三环减速器设计说明书

第一篇：三环减速器设计说明书

一． 三环式变速传动设计介绍

我们所设计的三环减速器是一种新型通用的减速装置，是属于K-H型少齿差行星齿轮传动中外置偏心轴形式的一种。本发明提供了一种减速(或增速)传动装置，本发明专利独创了“平行轴——动轴”传动机构，其产品由一根低速轴、二根高速轴和三片传动环板构成。两根高速轴保持三片环板呈 120°相位差作平面运动，并与低速轴上的齿轮内接，通过多对齿与齿或针销与齿相啮合，形成大的传动比，同时能经受较高的荷载与过载。该专利的通用产品，简称三环减速器，同现有的减速器相比，比相同承载能力的普通多级圆柱齿轮减速器的体积小1／3～1／2；质量轻1／2～1／3；比相同体积的摆丝针轮减速器的承载能力多50%；比相同功率蜗杆减速器效率高10～35%；比硬齿面减速器造价低50%以上。此种减速器是节材、节能的新型通用减速器，其构造原理正确，结构新颖。该装置采用“平行轴”——动轴”传动，兼有二者的主要优点，具有承载能力高、传动比大、体积小、质量轻、效率高、运转平衡、可以由几个轴端同 时传递动力等优点。

该型减速器的基本型构造组成如下图所示，其中两根互相平行且各具三个偏心的高速轴1为输人轴，动力通过其中任一轴或两轴同时传输，三片传动内齿圈2通过转臂轴承6装在两根高速轴上，一根带齿的低速轴3(输出轴)与高速轴平行，各轴均通过轴承4支承在机体5上，内齿圈与低速轴的外齿啮合运动，形成大传动比。三片内齿圈同时与低速轴啮合，啮合的瞬时相位差呈120度角。高速轴与低速轴的回转方向相反。

二．传动原理

其基本型主要由一根低速轴，二根高速轴，和三片传动环板构成。各轴均平行配置。相同的两根高速轴带动三片传动环板呈120相位差作平面运动，传动环板内圆与低速轴的外圆内接，通过齿与齿或针销与齿相啮合，形成大传动比。各轴的轴端可以单独或同时传输动力。该传动装置因采取简巧独特的“平行轴-动轴”三环式传动原理，基本构件的运动和受力均衡，又充分地运用了功率分流和多齿内啮合，故具有外形小，传动比大，承载能力强、过载性能好，效率高，运转平稳及多轴端传输动力，制造与维修简便等优点。

0三环减速器基本型的工作原理如图所示，由一根具有外齿轮套接的低速轴

1、二根由三个互呈120度偏心的高速轴2和三片具有内齿轮的环板3组成。减速时，高速轴2作为输入轴，带动环板3上的内齿轮做平面运动，靠内齿轮与低速轴1上的齿轮啮合实现大速比。齿型一般为渐开线齿型，各输入轴的轴端可单独或同时输入动力。如要求增速，则轴1（外齿轮轴）作输入轴，轴2作输出轴。其传动比的计算公式为：

i＝-z2／(z2-z1)式中 zl——外齿轮齿数； z2——内齿轮齿数；

负号表示回转方向相反，三片内齿圈类似于3个行星轮，因由外齿轮直接输出，故没有一般行星齿轮传动的行星架或少齿差传动的输出机构，简化了机构，却仍保留了同轴线动轴传动减速器的传动比大和结构紧揍的特点。

如图，中间是节圆直径为dl的外齿轮，轴线是固定的，外齿轮只能绕ol抽回转，与外齿轮啮合的是节圆直径为d2的内齿环，内齿环用滚动轴承装在两根倔心轴上，两根偏心轴的轴线在o2和o3两点，两轴的偏心距相同为r2＝d3／2，偏心的方向也相同，内齿环和两根偏心轴组成平行四连杆机构如图，当偏心轴回转时内齿环作平动，齿环上任何一点都有相同的轨迹和速度，内外齿轮直径与偏心距之间有下列关系： d3＝d2一d1

但外置偏心轴少齿差行星传动，各参致限制条件较多，计算极为复杂，如果参数选择不当，不能满足全部的限制条件，就会发生种种干涉现象，导致三环减速器质量差、寿命短。为了保证内啮合传动的强度和正确啮合，避免内齿轮副干涉，必须通过大量计算、比较来选择得到最佳的方案。

ηa－三环减速器的啮合效率 ηa=1/(1+|(1-i)|(1-ηg))ηg---定轴轮系渐开线少齿差内齿轮副的啮合效率 ηg=1-πfg(1/z1-1/z2)(ε2f+ε2a+1-εf –εα)取fg=0.05, 啮入重合度εf=z2(tg a’-tg a2)/(2π)啮入重合度εf=z1(tg a1-tg a’)/(2π)

