第一篇：減速器設計說明書(0)
減速器設計說明書
（課程設計）
組長：王波
P08機制三班第八小組
組員：張亞龍 張玉庫
尤佳
張玉明
目錄
（一）項目任務書…………………………………3
（二）電動機的選擇………………………………4
（三）帶輪及V帶的選擇…………………………6
（四）齒輪的選擇與設計…………………………9
（五）軸的選擇與設計……………………………12
（六）聯軸器的選擇………………………………14
（七）參考文獻……………………………………15
設計題目：設計一用于帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器
給定數據及要求
已知條件：運輸帶工作拉力F=2300N；運輸帶工作速度v=1.5m/s（允許運輸帶速度誤差為±5%）；滾筒直徑D=400mm；兩班制，連續單向運轉，載荷輕微沖擊；工作年限5年；環境最高溫度350C；小批量生產。
5436121-電動機2-帶傳動3-減速器4-聯軸器5-滾筒6-傳送帶
二 應完成的工作
1.減速器裝配圖1張；
2.零件工作圖1—2張（從動軸、齒輪）； 3.設計說明書1份。
二．選擇電動機
1.已知：?帶=0.96 ?軸承0.98 ?齒輪=0.97 ?聯軸器=0.99 ?滾筒=0.96 滾筒直徑：D=400㎜ 運輸帶的工作拉力：F=2300N 運輸帶工作速度：V=1.5m/s（1）?a=?帶2?軸承22?齒輪2?聯軸器2?滾筒=0.85
(2)Pw=FV/1000?w=4.06kw
P0=Pw/?a=4.78kw
(3)查表選擇電動機型號（Y132M2-6）
電動機額定功率：P=5.5kw
同步轉速：1000r/min
滿載轉速：960r/min 2.計算傳動系統總傳動比和分配傳動比
（1）n筒=6031000V/πD=71r/min
總傳動比：i總=n電機/ n筒=13.3
(2)帶、齒輪傳動比分配：i帶=3.6
i齒=4 3.計算傳動系統的運動和運動參數
（1）計算各軸轉速及滾筒、電機轉速
Ⅰ軸：n1=n電機/i帶=267r/min Ⅱ軸：n2= n1/ i齒=67r/min
滾筒：n滾= n2=67r/min 電機: n=960r/min(2)計算各軸對齒輪的輸入功率
Ⅰ軸： P1=P0?帶=4.6kw
Ⅱ軸: P2= P12?軸承2?齒輪=4.4kw 滾筒軸：P筒= P22?軸承2?聯軸器=4.06kw
電機：P電=5.5kw
(3)轉矩的確定：
M電=95502P0/n=47.56N2m
M1=95502P1/ n1=159.17N2m M2=95502P2/ n2=627.16N2m M筒=95502P筒/ n滾=598.66N2m
4、傳動系數參數表
功率P（kw）
電動機 Ⅰ軸 Ⅱ軸 滾筒
轉速n轉矩M
（r/min）960 267 67 67
（N2m）47.56 159.17 627.16 598.66 5.5 4.6 4.4 4.06
設計者：尤佳
P08機制三班 八組
三．帶輪結構的設計（要求：兩班制工作，載荷輕微沖擊，環境最高溫度35℃）(1)確定計算功率Pc 根據給定的工作條件，由表查得：工作情況系數Ka=1.2，故
Pc=Ka2P=1.235.5kw=6.6kw(2)選擇v帶截面型號
按Pc=6.6kw和n=960r/min.查表選擇A型V帶（3）確定帶輪基準直徑
