齿轮减速器的设计

齿轮减速器的设计要求：功率＝22ＫＷi＝16n＝1470r/minY1802-4型电动机Ｙ系列一般用途全封闭的冷式三相异步电动机总体布局：ⅢⅠⅡⅣ图示：5为电动机，4为联轴器，３为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。电动机的选择选择电动机Ｐ＝22ＫＷn＝1470r/min1.总传动比i总=162.传动比分配取i带＝2则减速器传动比为i=i总＝16/2＝8高速级传动比i1=i)4.1~3.1(=8)4.1~3.1(x=3.22~3.35取i1=3.3低速级传动比i2=i/i1=8/3.3=2.44传动装置的运动，动力计算计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速nm=n0=1470r/minn1=n0/i带＝1470/2＝735r/minn2=n1/i1=735/3.3=222.7r/minn3=n2/i2=222.7/2.42=92.0r/minnw=n3=92.0r/minn0=1470r/minn1=735r/minn2=222.7r/minn3=92.0r/minnw=92r/min2.各轴功率P1=P0*n0-1=P0*ƞ带＝22*0.96=21.12KWP2=P1*ƞ1-2=P1*ƞ轴承*ƞ齿＝21.12*0.99*0.97=20.28KWP3=P2*ƞ2-3=19.47KWP1=21.12KWP2=20.28KWP3=19.47KW3.各轴转矩T0=9550*P0/n0=9550*22/1470=142.93N.mT1=9550*P1/n1=9550*21.12/735=274.42N.mT2=9550*P2/n2=9550*20.28/222.7=869.67N.mT3=9550*P3/n3=9550*19.47/92=2021.07N.mT0=142.93N.mT1=274.42N.mT2=869.67N.mT3=2021.07N.m减速器外传件的设计带传动的设计计算计算项目计算及说明计算结果1.确定设计功率Pd=KA*P0=1.0*22=22KWKA=1Pd=22KW2.选择带型n0=1470r/min.Pd=22KW由图（Ｖ带选型）选择Ｃ型Ｖ带选择Ｃ型Ｖ带3.确定带轮基础直径dd1=200mm.表（8-7）。则大带轮直径为dd2=i带*dd1=2*200=400mmdd1=200mm.dd2=400mm.4.经算带的速度V带＝1000*600*1*ndd＝1000*601470*200*＝15.39m/sVmas=25m/s合格V带=15.39m/s合格5.确定中心距和Ｖ带长度根据0.7（dd1+dd2）a02(dd1+dd2)初步确定中心距a0=700mm.即420)400200(*7.0a01200)400200(*2取a0=700mm.V带计算基准长度为：Ｌd’≈2a0+π/2(dd1+dd2)+adddd4)12(*adddd4)12(=2*700+π/2(200+400)+(700*4200)*700*4200由表8-8选Ｖ带基准长度Ｌd=2240mm.则实际中心距为a=a0+aLL'=700+223562240=642mmＬd=2240mm.6.计算小带轮包角a1=180-21dadd*57.3=162.1501200,合格a1=162.150合格7.确定Ｖ带根数（见书143页）单根Ｖ带基本额定功率，Ｐ1＝5.86ＫＷ，单根Ｖ带额定功率增量ΔＰ1＝1.27ＫＷ（i=2）小带轮包角修正系数Ｋa=0.96带长修正系数ＫL=0.91V带根数Ｚ≥KLKPCpPc)11(＝91.0*96.0*)27.186.5(22＝3.53取Ｚ＝4Ｚ＝48.计算初拉力查表Ｃ型Ｖ带q=0.3kg/m单根初拉力Ｆ0＝500VZPc（k5.2-1）+q*V2=500*4*39.152.2*96.05.2-1+0.3*15.392=357.7N取Ｆ0＝358ＮＦ0＝358Ｎ9.作用在轴上的载荷ＦＱ＝2ＺＦ0Sin2=2*4*358*Sin162.15/2=2.83*103NＦＱ＝2.83*103N10.带轮的结构设计（1）小带轮结构，采用实心式，电动机轴径（表8-1）.Ｄ0＝48，由表8-15查得。e=25.5±0.5mmf=1721mm轮毂宽：Ｌ带宽＝（1.5-2)D0=72-96mm.其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮缘宽：Ｂ带轮＝（Ｚ-1）e+2f=(4-1)*25.5+2*17=110.5mm（2）大带轮结构，采用孔板式结构，轮缘宽度可与小带轮同轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。减速器内传动的设计计算高速级计算与说明计算项目计算主说明计算结果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，出表8-1选取。小齿轮：40Cr，调质处理，齿面硬度为260HBW.大齿轮：45号钢，调质处理，齿面硬度为230260HBW.（2）初选齿数，取小齿轮齿数Ｚ1＝30取大齿轮齿数Ｚ2＝i1*Z1=3.3*30=99.（3）选择齿宽系数Φd和精度等级，初步估计小齿轮直径d估=100mm。参照表8-8取齿宽系数Φd=1.则b估=Φd*d估=1*120=120mm.齿轮的圆周速度v估=sm6sm85.3sm1000*60735*100*60*10001dnππ参照表8-9，齿轮精度=宣威8级（4）计算两齿轮应力循环系数N小齿轮N1=60rn1tn=60*1*735*（3*250*8）=2.65*108Ｚ1＝30Ｚ2=99.V=3.85m/sN1=2.65*108大齿轮N2=N1/3.3=0.8*108（5）寿命系数Zn，由图8-24得Zn1=1.Zn2=1（允许有替一定量点蚀）（6）按照疲劳极限σHlim.