三． 结构原理及特点

N型内齿行星齿轮传动的基本结构及传动原理

渐开线少齿差行星齿轮传动按传动形式可分为N型（KH型）和NN型（2KH双内啮合型）两类，N型内齿行星齿轮传动的基本结构形式之一——三环减速器，如图1所示:两根互相平行且各具有3个偏心轴颈的高速轴3，动力通过其中任一轴或两轴同时传输，3个传动内齿轮1通过轴承2装在轴上，外齿轮7的轴4为低速轴，其轴线与高速轴3的轴线平行，低速轴通过轴承5支承在机架6上，3个内齿轮1与外齿轮7啮合，啮合瞬时相位差呈120°。其传动原理为输入轴旋转时，行星轮(内齿轮1)不是作摆线运动，而是通过一双曲柄机构(具有偏心轴颈的高速轴)引导作圆周平动。图 1

四． 设计约束条件

1、内齿轮顶圆应大于基圆

2、齿顶不变尖

3、内外齿圈不产生过渡曲线干涉

4、切制内齿圈不产生顶切现象

5、内啮合齿轮副的置合度约束条件

6、不发生齿廓重叠干涉的约束条件（下页图）

7、齿轮模数的约束条件：

按模数标准系列取值(从数据库中选取)。

8、强度约束条件：在三环减速器少齿差行星传动中，由于内齿田与低速釉的外齿为内接触，其两齿康的曲率中心在同一方向，而且两曲率半径相差甚小，因此相互的接触面积大，接触应力较小。所以，对于三环减速器，其主要的失效形式一股为轮齿折断和转臂轴承的疲劳破坏，而不会产生齿面点蚀破坏，故在此仅需进行齿根弯曲强度计算和转臂轴承寿命计算，不需要验算其齿面接触强度。

五． 单轴输入时的受力分析

三片内齿圈在啮合过程中相位差仅为120度角，在一周范围内其受力情况是完全一样的，故只分析其中的一片即可。取单片内齿圈为隔离，其受力如图2.A轴为输入轴，任意转角为ψ时，A轴通过转臂轴传递给内齿圈的力有FAr，FAt，B轴通过转臂轴承传给内齿圈的力只有FB，方向如图2所示，伏在同国外齿轮传给内齿圈的力FB，FB切于基圆，指向啮合点，因内齿圆做匀速平动，根据平面物体的静力平衡方程可列出：

ΣX = FA r cosψ+ FA t cos(90 o-ψ)+ FB cosψ+Fn sin(ψ-α’)= 0（1）ΣY = FA r sinψ+ FA t sin(90 o+ψ)+ FB sinψ-Fn cos(ψ-α’)= 0（2）ΣMA= FB sinψ×2 l + Fn sin(ψ-α’)×sin(ψ-α’)×r b – Fn cos(ψ-α’)×[l-l*bcos(ψ-α’)] = 0（3）从（3）式可解得：FB=(Fn/2sinψ)×[cos(ψ-α’)FB =(Fn/2sinψ)·[r b/ l-cos(ψ+α’)] 当 cosα’= r b/ l 时，在ψ=0点，FB、FAr为不定值。从上面 FA r、FB的表达式可以看出若Fn为常数，当ψ= 0 o（或360 o），180 o时，sinψ= 0，则FA r、FB趋于无穷大，此时不能传递力距。因而单向内齿圈 在一周范围内由外齿轮传递给它的力Fn也是变化的。只有当sinψ趋于零，Fn也趋于零时，才有可能使FA r、FB在ψ= 0 o（或360 o），180 o时取得某一定值。而判断这些特殊点的极值是否存在桌需求出FA r、FB即可。

六． 设计计算

这种三环减速器的原动机输入转速是1500r/min，额定功率是8.66kw,总传动比是969。

分两级传动，按照级数系列选取： 一级传动中：i1=17 二级传动种：i2=57 1.一级传动计算

（1）首先计算两齿轮的齿数 按公式 Z1=I(Zb-Zg)=17×3=51 一级传动采用三齿差行星齿轮传动减速，有 Z2=Z1+3=51+3=54

‘又查表，按齿数差ZP=3，初选啮合角α=32O,齿顶高系数ha=0.75, h*2=0.8（2）按此三环减速器的结构尺寸，选用d2=240,从而 m=d2z=24054=4.44 按标准模数系列，选=4.5(3)压力角=200（3）标准中心距a=（4）中心距a=取a’=7.5 ’

m2(z2-z1)=a=

cos20cos32004.52(54-51)=6.75 coscos'*6.75=7.48

(5)精确计算啮合角'

' =cos-1(a'=cos-1(a6.757.5cos)cos200)=32.2504790 =32015’

(6)由计算法得 x1=-0.156 于是齿，根据无侧隙啮合方程可求得内齿轮的变位系数： x2===z2z12tg(inv'-inv)+x1 54512tg203（inv32.2504790-inv200）+(-0.516)(0.068084-0.014964)+(-0.156)2*0.36397=0.063166(7)中心距分离系数 y=aam'=7.56.754.5=0.166667(8)齿顶高变动系数

y=X2-X1-Y=0.063166-(-0.156)-0.166667=0.052499(9)分度圆直径 d1=mz1=4.551=229.5 d2=mz2=4.554=243(10)基圆直径 db1=d1cos=229.5cos200=215.6594565 取db1=215.659 db2=d2cos=243·cos200=228.3453069 取db2=228.345(11)齿顶圆直径 da1=d1+2m(h+x1)=229.5+9(0.75-0.156)

