電動機減速器設計說明書

1 電動機減速器設計說明書 一 . 課程設計書 三 . 設計步驟 1. 傳動裝置總體設計方案 2. 電動機的選擇 4. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6. 齒輪的設計 7. 滾動軸承和傳動軸的設計 8. 鍵聯(lián)接設計 9. 箱體結構設計 10. 潤滑密封設計 11. 聯(lián)軸器設計 置總體設計 方案 : 1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 3. 確定傳動 方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將 V 帶設置在高速級。 其傳動方案如下： 2 2 3 5 4 1(傳動裝置總體設計圖 ) 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如 :傳動裝置總體設計圖所示。 選擇 V 帶傳動和二級圓柱高速級斜齒，低速級直齒輪減速器（展開式）。 傳動裝置的總效率a5423321 a 1 為 V 帶的效率 , 2 為第一對軸承的效率， 3為第二對軸承的效率， 4 為第三對軸承的效率， 5為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為 7 級精度，油脂潤滑 . 因是薄壁防護罩 ,采用開式效率計算 )。 電動機所需工作功率為： P P / 3000 000 執(zhí)行機構的曲柄轉速為 nD60 = 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍， V 帶傳動的傳動比 i 2 4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比 i 8 40， 3 則總傳動比合理范圍為 i 16 160，電動機轉速的可選范圍為 n i n（ 16 160） 1048 10480r/ 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比， 選定型號為 三相異步電動機，額定功率為 定電流 載轉速 r/步轉速 3000r/ 方案 電動機型號 額定功率 同步轉速 r/定轉速 r/量 總傳動比 1 000 2890 45 500 1440 43 000 960 73 000 2900 644 3. 設計 V 帶和帶輪： 帶 確定 V 帶型號 查課本2053： K 則 1 . 2 3 . 6 7 4 . 4c A P k W 根據(jù)0n=960r/課本2053擇 帶，取 1 125d 。 121 2 1 3 . 0 5 1 2 5 0 . 9 8 3 7 3 . 6 3n 查課本第 206 頁表 132 375d 。 為帶傳動的滑動率 0 0 。 驗算 帶速： 11 1 2 5 9 6 0 6 . 2 8 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 帶速在5 25 /適。 取 V 帶基準長度a： 初步選取中心距 a： 0 121 . 5 1 . 5 1 2 5 3 7 5 7 5 0a d d ，取 0 750a 。 由課本第 195 頁式（ 13： 000221122 2 3 0 5 . 824 a d d a 查課本第 202 頁表 13 2500 。由課本第 206 頁式 13算實際中心距：00 8 4 7 . 12 。 驗 算 小 帶 輪 包 角 ： 由 課 本 第 195 頁式 13：211 8 0 5 7 . 3 1 6 3 1 2 0 。 求 V 帶根數(shù) Z：由： 00 P K K 查表，由內插值法得 0 ， 0 。 5 則 004 . 4 2 . 8 41 . 3 8 0 . 1 0 8 0 . 9 5 9 1 . 0 9 K K 取 3Z 根。 （ 1） 總傳動比 由選定的電動機滿載轉速 n 和工作機主動軸轉速 n，可得傳動裝置總傳動比為n /n 2900/ 2） 分配 傳動裝置傳動比 i i 式中10, 為使 V 帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取0i 減速器傳動比為 i0/13 根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為 1i 2i 1/（ 1） 各軸轉速 n 0/2900/6 n1/ n n/ 2i 5.5 r/n=n=65.5 r/ 2） 各軸輸入功率 P1 Pp 23 PP 23 PP 2 4=各軸的輸出功率： P P P P P P P P 3） 各軸輸入轉矩 1T =i 1 Nm 電動機軸的輸出轉矩550550 900= 所以 : Ti 1 =m TT 1i 1 2 =m TT 2i 2 3=m T=T3 4 =m 輸出轉矩： TT m T T m T T m T T m 運動和動力參數(shù)結果如下表 軸名 功率 P 矩 T 速r/入 輸出 輸入 輸出 電動機 900 7 軸 1 軸 軸 軸 軸 （一）高速級齒輪傳動的設計計算 齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （ 1） 齒輪材料及熱處理 材料：高 速級小齒輪選用 45 鋼調質，齒面硬度為 小齒輪 280取小齒齒數(shù) 1Z =24 高速級大齒輪選用 45 鋼正火，齒面硬度為 大齒輪 240 i24= 97. 齒輪精度 按 10095 1998，選擇 7 級，齒根噴丸強化。 