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机械设计减速器设计说明书范本doc54

机械设计减速器设计说明书

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指导教师：

职称：

第一部分设计任务书 (4)

第二部分传动装置总体设计方案 (5)

第三部分电动机的选择 (5)

3.1 电动机的选择 (5)

3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (6)

第四部分计算传动装置的运动和动力参数 (7)

第五部分齿轮传动的设计 (9)

5.1 高速级齿轮传动的设计计算 (9)

5.2 低速级齿轮传动的设计计算 (16)

第六部分开式齿轮传动的设计 (23)

第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计 (27)

7.1 输入轴的设计 (28)

7.2 中间轴的设计 (32)

7.3 输出轴的设计 (38)

第八部分键联接的选择及校核计算 (44)

8.1 输入轴键选择与校核 (44)

8.2 中间轴键选择与校核 (44)

8.3 输出轴键选择与校核 (44)

第九部分轴承的选择及校核计算 (45)

9.1 输入轴的轴承计算与校核 (45)

9.2 中间轴的轴承计算与校核 (46)

9.3 输出轴的轴承计算与校核 (46)

第十部分联轴器的选择 (47)

10.1 输入轴处联轴器 (48)

10.2 输出轴处联轴器 (49)

第十一部分减速器的润滑和密封 (49)

11.1 减速器的润滑 (49)

11.2 减速器的密封 (50)

第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸 (51)

设计小结 (53)

参考文献 (54)

第一部分设计任务书

一、初始数据

设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 15000 N，V = 0.26m/s，D = 450mm，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。

二. 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. 齿轮的设计

6. 开式齿轮的设计

7. 轴的设计

8. 滚动轴承和传动轴的设计

9. 键联接设计

10. 箱体结构设计

11. 润滑密封设计

12. 联轴器设计

第二部分传动装置总体设计方案

一. 传动方案特点

1.组成：传动装置由电机、减速器、开式齿轮和工作机组成。

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：选择电动机-展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器-开式齿轮传动-工作机。

二. 计算传动装置总效率

ηa=η12η24η32η4η5=0.992×0.994×0.972×0.95×0.96=0.808

η1为联轴器的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮传动的效率,η4为开式齿轮传动的效率，η5为工作装置的效率。

第三部分电动机的选择

3.1 电动机的选择

圆周速度v:

v=0.26m/s

工作机的功率p w:

p w= F×V

1000=

15000×0.26

1000= 3.9 KW

电动机所需工作功率为:

p d= p w

ηa

3.9

0.808= 4.83 KW

执行机构的曲柄转速为:

n = 60×1000V

π×D

60×1000×0.26

π×450

= 11 r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮传动的传动比范围为i0 = 2~6，二级圆柱齿轮减速器传动比i = 8~40，则总传动比合理范围为i a=16~240，电动机转速的可选范围为n d = i a×n = (16×240)×11 = 176~2640r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速n m=960r/min，同步转速1000r/min。电动机主要外形尺寸：

3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比：

由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:

i a=n m/n=960/11=87.27

（2）分配传动装置传动比:

i a=i0×i

式中i0,i1分别为开式齿轮传动和减速器的传动比。为使开式齿轮传动外廓尺寸不致过大，选取i0=5，则减速器传动比为:

i=i a/i0=87.27/5=17.5

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:

i12 = 1.3i = 1.3×17.5 = 4.77

则低速级的传动比为:

i23 =

i12=

17.5

4.77= 3.67

第四部分计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:

输入轴：n I = n m = 960 = 960 r/min

中间轴：n II = n I/i12 = 960/4.77 = 201.26 r/min

输出轴：n III = n II/i23 = 201.26/3.67 = 54.84 r/min

小开式齿轮轴：n IV = n III = 54.84 r/min

（2)各轴输入功率:

输入轴：P I = P d×η3 = 4.83×0.99 = 4.78 KW

中间轴：P II = P I×η1?η2 = 4.78×0.99×0.97 = 4.59 KW

输出轴：P III = P II×η1?η2 = 4.59×0.99×0.97 = 4.41 KW

小开式齿轮轴：P IV = P III×η1?η2 = 4.41×0.99×0.99 = 4.32 KW 则各轴的输出功率：

输入轴：P I' = P I×0.99 = 4.73 KW

中间轴：P II' = P II×0.99 = 4.54 KW

中间轴：P III' = P III×0.99 = 4.37 KW

小开式齿轮轴：P IV' = P IV×0.99 = 4.28 KW

(3)各轴输入转矩:

输入轴：T I = T d×η1

电动机轴的输出转矩:

T d = 9550×

p d

n m = 9550×

4.83

960= 48.05 Nm

所以：

输入轴：T I = T d×η1 = 48.05×0.99 = 47.57 Nm

中间轴：T II = T I×i12×η2×η3 = 47.57×4.77×0.99×0.97 = 217.9 Nm 输出轴：T III = T II×i23×η2×η3 = 217.9×3.67×0.99×0.97 = 767.95 Nm 小开式齿轮轴：T IV = T III×η1?η2 = 767.95×0.99×0.99 = 752.67 Nm 输出转矩为：

输入轴：T I' = T I×0.99 = 47.09 Nm

中间轴：T II' = T II×0.99 = 215.72 Nm

输出轴：T III' = T III×0.99 = 760.27 Nm

小开式齿轮轴：T IV' = T IV×0.99 = 745.14 Nm

第五部分齿轮传动的设计

5.1 高速级齿轮传动的设计计算

1.选精度等级、材料及齿数

（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。

（2）一般工作机器，选用8级精度。

（3）选小齿轮齿数z1 = 22，大齿轮齿数z2 = 22×4.77 = 104.94，取z2= 105。（4）初选螺旋角β = 14°。

（5）压力角α = 20°。

2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即

d1t≥ 32K

Ht T1

ψd

u±1

u×

Z H Z E ZεZβ

[σH]

1）确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数K Ht = 1.6。

②计算小齿轮传递的转矩

T1 = 47.57 N/m

③选取齿宽系数φd = 1。

④由图查取区域系数Z H = 2.44。

⑤查表得材料的弹性影响系数Z E = 189.8 MPa1/2。

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Z

。

端面压力角：

αt = arctan(tanαn/cosβ) = arctan(tan20°/cos14°) = 20.561°

αat1 = arccos[z1cosαt/(z1+2h an*cosβ)]

= arccos[22×cos20.561°/(22+2×1×cos14°)] = 30.647°

αat2 = arccos[z2cosαt/(z2+2h an*cosβ)]

= arccos[105×cos20.561°/(105+2×1×cos14°)] = 23.178°

端面重合度：

εα = [z1(tanαat1-tanαt)+z2(tanαat2-tanαt)]/2π

= [22×(tan30.647°-tan20.561°)+105×(tan23.178°-tan20.561°)]/2π= 1.647

轴向重合度：

εβ = φd z1tanβ/π= 1×22×tan(14°)/π= 1.746

重合度系数：

Zε = 4-ε

1-ε

β+

4-1.647

()

1-1.746+

1.746

1.647 = 0.689

⑦由式可得螺旋角系数

Zβ = cosβ= cos14 = 0.985

⑧计算接触疲劳许用应力[σH]

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。计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkt h = 60×960×1×10×300×2×8 = 2.76×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkt h = N1/u = 2.76×109/4.77 = 5.8×108

查取接触疲劳寿命系数:K HN1 = 0.87、K HN2 = 0.9。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]1 = K HN1σHlim1

0.87×600

1= 522 MPa

[σH]2 = K HN2σHlim2

0.9×550

1= 495 MPa

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 = 495 MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

d 1t ≥

32K

u±1

[σ

]

= 32×1.6×47.57×1000

4.77+1

4.77

2.44×189.8×0.689×0.985

495

= 42.028 mm

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v

v =

πd1t n1

60×1000

π×45.039×960

60×1000

= 2.11 m/s

②齿宽b

b = φd d1t= 1×42.028 = 42.028 mm 2）计算实际载荷系数K H

①由表查得使用系数K A = 1.25。

②根据v = 2.11 m/s、8级精度，由图查得动载系数K V = 1.12。

③齿轮的圆周力

F t1 = 2T1/d1t = 2×1000×47.57/42.028 = 2263.729 N

K A F t1/b = 1.25×2263.729/42.028 = 67.33 N/mm < 100 N/mm

查表得齿间载荷分配系数K Hα = 1.4。

④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K Hβ = 1.451。则载荷系数为：

K H = K A K V K HαK Hβ = 1.25×1.12×1.4×1.451 = 2.844

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

d1 = d1t 3K

K Ht

= 42.028×

3 2.844

1.6= 50.911 mm

及相应的齿轮模数

m n = d1cosβ/z1 = 50.911×cos14°/22 = 2.245 mm 模数取为标准值m = 2 mm。

3.几何尺寸计算

（1）计算中心距

a = ()

z1+z2mn

2cosβ

()