*a =234.846 da2=d2-2m(h-x2)=236.368

*a(12)齿顶压力角 a1=cos-1da1=23.3212450=23019’

a2= cosda2-

1db1db2=14.97090=14058’

12(13)验算重合度 =

[(z2-z1)tg'+z1tga1-z2tgaa2] =1.502>1

(14)验算齿廓不重叠干涉系数 由于 cos1=ra2ra1a2ara1'22'2=

118.1842117.42327.5215117.423=0.0698596  a1=1.5008797rad cos2=ra2ra1a2ara20

'22'2=

118.1842117.42327.5215118.184=0.1328702 2=82.364

52=1.437532rad inva1=inv23019’=0.0240602 inva2=0.00610828 inv'=0.068084 Gs=z1(inva1+1)-z2(inva2+2)+(z2-z1)inv'

=0.01961178>0 由以上计算可知，所选参数完全符合要求(15)根据对三环减速器效率分析表查得 zp=3 =32.250

a=0.9899 b=0.98487 =a·b=0.9899·0.98487=0.975 2.对于二级传动采用一齿差减速（1）计算两齿轮的齿数 按公式z1=i(zb-zg)=571=57 z2=z1+1=58 再查表,据齿数差zp=3初选啮合角'=530 齿顶高系数h=0.75 h=0.8 *a1*a2(2)据此三环减速器结构尺寸，选用d2=400 m=d2z2=6.按标准模数系列选取m=7(3)压力角=200(4)标准中心距a=中心距a=取a’=5.5(5)精确计算啮合角'

'm2(z2-z1)=3.5×(58-57)=3.5

00’coscos'a=

cos20cos53×3.5=5.47 =cos-1（aa'cos)=53.2741930=53016(6)由计算法得 x1=-0.197 于是，根据无侧隙啮合方程可求得内齿轮的变位系数 x2=z2z12tg0’0(inv'-inv)+x1=5857(inv5316-inv20)-0.102tg2097=0.346163(7)中心距分离系数 y=

aam

21'

=

5.53.57=0.285714(8)齿顶高变动系数 y=x-x-y=0.346163+0.197-0.285714

=0.257449(9)分度圆直径 d1=mz1=7·57=399 d2=mz2=7·58=406(10)基圆直径 db1=d1cos=399·cos200=374.9373557=374.937 db2

=d2cos=406·cos200=381.515204=381.515

a1(11)齿顶圆直径 d

=d1+2m(h+x1)=399+2·7（0.75-0.197）

*a1 =406.742 da2= d-2m(h

*a2-x2)=406-2·7（0.8-0.346163）

=399.646(12)齿顶压力角  =cosa2a1= cos

’

db1da1=22049‘

-1da1=1719 db10(13)验证重合度

 =12[(z2-z1)tg'+z1tga1-z2tgaa2] =1.15＞1（14）验算齿廓不重迭干涉系数 由 cos1=ra2ra1a2ara1'22'2=

199.8232203.37125.5225.5203.371=-0.652986 所以1=130。76710=2.282316rad

cos2=2ra2ra1a2ara2'22'2=

199.8232203.37125.5225.5199.823=-0.637056 =129.572623=2.261469rad 00’所以inva1=inv22049’=0.0224776 inva2=inv1719=0.0095518 inv'=inv53016’=0.410294 所以Gs=z1(inva1+1)-z2(inva2+2)+(z2-z1)inv'=0.064>0 由以上计算得知，所选各参数完全符合要求（15）根据我们对三环减速器效率分析表查得 当zp=1 '=53.270时

a =0.97745 b=0.9601 =ab=0.97745×0.9601=0.9384(16)确定各零件尺寸

1）选42CrMo调质处理，查表得

b=750Mpa [b]-1=75Mpa 2)按扭转强度初选轴的最小直径查表得 A=95 d≥A3pn=168.64 取d1=170mm 由于d2要装外齿轮并且要装滚动轴承 d2=180mm d3=200mm 3．校核计算

一级传动

1选定齿轮传动类型.精度等级.材料.热处理方式.确定需用应力。

此传动选用直齿圆柱齿轮传动，材料选用45钢，利用调质热处理方式。擦《机械设计基础》（张建中编）（简称（机基））表7-7 B=647MPa S=373Mpa HBS=229—286 由表7-9按7级精度制造

查图7-34（a）知Flim=1600Mpa Hlim=850Mpa 取一般可靠度SH.SF为1 故 ［H］=［F］=HlimSH=850Mpa =1600Mpa FlimSF2校核齿面接触疲劳强度 m32KT1dz[F]21YFSY

确定公式内的各计算数值

1）Z1=51 Z2=54 d=0.7(表7-13)2）T1=48.01KN.m 3）计算载荷系数K KA=1(表7-10)出故V=1m/s V’

’