初步設計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強度設計 2131 )(12 確定各參數(shù)的值 : 試選課本2150選取區(qū)域系數(shù) 由課本 214P 圖 10 8 則 由課本2020算應力值環(huán)數(shù) 60n1 0 1（ 2 12 350 8） =109 h =108 h (齒數(shù)比 ,即 2查課本203 得： = =齒輪的疲勞強度極限 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,應用2020 H 1 =550= H 2 =450=432 許用接觸應力 M P )( 21 查課本由1980： =0 : d=1 T=105 11/105 104 小齒輪的分度圓直徑 (12 = 43 計算圓周速度 100060 11nd t 060 計算齒寬 b 和模數(shù)b b=td =9 計算摸數(shù) =14 t o o 計算齒寬與高之比 齒高 h= =計算縱向重合度 =d 14t a a n =計算載荷系數(shù) K 使用系數(shù) 1 根據(jù) ,7級精度 , 查課本由1920 動載系數(shù) 查課本由1940 K KH= )d2d+103 b =+1) 1+103 課本由1950 KF=課本由1930 : KH=載荷系數(shù) : K K K K=1 按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 =3 =計算模數(shù)4. 齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式 )(c 第二次 10 確定公式內各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉矩 m 確定齒數(shù) z 因為是硬齒面，故取 z 24， z i z 24 動比誤差 i u z / z 97/24 i 5，允許 計算當量齒數(shù) z z / 24/ 4 z z / 78/ 4 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得 1 初選螺旋角 初定螺 旋角 14 載荷系數(shù) K K K K K K =1 查取 齒形系數(shù) Y 和應力校正系數(shù) Y 查課本由1970 : 齒形系數(shù) Y Y 應力校正系數(shù) Y Y 重合度系數(shù) Y 端面重合度近似為 2111 ） 1/24 1/78） ） 因為 /則重合度系數(shù)為 Y 螺旋角系數(shù) Y 軸向重合度 o Y 1 11 計算大小齒輪的 安全系數(shù)由表查得 S 作壽命兩班制， 8 年，每年工作 300 天 小齒輪應力循環(huán)次數(shù) 60 60 1 8 300 2 810 大齒輪應力循環(huán)次數(shù) N1/u 10 /10 查課本由2040 小齒輪大齒輪查課本由1970 取彎曲疲勞安全系數(shù) S= F 1 = 0 F 2 = 8 013 111 Y 222 Y 大齒輪的數(shù)值大 設計計算 計算模數(shù) n o 243 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 1357整為標準模數(shù) ,取 為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑計算應有的齒數(shù) z1= 取 25 那么 25=101 12 幾何尺寸計算 計算中心距 a= 21 = 14)10125( =將中心距圓整為 130按圓整后的中心距修正螺旋角 = 92 2)8125(a r c c o ( 21 因 值改變不多 ,故參數(shù),k, 計算大 度圓直徑 s 225co s 2101co 計算齒輪寬度 B= 圓整的 502 B 551 B （二）、低速級大小齒輪的設計： 材料：低速 級小齒輪選用 45 鋼調質，齒面硬度為 2501=30 低速級大齒輪選用 45 鋼正火，齒面硬度為 2206 齒輪精度 按 10095 1998，選擇 7 級，齒根噴丸強化。 按齒面接觸強度設計 1. 確定公式內的各計算數(shù)值 試選 查課本由2150H =試選 ,查課本由 214P 圖 101= 2=力循環(huán)次數(shù) 60 j 0 1 (2 8 300 8) =108 13 108 （ i= 由課本2030 查課本由2070齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 001 , 大齒輪的接觸疲勞強度極限 501 取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,則接觸疲勞許用應力 H 1 = 5641 H 2 =550/1=517 2 )( 2查課本由1980材料的彈性影響系數(shù) dT=105 22 /105 104 242131 ) (12 =2. 計算圓周速度 1 0 0 060 0 060 21 nd 3. 計算齒寬 b=d 4. 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) t 齒高 h=. 計算縱向重合度 0 2 6. 計算載荷系數(shù) K 14 KH=+2)+103 b =+ 103 用系數(shù) 1 同高速齒輪的設計 ,查表選取各數(shù)值 KF= KH=KF=載荷系數(shù) K=1 . 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 計算模數(shù) 7 7 3. 