由图8-20a.查MQ线得:σHlmi1=720Map；σHlim2=580Map（7）安全系数，参照表8-11，取3H=1（8）许用接触应力[σH]根据式（8-14）得Map580Map11*580SHZHMap720Map11*720SHZHN2Hlim2N1Hlim1N2=2.67*108Zn1=1.Zn2=1σHlmi1=720Map；σHlim2=580Map[σH]1=720[σH]2=580按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数（1）确定相关的参数值1.确定小齿轮的转矩T1T1=9.55*106*p1/n1=274.42N.m2.确定载荷系数使用系数Ka按电动机驱动载荷平稳，查表8-4取Ka=1动载系数Kv，按8级精度和速度，查图8-11取Kv=1.2齿间载荷分布系数KαmmN100mmNN88.54100*10010*42.274*1*2bdTK2bFK311AtA由表8-5，Kα=2.1齿向载荷分布系数Kβ，由图8-14a，取Kβ=1.09（非对称布置）载荷系数K=KA.KV.Kβ=1*1.2*2.1*1.09=2.743确定弹性系数ZE，由表8-6得.ZE=Map1904.确定节点区域系数ZH.由图8-16得ZH=2.55.确定重合系数Zε，由式8-8得重合度ε=1.88-3.2*（1/z1+1/z2）=1.88-3.2*（1/30+1/99）=1.74由式8-7得重合合度系数Zε=868.0374.1434（2）求所需小齿轮直径d，由式8-6得mmZZHE5.99Zu1u4dKT2d2H31T1=274.42N.m与初步估计d1基本相等（3）确定中心距a，模数m等主要参数1.模数mM=d1/z1=99.8/30=3.33取标准模数m=3.52.中心距aa=m（z1+z2）/2=（3.5*（30+99）/2）=225mm3.分度圆直径d1，d2d1=mz1=3.5*30=105mmd2=mz2=3.5*99=345mm4.计算齿宽b大齿轮齿宽b2=b1=100mm小齿轮齿宽b1=b2+5=125mm校核齿根弯曲疲劳强度（1）计算许用弯曲应力1.寿命系数YN由图8-29取YN1=YN2=12.极限应力σFlim由图8-25a取σFlim1=300MapσFLim2=220Map3.尺寸系数YX，由图8-30取YX1=YX2=14.安全系数SF，参照表8-11，取SF=1.65.许用弯曲应力[σF]由式8-16得Map275SYY2Map3756.11*1*300*2SYY2FX2N2Flim2F2FX1N1Flim11F（2）计算齿根弯曲应力1.齿形系数YFa，由图8-18取YFa1=2.52YFa2=2.182.应力修正系数Ysa由图8-19取Ysa1=1.625Ysa2=1.813.重合度系数Yε.由式8-11得Yε=0.25+0.75/ε=0.25+0.75/1.74=0.684.齿根弯曲应力，由式8-9得Mpa275Mpa47.82YYYYMap375Map58.855.31001001068.0625.152.242.27496.12mdbYYYKT22FSa1Fa1Sa2Fa2F1F2F131Sa1Fa11F1结论：齿根弯曲强度足够低速级直齿圆柱齿轮的设计计算（i2=2.44P2=20.28kwn2=222.7r/mint2=869.67N.m）1.选择齿轮材料并初步确定参数（1)选择齿轮材料及其热处理(通高速级)（2初选齿数小齿轮齿数Z3=25大齿轮齿数Z4=61Z3=25Z4=61（3）选择齿宽系数Φd和精度等级，初步估计小齿轮直径d3估=125mm选取齿宽系数Φd=1，则b估=Φdd3估=125mm齿轮圆周速度v估=sm46.11000607222125100060nd23ππ齿轮精度选为8级（4）计算两齿轮应力循环次数N小齿轮N1=60*r*n2*th=60*1*222.7*（3*250*8）=0.8*108大齿轮N2=N1/i=0.3*108（5）寿命系数ZNZN1=1ZN2=1（6）按照疲劳极限σHlim.由图8-20a.查MQ线得:σHlmi1=720Map；σHlim2=580Map（7）安全系数，参照表8-11，取3H=1（8）许用接触应力[σH]根据式（8-14）得Map580Map11*580SHZHMap720Map11*720SHZHN2Hlim2N1Hlim1σHlmi1=720Map；σHlim2=580Map2.按齿面接触强度设计齿轮的主要参数（1）确定相关的参数值1.计算小齿轮转矩T2T2=0.87*106N.mm2.确定载荷系数K使用系数KA按电动机驱动载荷平稳查表8-4取KA=1动载系数KV按8级精度查图8-11取KV=1.12齿间在和分配系数KαmmN100mmN83.1201251251087.021TK26bFK611ATAbd由表8-5取Kα=1.1齿向载荷分布系数Kβ由图8-14a取Kβ=1.09载荷系数K=KA*Kα*KV*Kβ=1*1.1*1.1*1.09=1.3433确定弹性系数ZE由表8-6得ZE=Mpa1904确定节点区域系数ZH由图8-16得ZH=2.55确定重合度系数Zε由式8-8重合度ε=1.88-3.2(1/z1+1/z2)=1.70由式8-7重合度系数Zε8765.034（2）求所需小齿轮直径d1由式8-6得32EHd23ZZZu1uKT2d））（（=32658087546.01905.244.2144.211087.0343.12））（（=119.42与初步估计值相等（3）确定中心距a模数m等主要几何参数1.模数mm=d3/z3=119.2/25=4.7796mm由表8-7取标准模数m=5mm2.中心距aa=m（z1+z2）=5*（25