Z1100 =1*

51100=0.51 KV=1.15(图7-28(a))a =[1.88-3.2（1Z1+

1Z2)]cos =[1.88-3.2（151154)]*1=1.76 K=0.9 查（图7-29）K=1.12查（图7-30）

K=KAKVKK=1*1.15*0.9*1.12=1.16 4)查取复合齿形系数YFS YFS1=3.85 Y

FS2=3.5 查（图7-32）并进行比较

YFS2[F5）算大小齿轮的YFS1[FYFS[F]]1=3.8516000.0024]23.516000.0022

6)计算重合度系数Y Y=0.25+7)m0.75a=0.25+

0.751.76=0.676

732KT1dZ[F]121YFS1Y=32*1.16*4.801*10*3.85*0.6760.7*51*16002=4.63 取m=4.5 3 几何尺寸计算

d1=mz1=51*4.5=229.5 d2=mz2=54*4.5=243 a=m2(z2-z1)=4.52(54-51)=6.75 b=0.7*229.5=160.65 b1=b2-(5--10)=150.65 4 角和齿面接触疲劳强度 HZEZHZ2KT1(1)bd12

ZE=189.8MPa(表7-11)ZH=1.5(图7-31)Z=H4a341.7630.864 =189.5*1.5*0.86

42*1.5*4.801*10160.65*229.5273.513.5

=849Mpa[H]=850Mpa 接触疲劳强度足够

二级传动

1选择齿轮传动类型、精度等级、材料、热处理方式、确定需要应力。

直齿圆柱齿轮传动

此减速器的功率中等,可以大小齿轮都选用硬齿面。选大小齿轮的材料均为45钢渗碳淬火，硬度为56-62HRC齿轮按8级精度制造

Hlim=900Mpa Flim=650Mpa SH=1.6 SH=1 YX=(图7-35)故[H]=HlimSH=8001=900Mpa [F]=FlimSF=6501=650Mpa 2按轮齿弯曲疲劳强度设 按式（7-39）计算齿轮的模数 m32KT1dZ1[F]12YFS1Y

确定公式内的各计算数值 1> z1=57 z2=58 d=0.8 2> T1=4.801107N·M 3> KA=1.5(7-10)初估 V=6m/s V’’

z1100=6

57100=3.42 KV=1.65 <>(表7-28（a）)a=1.76 K=1.2 <>(图7-29)K=1.25 <>(图7-29)K= KA KV K K=1.5·1.65·1.2·1.25=3.71 4> 查得 YFS1=4.25 YFS2=3.98 <>(图7-32)5> YFS1[]F1=4.25650=0.007>

YFS2[]F2=

3.98650=0.001 6> 计算Y Y=0.25+0.75=0.25+0.751.76=0.676 7> 设计计算 m32KT1dZ[F]121YFS1Y=8.46 取

m=8 3 几何尺寸计算 d1=mz1=456mm d2=mz2=464mm a=m/2(z2-z1)=4mm b=dd1=0.8·456=364.8mm 取b2=364mm b1=b2-(5-10)mm=(354-359)mm 取 b1=354mm 4 校核接触疲劳强度

HZEZHZ2KT1(1)bd1MPa2

ZE=189.84a3(表7-11)ZH=3(图7-31)Z=41.7630.864 H =189.5*3*0.86

42*3.71*4.801*10364*456273.513.5

=898Mpa[H]=900Mpa 接触疲劳强度足够 七． 效率分析及计算

现在来分析三环减速器的效率，三环减速器的效率主要有两部分组成，即啮合效率及转臂轴承的效率。因三环减速器的啮合效率同一般少齿差行星传动的啮合效率完全一样，在此就不再赘述。主要分析转臂轴承的效率。

1、转臂轴承的效率分析

三连减速器的内齿圈每片通过两个转臂轴承与输入轴相连，用偏心套形成转臂，三片的效率是完全一样的，设A轴承受力FA=C1·Famax.B轴承受力 FB=C2·Fbmax，由于转臂轴承只随转轴作偏心运动，本身不自转，即转臂轴承的转速即为输入轴的转速为ω1，设轴承内径为r，滚动磨擦系数为f,因摩擦而损耗的功率：

九． 设计总结

一、国内外内平动齿轮减速器的现状

1.国外减速器现状 齿轮减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。最近报导，日本住友重工研制的FA型高精度减速器，美国Alan-Newton公司研制的X-Y式减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的齿轮减速器。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。2.国内减速器现状 国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国内使用的大型减速器（500kw以上），多从国外（如丹麦、德国等）进口，花去不少的外汇。60年代开始生产的少齿差传动、摆线针轮传动、谐波传动等减速器具有传动比大，体积小、机械效率高等优点。但受其传动的理论的限制，不能传递过大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传递功率大、传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初期，国内出现的三环（齿轮）减速器，是一种外平动齿轮传动的减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大。它的体积和重量都比定轴齿轮减速器轻，结构简单，效率亦高。由于该减速器的三轴平行结构，故使功率/体积（或重量）比值仍小。且其输入轴与输出轴不在同一轴线上，这在使用上有许多不便。北京理工大学研制成功的“内平动齿轮减速器”不仅具有三环减速器的优点外，还有着大的功率/重量（或体积）比值，以及输入轴和输出轴在同一轴线上的优点，处于国内领先地位。国内有少数高等学校和厂矿企业对平动齿轮传动中的某些原理做些研究工作，发表过一些研究论文，在利用摆线齿轮作平动减速器开展了一些工作。