根據V帶型號查表12-10，并參考圖12-7，選擇dd1=100mm>ddmin(小輪直徑)，由dd2=idd1，計算從動輪直徑（大輪）dd2=3.63100mm=360mm 由表12-10選取最接近的標準直徑為：dd2=355㎜(4)驗算帶速V V帶的傳動速度：v=πdd1n/6031000=5.024m/s 即帶速v在5—25m/s范圍之內，所以帶速適宜(5)確定中心距a和帶的基準長度Ld 初步選擇中心距a0，即 0.7（dd1+dd2）≤2（dd1+dd2）
318.5≤a0≤910
初定中心距a0=700，計算帶的基準長度Ld0，即 Ld0=2a0+π/2(dd1+dd2)+(dd2－dd1)2/4a0 =2137.14㎜
由表12-2選取接近的基準長度Ld=2240㎜，因此帶傳動的實際中心距a為
A≈a0+（Ld+ Ld0）/2=751.0㎜
安裝時應保證的最小中心距amin、調整時的最大中心距amax分別為
amin=a－0.015Ld=717.4㎜ amax=a+0.03Ld=818.2㎜（6）驗算小帶輪包角α
α=180°－(dd2－dd1)/a357.3°=160.5°
即符合一般要求α>120°,所以合格（7）確定帶的根數Z 查表12-5得其基本額定功率P1=1.14kw,查表12-6的額定功率增量△P1=0.15kw,查表12-7得包角系數Ka=0.952，查表12-8得長度系數Kl=1.06，則 Z=Pc/(P1+△P1)KaKl=5.07 取V帶的根數Z=5（8）確定初拉力F0
查表12-1得A型V帶q=0.10kg/m，計算確定帶傳動的初拉力為
F0=5002Pc/VZ(2.5－Ka/Ka)＋qv2=216.13N(9)計算作用于帶輪上的壓力為 FQ=2F0Zsinα/2=2130.1N
(10)帶輪的結構設計
帶輪的材料：鑄鐵（HT200）
帶輪的結構
（大輪）
（小輪）
大輪參數：
基準線上槽深：Ha=2.75㎜ 基準線下槽深：Hf=11.0㎜
槽間距：e=15±0.3 外徑：da=dd2＋2Ha=340.5㎜
最小輪緣厚：§=6㎜ 帶輪寬：B=（Z-1）e＋2f=79.2㎜
基準寬度：bd=11.0㎜ 輪槽角：Φ=38°
第一槽對稱面至端面的最小距離：f=9㎜ 小輪參數：
基準線上槽深：Ha=2.75㎜ 基準線下槽深：Hf=11.0
㎜
槽間距：e=15±0.3 外徑：da=dd1＋2Ha=105.5㎜
最小輪緣厚：§=6㎜ 帶輪寬：B=（Z-1）e＋2f=79.2㎜
基準寬度：bd=11.0㎜ 輪槽角：Φ=34°
第一槽對稱面至端面的最小距離：f=9㎜
設計者：張玉庫
P08機制三班 八組
四、齒輪的設計（n
?=267r/min n??=67r/min）
(1)選擇材料，熱處理，精度和齒數。
由材料表格比較選擇:小齒輪選擇材料為40Cr鋼
硬度241~280HBS 抗拉強度SB=9選擇z270~550 正火處理，硬度140~176HBS, 抗拉強度500MPa 屈服強度S=300MPa 取z1=25 因為i=4 所以z2=25*4=100 可以求得實際從動軸轉速n1=6
實際傳動比v=4.05
調制處理。屈服強度S=800MPa;大齒輪材料
轉速相對誤差=n?n67?66==1.5%?5%。n67（2）齒輪幾何尺寸計算
齒頂高：ha=ha**m=4*1=4mm 齒根高：hf=(ha*+c*)=(1+0.25)*4=5mm 全齒高：h=(2ha*+c*)=(2+0.25)*4=9mm 分度圓直徑：d1=mz1
齒頂圓直徑：=4*25=100mm.d2=mz2=4*100=400 齒根圓直徑:d