按齒根彎曲強度設計 mc 確定公式內各計算數(shù)值 （ 1） 計算小齒輪傳遞的轉矩 m （ 2） 確定齒數(shù) z 因為是硬齒面，故取 z 30， z i z 30 96 傳動比誤差 i u z / z 96/30 i 5，允許 （ 3） 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得 1 （ 4） 初選螺旋角 初定螺旋角 12 （ 5） 載荷系數(shù) K K K K K K =1 6） 當量齒數(shù) z z / 30/ 2 z z / 70/ 2 課本1970得齒形系數(shù) Y 和應力修正系數(shù) Y 15 1 Y 7 5 3 1 Y （ 7） 螺旋角系數(shù) Y 軸向重合度 1 8） 計算大小齒輪的 查課本由2040查課本由2020 S= F 1 = F 2 = 8 計算大小齒輪的 并加以比較 0 1 2 6 2111 Y 0 1 5 4 222 Y 大齒輪的數(shù)值大 ,選用大齒輪的尺寸設計計算 . 計算模數(shù) n o 253 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù) 1357整為標準模數(shù) ,取要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 計算應有的齒數(shù) . z1= 取 30 30=96 取 96 初算主要尺寸 計算中心距 a= 21 = 12)9630( = 16 將中心距圓整為 129 修正螺旋角 = 92 2)9630(a r c c o ( 21 因 值改變不多 ,故參數(shù),k,分度圓直徑 12301296計算齒輪寬度 d 圓整后取 51 02 17 6低速級大齒輪如上圖： V 帶齒輪各設計參數(shù)附表 18 V 帶 高速級齒輪 低速級齒輪 . 各軸轉速 n (r/(r/(r/n(r/. 各軸輸入功率 P （ （ （ P ( . 各軸輸入轉矩 T (kNm) (kNm) (kNm) T(kNm) . 帶輪主要參數(shù) 小輪直徑（ 大輪直徑（ 中心距 a（ 基準長度（ 帶的根數(shù) z 90 224 471 1400 5 19 1. 傳動軸承的設計 . 求輸出軸上的功率 速3n，轉矩3 3n=T=m . 求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 2d =而 232 2 3 4 s 20t 5 7co st =周力 向力 軸向力 . 初步確定軸的最小直徑 先按課本 15步估算軸的最小直徑 ,選取軸的材料為 45 鋼 ,調質處理 ,根據(jù)課本 315361 表12o 76 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 d,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合 ,故需同時選取聯(lián)軸器的型號 查課本 114343 表P,選取 5.1 0 2 7 因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩 ,所以 查機械設計手冊 11222 選取 彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為 500011 與軸配合的轂孔長度為半聯(lián)軸器半聯(lián)軸器的長度故取 20 . 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求 , -軸段右端需要制出一軸肩 ,故取 -的直徑 7;左端用軸端擋圈定位 ,按軸端直徑取擋圈直徑 0 半聯(lián)軸器與 軸配合的輪轂孔長度 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上 , 故 -的長度應比 略短一些 ,現(xiàn)取 2 初步選擇滾 動軸承 故選用單列角接觸球軸承 7,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0 基本游隙組 標準精度級的單列角接觸球軸承 7010 d D B 2d 2D 軸承代號 45 85 19 2095 85 19 209B 45 100 25 309B 50 80 16 010C 50 80 16 0100 90 20 210C 21 2. 從動軸的設計 對于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 68050 ,故0 ;而 6 . 右端滾動軸 承采用軸肩進行軸向定位 0107, 因此取 取安裝齒輪處的軸段 8;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位 的寬度為 75了使套筒端面可靠地壓緊齒輪 ,此軸段應略短于輪轂寬度 ,故取 2. 齒輪的左端采用軸肩定位 , 5,取 b=8 軸承端蓋的總寬度為 20減速器及軸承端蓋的結構設計而定 ) 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 0 ,故取 0. 取齒輪距箱體內壁之距離 a=16兩圓柱齒輪間的距離 c=20考慮到箱體的鑄造誤 差 ,在確定滾動軸承位置時 ,應距箱體內壁一段距離 s,取 s=8已知滾動軸承寬度 T=16 高速齒輪輪轂長 L=50則 3)316816()7275( 22 241620850( 至此 ,已初步確定了軸的各端直徑和長度 . 6. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖 , 確定頂軸承的支點位置時 , 查機械設計手冊 20對于 7010C 型的角接觸球軸承 ,a=此 ,做為簡支梁的軸的支承跨距 . F 5 0 3 4 83231 F 8 4 3 4 83222 0 923231 2 18 0 91 6 3 022 8 7 9 1 H 1 9 6 25 59 2 8 731 7 2 88 9 222 121 1799512 傳動軸總體設計結構圖 :（設計結構圖可以不畫，重點是受力分析圖 ） (從動軸 ) 23 (主動軸 ) (中間軸 ) 24 25 從動軸的載荷分析圖 : 6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度 根據(jù) 26 321 )( = 1(19 625 5 22 前已選軸材料為 45 鋼，調質處理。 查表 15 1 =60 1 此軸合理安全 8. 精確校核軸的疲勞強度 . . 判斷危險截面 截面 A, , ,B 只受扭矩作用。所以 A B 無需校核 截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重 ,從受載來看 ,截面 C 上的應力最大 應力集中的影響和截面的相近 ,但是截面不受扭矩作用 ,同時軸徑也較大 ,故不必做強度校核 上雖然應力最大 ,但是應力集中不大 ,而且這里的直徑最大 ,故 C 截面也不必做強度校核 ,截面和顯然更加不必要做強度校核 章的附錄可知 ,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而 ,該軸只需膠合截面左右兩側需驗證即可 . . 截面左側。 抗彎系數(shù) W=d = 50 =12500 抗扭系數(shù) d =50 =25000 截面的右側的彎矩 M 為 的扭矩33T= 截面上的彎曲應力 M P 5 001 4 4 60 9 截面上的扭轉應力 T = M P 0 0 03 1 1 3 5 0 軸的材料為 45鋼。調質處理。 由課本3555得： 551 因 經(jīng)插入后得 27 T =性系數(shù)為 q q = K =1+ )1( q =1+q（ T =以 綜合系數(shù)為： K=鋼的特性系數(shù) 取 取 全系數(shù) S= 所以它是安全的 截面右側 抗彎系數(shù) W=d = 50 =12500 抗扭系數(shù) d =50 =25000 截面左側的彎矩 M 為 M=133560 截面上的扭矩3 3T=295 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 T = K = K 28 所以 綜合系數(shù)為： K= K=鋼的特性系數(shù) 取 取 全系數(shù) S= 所以它是安全的 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般 8 級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵 . 根據(jù) 55 5 查表 6： 鍵寬 16 10 2L =36 0 2 3L=50 校和鍵聯(lián)接的強度 查表 6 p=110 222 60 333 00 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 .5 5 .5 由式（ 6： 222322102 p 29 3333331022 p 兩者都合適 取鍵標記為： 鍵 2： 16 36 A 1096 3： 20 50 A 1096減速器的箱體采用鑄造（ 成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量， 大端蓋分機體采用67 1. 機體有 足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度 2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于 12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x H 為 40保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為 3. 機體結構有良好的工藝性 . 鑄件壁厚為 10，圓角半徑為 R=3。機體外型簡單，拔模方便 . 4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視 孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用 B 油螺塞： 30 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出 . D 通氣孔： 由于減速 器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡 . E 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋 . F 位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度 . G 吊鉤： 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體 . 減速器機體結構尺寸如下： 名稱 符號 計算公式 結果 箱座壁厚 a 10 箱蓋壁厚 1 a 9 箱蓋凸緣厚度 1b 11 b 12 31 箱座凸緣厚度 b 5.1b 15