22+105×2

2×cos14°

= 130.884 mm

中心距圆整为a = 130 mm。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β = arccos ()

z1+z2mn

2a= arccos

()

22+105×2

2×130

= 12.339°

即：β = 12°20′20″

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d 1 = z 1m n cos β = 22×2cos12.339° = 45.039 mm

d 2 = z 2m n cos β = 105×2cos12.339°

= 214.96 mm

（4）计算齿轮宽度

b = σd ×d 1 = 1×45.039 = 45.039 mm

取b 2 = 46 mm 、b 1 = 51 mm 。 4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件

σF = 2K F T 1Y Fa Y Sa Y εY

βcos 2βφ d m 3n z 21

≤ [σF ]

1）确定公式中各参数值 ①计算当量齿数

Z V1 = Z 1/cos 3β = 22/cos 312.339° = 23.596 Z V2 = Z 2/cos 3β = 105/cos 312.339° = 112.618

②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y ε 基圆螺旋角：

βb = arctan(tan βcos αt ) = arctan(tan12.339°×cos20.561°) = 11.576° 当量齿轮重合度：

εαv = εα/cos 2βb = 1.647/cos 211.576°= 1.716

轴面重合度：

εβ = φd z 1tan β/π = 1×22×tan12.339°/π = 1.532

重合度系数：

Y ε = 0.25+0.75/εαv = 0.25+0.75/1.716 = 0.687

③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y β

Y β = 1-εββ120 = 1-1.532×12.339

120 = 0.842

④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

Y Fa1 = 2.66 Y Fa2 = 2.17 Y Sa1 = 1.59 Y Sa2 = 1.83

⑤计算实际载荷系数K F

由表查得齿间载荷分配系数K F α = 1.4

根据K H β = 1.451，结合b/h = 10.22查图得K F β = 1.421 则载荷系数为

K F = K A K v K F αK F β = 1.25×1.12×1.4×1.421 = 2.785

⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF ]

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 。由图查取弯曲疲劳寿命系数K FN1 = 0.83、K FN2 = 0.85 取安全系数S=1.4，得

[σF ]1 = K FN1σ

Flim1S = 0.83×500

1.4 = 296.43 MPa

[σF ]2 = K FN2σ

Flim2S = 0.85×380

1.4

= 230.71 MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

σF1 = 2K F T 1Y Fa Y Sa Y εY βcos 2βφ d m 3n z 21

= 2×1000×2.785×47.57×2.66×1.59×0.687×0.842cos 2

12.339°1×23×222

= 159.78 MPa ≤ [σF ]1

σF2 = 2K F T 1Y Fa Y Sa Y εY

βcos 2βφ d m 3n z 21

= 2×1000×2.785×47.57×2.17×1.83×0.687×0.842cos 212.339°1×23×222

= 150.022 MPa ≤ [σF ]2 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 5.主要设计结论

齿数z 1 = 22、z 2 = 105，模数m = 2 mm ，压力角α = 20°，螺旋角β = 12.339°= 12°20′20″，中心距a = 130 mm ，齿宽b 1 = 51 mm 、b 2 = 46 mm 。 6.齿轮参数总结和计算

5.2 低速级齿轮传动的设计计算

1.选精度等级、材料及齿数

（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。

（2）一般工作机器，选用8级精度。

（3）选小齿轮齿数z3 = 23，大齿轮齿数z4 = 23×3.67 = 84.41，取z4= 84。（4）初选螺旋角β = 13°。

（5）压力角α = 20°。

2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即

d1t≥ 32K

Ht T2

ψd

u±1

u×

Z H Z E ZεZβ

[σH]