a1= d1+2h
a=m(z1+2ha)=102mm
d
a1=
m(z1+2ha)=402mm 基圓直徑:db1=dcosa=93.97mm.:db2=375.88mm 齒距：p=πm=12.57.齒厚s=πm/2=6.28 齒槽寬：c=πn/2=6.28 頂隙 e=1 按齒面接觸疲勞強度設計：
接觸疲勞強度設計計算公式：d=32000kT1/?d?u?1/u(ZhZeZ?/???h)
2T1=95502P1/n1=159.17N2m 查齒輪系數：13—10，由于軟齒面齒輪對稱安裝取?=1.2 查表的：k=1.5,取標準齒輪：?=20?,ZH=2.5,Z?=0.9 ZE=188，由圖可以查得:6Hmin=800MPa,6Hmin=350MPa,5Hmin=1。齒輪接觸許用應力:【6H】=
6Hmin 5Hmin小齒輪應力循壞次數：N1=60326731353360316=4.613108
大齒輪應力循環次數：N2=6036731353360316=1.153108 可以取為：由于均為軟齒面故：Zw=1
安全系數Sh=1 所以【6H】=即：d1=89㎜
所以可以取小齒輪寬度b1=115mm,大齒輪寬度：=106mm從而有m=d1/z1=4.6 取m=5mm,則
（3）校核彎曲疲勞強度
查圖13-22得：?Flim1?550MPa
?Flim2?110MPa 查表13-9得：SFmin=1
因此得兩齒輪的許用彎曲應力為
??F?1=550Mpa
??F?2=110Mpa 由表13-7得：這對齒輪齒形系數：YFs1=4.17
YFs2=3.90 由齒根彎曲疲勞強度條件式得：
?F1=2000kT1/bm2z12YFS1=35.24Mpa ?F2=2000kT1/bm2z12YFS2=32.96Mpa ?F1<550=??F?1
?F2<110=??F?2 說明該對齒輪的齒根彎曲疲勞強度足夠
（4）驗算圓周速度
V=πd1n1/6031000=1.24m/s 屬于中低速，符合7級精度
設計者：張玉庫 P08機制三班 八組
800*1*1350*1*1=800MPa。【6H】==350MPa。11
五．軸的選擇
Ⅰ軸的設計
1.軸的材料：45號鋼。熱處理方式：調質 2.估算軸Ⅱ的直徑：C=118—107
取110 初選軸的直徑：d≧c33p/n d=110334.6/267=28.4102
由表查得d=28 3.初定軸的結構尺寸：
軸的主要結構尺寸
徑向尺確定原則 寸 d1
軸向尺確定原則 寸
初算軸徑，根據聯軸器選擇l1 標準
d2 d3 d4 d2=d1+(0.07－0.1)d1 d3= d2+(1～2)d4= d3+(1～2)
l2 l6
l4=B-(2–3)根據軸承寬度確定 根據聯軸器尺寸標準
齒輪至H=10～15 箱體內的距離
d5 d5=d2+(0.07-0.1)d4 箱體上C=?+C1+C2+(5-10)軸承座
寬度C d6 d6= d5
鍵槽寬h
根據軸的直徑查閱 鍵槽深t
手冊
鍵長L
L=0.85L，L為鍵槽部分軸段長度 由上可計算： 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.強度計算
P1=4.60KW
n=267r/min
設計者：張亞龍
P08機制三班 八組
Ⅱ軸的選擇
1.軸材料：45號鋼
熱處理方式：調質
2.估算軸Ⅱ的直徑：按軸的扭轉強度初算直徑，查《機械技術基礎》P256表16-2得C=118～107