二、平动齿轮减速器工作原理简介平动齿轮减速器是指一对齿轮传动中，一个齿轮在平动发生器的驱动下作平面平行运动，通过齿廓间的啮合，驱动另一个齿轮作定轴减速转动，实现减速传动的作用。平动发生器可采用平行四边形机构，或正弦机构或十字滑块机构。本成果采用平行四边形机构作为平动发生器。平动发生器可以是虚拟的采用平行四边形机构，也可以是实体的采用平行四边形机构。有实用价值的平动齿轮机构为内啮合齿轮机构，因此又可以分为内齿轮作平动运动和外齿轮作平动运动两种情况。外平动齿轮减速机构，其内齿轮作平动运动，驱动外齿轮并作减速转动输出。该机构亦称三环（齿轮）减速器。由于内齿轮作平动，两曲柄中心设置在内齿轮的齿圈外部，故其尺寸不紧凑，不能解决体积较大的问题。内平动齿轮减速，其外齿轮作平动运动，驱动内齿轮作减速转动输出。由于外齿轮作平动，两曲柄中心能设置在外齿轮的齿圈内部，大大减少了机构整体尺寸。由于内平动齿轮机构传动效率高、体积小、输入输出同轴线，故由广泛的应用前景。

三、本项目的技术特点与关键技术

1.本项目的技术特点 本新型的“内平动齿轮减速器”与国内外已有的齿轮减速器相比较，有如下特点：

（1）传动比范围大，自I=10起，最大可达几千。若制作成大传动比的减速器，则更显示出本减速器的优点。

（2）传递功率范围大：并可与电动机联成一体制造。

（3）结构简单、体积小、重量轻。比现有的齿轮减速器减少1/3左右。（4）机械效率高。啮合效率大于95%，整机效率在85%以上，且减速器的效率将不随传动比的增大而降低，这是别的许多减速器所不及的。（5）本减速器的输入轴和输出轴是在同一轴线上。

2.本项目的关键技术 由图2可知，“内平动齿轮减速器”是由内齿轮Z2、外齿轮Z1和平行四边形机构组合而成的。它的传动原理是：电机输入旋转运动，外齿轮作平行移动，其圆心的运动轨迹是一个圆，与之啮合的内齿轮则作定轴转动。因为外齿轮作平行移动，所以称谓平动齿轮机构。齿轮的平行移动需要有辅助机构帮助实现的，可采用（6~12副）销轴、滚子作为虚拟辅助平动机构，也可以采用偏心轴作为实体辅助平动机构。内平动齿轮减速器的关键技术和关键工艺是组成平行四边形构件的尺寸计算及其要求的加工精度、轮齿主要参数的选择。这些因数都将影响传动的能力和传动的质量。总的说，组成本减速器的各零部件都要求有较高的精度，它们将决定着减速器的整体传动质量。

3.本项目的概况 本项目已获得中国实用新型专利，专利号：ZL95227767.0。本项目自1995年试制出第一台样机（功率2.5kW，传动比I=32）后，陆续与一些厂矿合作，设计了下面几种不同功率、不同传动比的减速器。（1）电动推拉门用减速器，功率550W，传动比I=26，与电机连成一体。（2）搅拌机用减速器，功率370W，传动比I=17。（3）某军品用的两种减速器，一种功率370W，传动比I=23.5；另一种功率370W，传动比I=103的二级传动减速器。（4）钢厂大包回转台减速器，功率7.5kw，传动比I=64。（5）钢厂辊道减速器，功率7.5kw，传动I=11。在本专利的基础上，已研制出一种新型超大型减速器，功率可达1000kw，目前正在研制超小型（外型尺寸为毫米级）的微型减速器。

四、市场及效益分析

1.市场需求前景 同平动齿轮减速器由于体积小，重量轻，传动效率高，将会节省可观的原料和能源。因此，本减速器是一种节能型的机械传动装置，也是减速器的换代产品。本减速器可广泛应用于机械，冶金、矿山、建筑、航空、军事等领域。特别在需要较大减速比和较大功率的各种传动中有巨大的市场和应用价值。

2.社会经济效益 现有的各类减速器多存在着消耗材料和能源较多，对于大传动比的减速器，该问题更为突出。而本新型减速器具有独特的优点。由于减速装置在各部门中使用广泛，因此，人们都十分重视研究这个基础部件。不论在减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都将会促进资源（包括人力、材料和动力）的节省。

可以预见，本新型减速器在国内外市场中的潜力是很大的，特别是我国超大型减速器（如水泥生产行业，冶金，矿山行业都需要超大型减速器）大多依靠进口，而本减速器的一个巨大优势就是可以做超大型的减速器，完全可以填补国内市场的空白，并将具有较大的经济效益和社会效益。

