ] 齿根弯曲疲劳校核K F =2.4;T1=20.65N ·m;Y Fa1=2.81;Y Fa2=1.74;Y sa1=1.50 Y sa2=2.22;Y ε=0.715;Y β=0.82;β=12.64°;Φd=1;m=2mm;z1=37 σF1 = 2K F T 2Y Fa Y Sa Y εφ d m 3n z 23 =21.29MPa ≤ [σF ]1
σF2 = 2K F T 2Y Fa Y Sa Y εφ d m 3n z 23
=11.26MPa ≤ [σF ]2