初選軸的直徑：d≧c33p/n
所以dⅡ1 =（118～107）34.4/67 =（42.8～47.6）
考慮軸上有一鍵槽，軸徑再增大5﹪，則dⅡ1=
軸頭上安轉聯軸器，選取凸圓聯軸器（d=40～160）選取標準值dⅡ=45 3.初定軸的結構尺寸：
軸的主要結構尺寸
徑向尺確定原則 寸 d1 初算軸徑，根據聯軸器選擇標準直徑
d2 便于聯軸器軸向固定d2=d1+(0.07－0.1)dⅡ1
d3 滿足軸承內徑系列，以便于軸承安裝d3= d2+(1～2)
d4 便于齒輪安裝d4= d3+(1～2)
軸向尺寸
l1 l2 l6 齒輪至箱體內的距
確定原則 根據聯軸器尺寸標準
略短于齒輪寬度 l4=B-(2–3)
根據軸承寬度確定
留有一定間隔防止干涉H=10～15
離H d5 便于齒輪軸向固定箱體考慮箱體壁厚?箱體連接螺栓的裝拆d5=d2+(0.07-0.1)d4
上軸C=?+C1+C2+(5-10)承座寬度c d6 同一軸上的兩軸 聯軸承型號相同d6= d5
器至軸承蓋距離K 鍵槽h 依據軸徑
l2
鍵槽t 查手冊
l3
鍵長L L=0.85L，L為鍵槽部l5 分的軸
據以上原則
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 當齒輪箱體，軸承，軸承蓋，聯軸器位置確定以后即可確定
5.軸的強度計算
PⅡ=3.71KW n2=74r/min T=627.16N?mm
設計者：張玉明
P08機制三班 八組
六、聯軸器
1、聯軸器的材料：
材料：45號鋼
聯軸器Ⅰ：聯結大帶輪和減速器小齒輪軸 聯軸器Ⅱ：聯結減速器大齒輪和滾筒軸
2、聯軸器參數選擇
Ⅰ軸：直徑28㎜ 轉矩:159.17N2m 套筒外徑：D0=45㎜ 套筒長度：L1=80㎜
銷或緊定螺釘至套筒端面距離：L=20㎜
緊定螺釘直徑：d1=M8332平鍵：8332 Ⅱ軸：直徑45㎜ 轉矩:627.16N2m 套筒外徑：D0=70㎜ 套筒長度：L2=140㎜
銷或緊定螺釘至套筒端面距離：L=35㎜
緊定螺釘直徑：d1=M10320平鍵：14360
3、聯軸器結構圖
（鍵聯結）
（銷聯結）
七、參考文獻（1）機械制造基礎
(2)機械技術基礎
（3）機械設計手冊
（4）機械設計指導書
（5）機械零件設計手冊
設計者：王波機制三班
八組
第二篇：三環減速器設計說明書
一． 三環式變速傳動設計介紹
我們所設計的三環減速器是一種新型通用的減速裝置，是屬于K-H型少齒差行星齒輪傳動中外置偏心軸形式的一種。本發明提供了一種減速(或增速)傳動裝置，本發明專利獨創了“平行軸——動軸”傳動機構，其產品由一根低速軸、二根高速軸和三片傳動環板構成。兩根高速軸保持三片環板呈 120°相位差作平面運動，并與低速軸上的齒輪內接，通過多對齒與齒或針銷與齒相嚙合，形成大的傳動比，同時能經受較高的荷載與過載。該專利的通用產品，簡稱三環減速器，同現有的減速器相比，比相同承載能力的普通多級圓柱齒輪減速器的體積小1／3～1／2；質量輕1／2～1／3；比相同體積的擺絲針輪減速器的承載能力多50%；比相同功率蝸桿減速器效率高10～35%；比硬齒面減速器造價低50%以上。此種減速器是節材、節能的新型通用減速器，其構造原理正確，結構新穎。該裝置采用“平行軸”——動軸”傳動，兼有二者的主要優點，具有承載能力高、傳動比大、體積小、質量輕、效率高、運轉平衡、可以由幾個軸端同 時傳遞動力等優點。