第二篇：减速器设计说明书样式

减速器设计说明书样式

二级齿轮减速器说明书 目 录

设计任务书……………………………………………………1 传动方案的拟定及说明………………………………………4 电动机的选择…………………………………………………4 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 传动件的设计计算……………………………………………5 轴的设计计算…………………………………………………8 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 键联接的选择及校核计算……………………………………16 连轴器的选择…………………………………………………16 减速器附件的选择……………………………………………17 润滑与密封……………………………………………………18 设计小结………………………………………………………18 参考资料目录…………………………………………………18 机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 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

鼓轮的扭矩T（N?m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350 运输带速度V（m/s）：0.7 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.斜齿轮传动设计计算 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 五． 设计任务

1． 减速器总装配图一张 2． 齿轮、轴零件图各一张 3． 设计说明书一份 六． 设计进度

1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择

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： 材料HT200 公称转矩

轴孔直径，轴孔长，装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84）

三、第二个联轴器的设计计算

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

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩

轴孔直径

轴孔长，装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84）减速器附件的选择 通气器

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 选用游标尺M16 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞

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。参考资料目录

[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； [2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； [3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； [4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版； [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编

[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版； [7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。

第三篇：减速器的设计说明书解读

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

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22.75mm，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 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。

第四篇：减速器设计说明书(0)

减速器设计说明书

（课程设计）

组长：王波

P08机制三班第八小组

组员：张亚龙 张玉库

尤佳

张玉明

目录

（一）项目任务书…………………………………3

（二）电动机的选择………………………………4

（三）带轮及V带的选择…………………………6

（四）齿轮的选择与设计…………………………9

（五）轴的选择与设计……………………………12

（六）联轴器的选择………………………………14

（七）参考文献……………………………………15

设计题目：设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器

给定数据及要求

已知条件：运输带工作拉力F=2300N；运输带工作速度v=1.5m/s（允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径D=400mm；两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限5年；环境最高温度350C；小批量生产。

5436121-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带

二 应完成的工作

1.减速器装配图1张；

2.零件工作图1—2张（从动轴、齿轮）； 3.设计说明书1份。

二．选择电动机

1.已知：带=0.96 轴承0.98 齿轮=0.97 联轴器=0.99 滚筒=0.96 滚筒直径：D=400㎜ 运输带的工作拉力：F=2300N 运输带工作速度：V=1.5m/s（1）a=带²轴承2²齿轮²联轴器²滚筒=0.85

(2)Pw=FV/1000w=4.06kw

P0=Pw/a=4.78kw

(3)查表选择电动机型号（Y132M2-6）

电动机额定功率：P=5.5kw

同步转速：1000r/min

满载转速：960r/min 2.计算传动系统总传动比和分配传动比

（1）n筒=60³1000V/πD=71r/min

总传动比：i总=n电机/ n筒=13.3

(2)带、齿轮传动比分配：i带=3.6

i齿=4 3.计算传动系统的运动和运动参数

（1）计算各轴转速及滚筒、电机转速

Ⅰ轴：n1=n电机/i带=267r/min Ⅱ轴：n2= n1/ i齿=67r/min

滚筒：n滚= n2=67r/min 电机: n=960r/min(2)计算各轴对齿轮的输入功率

Ⅰ轴： P1=P0带=4.6kw

Ⅱ轴: P2= P1²轴承²齿轮=4.4kw 滚筒轴：P筒= P2²轴承²联轴器=4.06kw

电机：P电=5.5kw

(3)转矩的确定：

M电=9550²P0/n=47.56N²m

M1=9550²P1/ n1=159.17N²m M2=9550²P2/ n2=627.16N²m M筒=9550²P筒/ n滚=598.66N²m

4、传动系数参数表

功率P（kw）

电动机 Ⅰ轴 Ⅱ轴 滚筒

转速n转矩M

（r/min）960 267 67 67

（N²m）47.56 159.17 627.16 598.66 5.5 4.6 4.4 4.06

设计者：尤佳

P08机制三班 八组

三．带轮结构的设计（要求：两班制工作，载荷轻微冲击，环境最高温度35℃）(1)确定计算功率Pc 根据给定的工作条件，由表查得：工作情况系数Ka=1.2，故

Pc=Ka²P=1.2³5.5kw=6.6kw(2)选择v带截面型号

按Pc=6.6kw和n=960r/min.查表选择A型V带（3）确定带轮基准直径

根据V带型号查表12-10，并参考图12-7，选择dd1=100mm>ddmin(小轮直径)，由dd2=idd1，计算从动轮直径（大轮）dd2=3.6³100mm=360mm 由表12-10选取最接近的标准直径为：dd2=355㎜(4)验算带速V V带的传动速度：v=πdd1n/60³1000=5.024m/s 即带速v在5—25m/s范围之内，所以带速适宜(5)确定中心距a和带的基准长度Ld 初步选择中心距a0，即 0.7（dd1+dd2）≤2（dd1+dd2）

