减速器的设计说明书

减速器的设计说明书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式圆柱齿轮减速器一．总体布置简图
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器
二．工作情况：
载荷平稳、单向旋转
三．原始数据
带轮的扭矩T（N•m）：2300 鼓轮的直径D（mm）：400
运输带速度V（m/s）：1.5
带速允许偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四．设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4. 滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核；
6. 装配图、零件图的绘制
7. 设计计算说明书的编写
一选择电动机
1 电动机结构类
按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电机。

2选择电动机功率
工作机所需的电动机至工作机之间的总功率为
ηw·η=η1·η2·η3·η4·η5·η6
式中:分别代表为带传动,齿轮传动的轴承,齿轮传动,联轴器,卷筒轴的轴承及卷筒轴的效率.取η1=0.96η2=0.99η3=0.97η4=0.97η5=0.98η6=0.96则
ηηw=0.96×0.99×0.97×0.97×0.98×0.96=0.80
所以Pd=Fv/1000ηwη kw=2300×1.5/1000×0.83kw=4.15kw
3确定电动机转速
卷筒轴的工作转速nw =60×1000v/∏D =60×1000×1．5/∏×400=71。

6r/min
按推荐的合理传动比范围,取链传动传动比ⅰ=2—4,单级齿轮传动传动比ⅰ=3—5则合理总传动比ⅰ=6—20故电动机转速的可选范围为
nd =ⅰ·nw= (6-20) ×71.6 r/min=(42.9-1432)r/min
方案型号功率同步转速满载转速总传动比带
1 Y160M1-8 5.5 750 720 10.05 3.5
2 Y132M2-6 5.5 1000 960 13.40 3
综合考虑电动机和传动装置的尺寸.重量以及带传动和减速器的传动比,比较两个方案.可知方案2比较合适
二计算传动装置的运动和动力参数
1各轴转速
Ⅰ轴nⅠ==nm=960/3=320r/min
Ⅱ轴n2=n1/ⅰ1=320/4.46=72r/min
卷筒轴nw=nⅡ=72r/min
2各轴输出功率
Ⅰ轴pⅠ=pd ●η0 1=4.15×0.96=3.91kw
Ⅱ轴pⅡ=pⅠ ●η1 2= pⅠ●η2●η3=3.9ⅹ0.99ⅹ0.97=3.74kw
卷筒轴pw=pⅢ●η3 4= pⅢ ●η5·η6=3.74ⅹ0.99ⅹo.97=3.59kw
3各轴输入转距
Ⅰ轴pⅠ=pd ●i0●η0 1=4.12×3×0.96=118.6n.m
Ⅱ轴pⅡ=pⅠ ●i1●η1 2= pⅠ●η2●η3=118.6×2×0.99ⅹ0.99ⅹ0.97=225.5n.m
卷筒轴pw=pⅢ●i2●η3 4= pⅢ●η5·η6=225.5ⅹ0.97ⅹo.97=212.17n.m
电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴卷筒轴
转速960 320 72 72
输入功率4．15 3．9 3．74 3﹒59
输入转矩41﹒2 118﹒6 225﹒5 212﹒17
传动比 3 242 1
效率0．96 0．97 0．96
二齿轮传动设计计算
1．选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理；
选择小齿轮材料为45Cr（调质），硬度为220-250HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为170-210HBS，二者材料硬度差为40HBS。

2）精度等级选用8级精度；
3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝60的；
4）选取螺旋角。

初选螺旋角β＝14°
2．按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—21）试算，即
dt≥
1）确定公式内的各计算数值
（1）试选Kt＝1.1
（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1
（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝560MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝530MPa；
（7）由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×960×1×（240×5×25）＝1.65×10e9
N2＝N1/5＝5.47×10e8
（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.92；KHN2＝1.04
（9）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.92×560MPa＝515﹒2MPa
[σH]2＝＝1.04×530MPa＝551﹒2MPa
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =75
（2）计算圆周速度v= = =0.68m/s
（3）计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
（4）计算纵向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5）计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，
故KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得KFβ=1.36
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。

故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1= = mm=75mm
（7）计算模数mn
mn = mm=3.74
3．按齿根弯曲强度设计
（1）计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0。

88
（3）计算当量齿数
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4）查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5）查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6）计算[σF]
σF1=500Mpa
σF2=380MPa
KFN1=0.95
KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa
[σF2]=266MPa
（7）计算大、小齿轮的并加以比较
= =0.0126
= =0.01468
大齿轮的数值大。

2）设计计算mn≥ =2.4 mn=2.5
4．几何尺寸计算
1）计算中心距
z1 =32.9，取z1=33 z2=165
a =255.07mm a圆整后取255mm
2）按圆整后的中心距修正螺旋角β=arcos =13 55’50”
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 =85.00mm d2 =425mm
4）计算齿轮宽度
b=φdd1 b=85mm
B1=90mm，B2=85mm
5）结构设计
以大齿轮为例。

因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。

其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算
拟定输入轴齿轮为右旋
I轴：
1．作用在齿轮上的力
FH1=FH2=337/2=168.5
Fv1=Fv2=889/2=444.5
2．初步确定轴的最小直径
3．轴的结构设计
1）确定轴上零件的装配方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。

h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。

i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。

j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。

2）各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。

b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。

d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f) 该段由联轴器孔长决定为42mm
4．按弯扭合成应力校核轴的强度
W=62748N.mm
T=39400N.mm
45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

II轴：
1．初步确定轴的最小直径d≥ ＝30mm
2．求作用在齿轮上的受力
Ft1= =899N Fr1=Ft =175N
Fa1=Fttanβ=223N；Ft2=4494N
Fr2=1685N Fa2=1115N
3．轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。

ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。

iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。

iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。

v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1. I-II段轴承宽度为2
2.75mm，所以长度为22.75mm。

2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。

4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。

6. VI-VIII长度为44mm。

4．求轴上的载荷Fr1=1418.5N Fr2=603.5N
查得轴承30307的Y值为1.6
Fd1=443N Fd2=189N
因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：Fa1=638N Fa2=189N
5．精确校核轴的疲劳强度
1）判断危险截面由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2）截面IV右侧的
截面上的转切应力为由于轴选用40cr，调质处理。

a) 综合系数的计算
故有效应力集中系数为
查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）
轴采用磨削加工，表面质量系数为，
（[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为
b) 碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，
c) 安全系数的计算轴的疲劳安全系数为，故轴的选用安全。

3）轴承寿命的校核
键连接的选择及校核计算键宽b 10 键高h 8 键长L 22-110
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。

4)连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，
计算转矩为
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）
其主要参数如下：
减速器附件的选择
通气器d= M16×1.5
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器A200 JB/T 7941.4
选用游标尺M16
起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳R=（1-1。

2）d e=(0.8-1)d
放油活塞M18×1.5
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
润滑与密封
一、齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。

齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。