1）确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数K Ht = 1.6。

②计算小齿轮传递的转矩

T2 = 217.9 N/m

③选取齿宽系数φd = 1。

④由图查取区域系数Z H = 2.45。

⑤查表得材料的弹性影响系数Z E = 189.8 MPa1/2。

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Z

。

端面压力角：

αt = arctan(tanαn/cosβ) = arctan(tan20°/cos13°) = 20.482°

αat1 = arccos[z3cosαt/(z3+2h an*cosβ)]

= arccos[23×cos20.482°/(23+2×1×cos13°)] = 30.285°

αat2 = arccos[z4cosαt/(z4+2h an*cosβ)]

= arccos[84×cos20.482°/(84+2×1×cos13°)] = 23.721°

端面重合度：

εα = [z3(tanαat1-tanαt)+z4(tanαat2-tanαt)]/2π

= [23×(tan30.285°-tan20.482°)+84×(tan23.721°-tan20.482°)]/2π= 1.651 轴向重合度：

εβ = φd z3tanβ/π= 1×23×tan(13°)/π= 1.69

重合度系数：

Zε = 4-ε

1-ε

β+

4-1.651

()

1-1.69+

1.69

1.651 = 0.695

⑦由式可得螺旋角系数

Zβ = cosβ= cos13 = 0.987

⑧计算接触疲劳许用应力[σH]

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。计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkt h = 60×201.26×1×10×300×2×8 = 5.8×108

大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkt h = N1/u = 5.8×108/3.67 = 1.58×108查取接触疲劳寿命系数:K HN1 = 0.9、K HN2 = 0.92。

取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]1 = K HN1σHlim1

0.9×600

1= 540 MPa

[σH]2 = K HN2σHlim2

0.92×550

1= 506 MPa

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 = 506 MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

d 1t ≥

32K

u±1

[σ

]

= 32×1.6×217.9×1000

3.67+1

3.67

2.45×189.8×0.695×0.987

506

= 70.647 mm

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v

v =

πd1t n2

60×1000

π×70.935×201.26

60×1000

= 0.74 m/s

②齿宽b

b = φd d1t= 1×70.647 = 70.647 mm 2）计算实际载荷系数K H

①由表查得使用系数K A = 1.25。

②根据v = 0.74 m/s、8级精度，由图查得动载系数K V = 1.05。

③齿轮的圆周力

F t1 = 2T2/d1t = 2×1000×217.9/70.647 = 6168.698 N

K A F t1/b = 1.25×6168.698/70.647 = 109.15 N/mm > 100 N/mm

查表得齿间载荷分配系数K Hα = 1.4。

④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，K Hβ = 1.46。则载荷系数为：

K H = K A K V K HαK Hβ = 1.25×1.05×1.4×1.46 = 2.683

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

d1 = d1t 3K

K Ht

= 70.647×

3 2.683

1.6= 83.932 mm

及相应的齿轮模数

m n = d1cosβ/z3 = 83.932×cos13°/23 = 3.556 mm 模数取为标准值m = 3 mm。

3.几何尺寸计算

（1）计算中心距

a = ()

z3+z4mn

2cosβ

()

23+84×3

2×cos13°

= 164.717 mm

中心距圆整为a = 165 mm。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β = arccos ()

z3+z4mn

2a= arccos

()

23+84×3

2×165

= 13.419°

即：β = 13°25′8″

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d 1 = z 3m n cos β = 23×3cos13.419° = 70.935 mm

d 2 = z 4m n cos β = 84×3cos13.419°

= 259.066 mm

（4）计算齿轮宽度

b = φd ×d 1 = 1×70.935 = 70.935 mm

取b 2 = 71 mm 、b 1 = 76 mm 。 4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件

σF = 2K F T 2Y Fa Y Sa Y εY

βcos 2βφ d m 3n z 23

≤ [σF ]

1）确定公式中各参数值 ①计算当量齿数

Z V3 = Z 3/cos 3β = 23/cos 313.419° = 24.989 Z V4 = Z 4/cos 3β = 84/cos 313.419° = 91.266

②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y ε 基圆螺旋角：

βb = arctan(tan βcos αt ) = arctan(tan13.419°×cos20.482°) = 12.599° 当量齿轮重合度：

εαv = εα/cos 2βb = 1.651/cos 212.599°= 1.733

轴面重合度：

εβ = φd z 3tan β/π = 1×23×tan13.419°/π = 1.747