318.5≤a0≤910

初定中心距a0=700，计算带的基准长度Ld0，即 Ld0=2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd2－dd1)2/4a0 =2137.14㎜

由表12-2选取接近的基准长度Ld=2240㎜，因此带传动的实际中心距a为

A≈a0+（Ld+ Ld0）/2=751.0㎜

安装时应保证的最小中心距amin、调整时的最大中心距amax分别为

amin=a－0.015Ld=717.4㎜ amax=a+0.03Ld=818.2㎜（6）验算小带轮包角α

α=180°－(dd2－dd1)/a³57.3°=160.5°

即符合一般要求α>120°,所以合格（7）确定带的根数Z 查表12-5得其基本额定功率P1=1.14kw,查表12-6的额定功率增量△P1=0.15kw,查表12-7得包角系数Ka=0.952，查表12-8得长度系数Kl=1.06，则 Z=Pc/(P1+△P1)KaKl=5.07 取V带的根数Z=5（8）确定初拉力F0

查表12-1得A型V带q=0.10kg/m，计算确定带传动的初拉力为

F0=500²Pc/VZ(2.5－Ka/Ka)＋qv2=216.13N(9)计算作用于带轮上的压力为 FQ=2F0Zsinα/2=2130.1N

(10)带轮的结构设计

带轮的材料：铸铁（HT200）

带轮的结构

（大轮）

（小轮）

大轮参数：

基准线上槽深：Ha=2.75㎜ 基准线下槽深：Hf=11.0㎜

槽间距：e=15±0.3 外径：da=dd2＋2Ha=340.5㎜

最小轮缘厚：§=6㎜ 带轮宽：B=（Z-1）e＋2f=79.2㎜

基准宽度：bd=11.0㎜ 轮槽角：Φ=38°

第一槽对称面至端面的最小距离：f=9㎜ 小轮参数：

基准线上槽深：Ha=2.75㎜ 基准线下槽深：Hf=11.0

㎜

槽间距：e=15±0.3 外径：da=dd1＋2Ha=105.5㎜

最小轮缘厚：§=6㎜ 带轮宽：B=（Z-1）e＋2f=79.2㎜

基准宽度：bd=11.0㎜ 轮槽角：Φ=34°

第一槽对称面至端面的最小距离：f=9㎜

设计者：张玉库

P08机制三班 八组

四、齿轮的设计（n

=267r/min n=67r/min）

(1)选择材料，热处理，精度和齿数。

由材料表格比较选择:小齿轮选择材料为40Cr钢

硬度241~280HBS 抗拉强度SB=9选择z270~550 正火处理，硬度140~176HBS, 抗拉强度500MPa 屈服强度S=300MPa 取z1=25 因为i=4 所以z2=25*4=100 可以求得实际从动轴转速n1=6

实际传动比v=4.05

调制处理。屈服强度S=800MPa;大齿轮材料

转速相对误差=nn6766==1.5%5%。n67（2）齿轮几何尺寸计算

齿顶高：ha=ha**m=4*1=4mm 齿根高：hf=(ha*+c*)=(1+0.25)*4=5mm 全齿高：h=(2ha*+c*)=(2+0.25)*4=9mm 分度圆直径：d1=mz1

齿顶圆直径：=4*25=100mm.d2=mz2=4*100=400 齿根圆直径:d

a1= d1+2h

a=m(z1+2ha)=102mm

d

a1=

m(z1+2ha)=402mm 基圆直径:db1=dcosa=93.97mm.:db2=375.88mm 齿距：p=πm=12.57.齿厚s=πm/2=6.28 齿槽宽：c=πn/2=6.28 顶隙 e=1 按齿面接触疲劳强度设计：

接触疲劳强度设计计算公式：d=32000kT1/du1/u(ZhZeZ/h)

2T1=9550²P1/n1=159.17N²m 查齿轮系数：13—10，由于软齿面齿轮对称安装取=1.2 查表的：k=1.5,取标准齿轮：=20,ZH=2.5,Z=0.9 ZE=188，由图可以查得:6Hmin=800MPa,6Hmin=350MPa,5Hmin=1。齿轮接触许用应力:【6H】=

6Hmin 5Hmin小齿轮应力循坏次数：N1=60³267³1³5³360³16=4.61³108

大齿轮应力循环次数：N2=60³67³1³5³360³16=1.15³108 可以取为：由于均为软齿面故：Zw=1

安全系数Sh=1 所以【6H】=即：d1=89㎜

所以可以取小齿轮宽度b1=115mm,大齿轮宽度：=106mm从而有m=d1/z1=4.6 取m=5mm,则

（3）校核弯曲疲劳强度

查图13-22得：Flim1550MPa

Flim2110MPa 查表13-9得：SFmin=1

因此得两齿轮的许用弯曲应力为

F1=550Mpa

F2=110Mpa 由表13-7得：这对齿轮齿形系数：YFs1=4.17

YFs2=3.90 由齿根弯曲疲劳强度条件式得：

F1=2000kT1/bm2z1²YFS1=35.24Mpa F2=2000kT1/bm2z1²YFS2=32.96Mpa F1<550=F1

F2<110=F2 说明该对齿轮的齿根弯曲疲劳强度足够

（4）验算圆周速度

V=πd1n1/60³1000=1.24m/s 属于中低速，符合7级精度

设计者：张玉库 P08机制三班 八组

800*1*1350*1*1=800MPa。【6H】==350MPa。11

五．轴的选择

Ⅰ轴的设计

1.轴的材料：45号钢。热处理方式：调质 2.估算轴Ⅱ的直径：C=118—107

取110 初选轴的直径：d≧c³3p/n d=110³34.6/267=28.4102

由表查得d=28 3.初定轴的结构尺寸：

轴的主要结构尺寸

径向尺确定原则 寸 d1

轴向尺确定原则 寸

初算轴径，根据联轴器选择l1 标准

d2 d3 d4 d2=d1+(0.07－0.1)d1 d3= d2+(1～2)d4= d3+(1～2)

l2 l6

l4=B-(2–3)根据轴承宽度确定 根据联轴器尺寸标准

齿轮至H=10～15 箱体内的距离

d5 d5=d2+(0.07-0.1)d4 箱体上C=+C1+C2+(5-10)轴承座

宽度C d6 d6= d5

键槽宽h

根据轴的直径查阅 键槽深t

手册

键长L

L=0.85L，L为键槽部分轴段长度 由上可计算： d1=28

d2=28+0.08³28=30.24 d3=30.24+1.5=31.74 d4=31.74+1.5=33.24 d5= d2+0.08³33.24=32.8992 d6= d5=32.8992 4.强度计算

P1=4.60KW

n=267r/min

设计者：张亚龙

P08机制三班 八组

Ⅱ轴的选择

1.轴材料：45号钢

热处理方式：调质

2.估算轴Ⅱ的直径：按轴的扭转强度初算直径，查《机械技术基础》P256表16-2得C=118～107

初选轴的直径：d≧c³3p/n

所以dⅡ1 =（118～107）34.4/67 =（42.8～47.6）

考虑轴上有一键槽，轴径再增大5﹪，则dⅡ1=

轴头上安转联轴器，选取凸圆联轴器（d=40～160）选取标准值dⅡ=45 3.初定轴的结构尺寸：

轴的主要结构尺寸

径向尺确定原则 寸 d1 初算轴径，根据联轴器选择标准直径

d2 便于联轴器轴向固定d2=d1+(0.07－0.1)dⅡ1

d3 满足轴承内径系列，以便于轴承安装d3= d2+(1～2)

d4 便于齿轮安装d4= d3+(1～2)

轴向尺寸

l1 l2 l6 齿轮至箱体内的距

确定原则 根据联轴器尺寸标准

略短于齿轮宽度 l4=B-(2–3)

根据轴承宽度确定

留有一定间隔防止干涉H=10～15

离H d5 便于齿轮轴向固定箱体考虑箱体壁厚箱体连接螺栓的装拆d5=d2+(0.07-0.1)d4

上轴C=+C1+C2+(5-10)承座宽度c d6 同一轴上的两轴 联轴承型号相同d6= d5

器至轴承盖距离K 键槽h 依据轴径

l2

键槽t 查手册

l3

键长L L=0.85L，L为键槽部l5 分的轴

据以上原则

dⅡ取45 d2=45+0.08³45=48.6 d3=48.6+1.5=50.1 d4=50.1+1.5=51.6 d5=48.6+0.08³51.6=52.728 d6= d5=52.728

K=10～15 当齿轮箱体，轴承，轴承盖，联轴器位置确定以后即可确定

5.轴的强度计算

PⅡ=3.71KW n2=74r/min T=627.16Nmm

设计者：张玉明

P08机制三班 八组

六、联轴器

1、联轴器的材料：

材料：45号钢

联轴器Ⅰ：联结大带轮和减速器小齿轮轴 联轴器Ⅱ：联结减速器大齿轮和滚筒轴

2、联轴器参数选择

Ⅰ轴：直径28㎜ 转矩:159.17N²m 套筒外径：D0=45㎜ 套筒长度：L1=80㎜

销或紧定螺钉至套筒端面距离：L=20㎜

紧定螺钉直径：d1=M8³32平键：8³32 Ⅱ轴：直径45㎜ 转矩:627.16N²m 套筒外径：D0=70㎜ 套筒长度：L2=140㎜

销或紧定螺钉至套筒端面距离：L=35㎜

紧定螺钉直径：d1=M10³20平键：14³60

3、联轴器结构图

（键联结）

（销联结）

七、参考文献（1）机械制造基础

(2)机械技术基础

（3）机械设计手册

（4）机械设计指导书

（5）机械零件设计手册

设计者：王波机制三班

八组

第五篇：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）：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。

2300

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

Y160M1-8

5.5

750

720

10.05

3.5 2

Y132M2-6

5.5

1000

960

13.40

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

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

242 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22.75mm，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 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。