該型減速器的基本型構造組成如下圖所示，其中兩根互相平行且各具三個偏心的高速軸1為輸人軸，動力通過其中任一軸或兩軸同時傳輸，三片傳動內齒圈2通過轉臂軸承6裝在兩根高速軸上，一根帶齒的低速軸3(輸出軸)與高速軸平行，各軸均通過軸承4支承在機體5上，內齒圈與低速軸的外齒嚙合運動，形成大傳動比。三片內齒圈同時與低速軸嚙合，嚙合的瞬時相位差呈120度角。高速軸與低速軸的回轉方向相反。
二．傳動原理
其基本型主要由一根低速軸，二根高速軸，和三片傳動環板構成。各軸均平行配置。相同的兩根高速軸帶動三片傳動環板呈120相位差作平面運動，傳動環板內圓與低速軸的外圓內接，通過齒與齒或針銷與齒相嚙合，形成大傳動比。各軸的軸端可以單獨或同時傳輸動力。該傳動裝置因采取簡巧獨特的“平行軸-動軸”三環式傳動原理，基本構件的運動和受力均衡，又充分地運用了功率分流和多齒內嚙合，故具有外形小，傳動比大，承載能力強、過載性能好，效率高，運轉平穩及多軸端傳輸動力，制造與維修簡便等優點。
0三環減速器基本型的工作原理如圖所示，由一根具有外齒輪套接的低速軸
1、二根由三個互呈120度偏心的高速軸2和三片具有內齒輪的環板3組成。減速時，高速軸2作為輸入軸，帶動環板3上的內齒輪做平面運動，靠內齒輪與低速軸1上的齒輪嚙合實現大速比。齒型一般為漸開線齒型，各輸入軸的軸端可單獨或同時輸入動力。如要求增速，則軸1（外齒輪軸）作輸入軸，軸2作輸出軸。其傳動比的計算公式為：
i＝-z2／(z2-z1)式中 zl——外齒輪齒數； z2——內齒輪齒數；
負號表示回轉方向相反，三片內齒圈類似于3個行星輪，因由外齒輪直接輸出，故沒有一般行星齒輪傳動的行星架或少齒差傳動的輸出機構，簡化了機構，卻仍保留了同軸線動軸傳動減速器的傳動比大和結構緊揍的特點。
如圖，中間是節圓直徑為dl的外齒輪，軸線是固定的，外齒輪只能繞ol抽回轉，與外齒輪嚙合的是節圓直徑為d2的內齒環，內齒環用滾動軸承裝在兩根倔心軸上，兩根偏心軸的軸線在o2和o3兩點，兩軸的偏心距相同為r2＝d3／2，偏心的方向也相同，內齒環和兩根偏心軸組成平行四連桿機構如圖，當偏心軸回轉時內齒環作平動，齒環上任何一點都有相同的軌跡和速度，內外齒輪直徑與偏心距之間有下列關系： d3＝d2一d1
但外置偏心軸少齒差行星傳動，各參致限制條件較多，計算極為復雜，如果參數選擇不當，不能滿足全部的限制條件，就會發生種種干涉現象，導致三環減速器質量差、壽命短。為了保證內嚙合傳動的強度和正確嚙合，避免內齒輪副干涉，必須通過大量計算、比較來選擇得到最佳的方案。
ηa－三環減速器的嚙合效率 ηa=1/(1+|(1-i)|(1-ηg))ηg---定軸輪系漸開線少齒差內齒輪副的嚙合效率 ηg=1-πfg(1/z1-1/z2)(ε2f+ε2a+1-εf –εα)取fg=0.05, 嚙入重合度εf=z2(tg a’-tg a2)/(2π)嚙入重合度εf=z1(tg a1-tg a’)/(2π)
三． 結構原理及特點
N型內齒行星齒輪傳動的基本結構及傳動原理
漸開線少齒差行星齒輪傳動按傳動形式可分為N型（KH型）和NN型（2KH雙內嚙合型）兩類，N型內齒行星齒輪傳動的基本結構形式之一——三環減速器，如圖1所示:兩根互相平行且各具有3個偏心軸頸的高速軸3，動力通過其中任一軸或兩軸同時傳輸，3個傳動內齒輪1通過軸承2裝在軸上，外齒輪7的軸4為低速軸，其軸線與高速軸3的軸線平行，低速軸通過軸承5支承在機架6上，3個內齒輪1與外齒輪7嚙合，嚙合瞬時相位差呈120°。其傳動原理為輸入軸旋轉時，行星輪(內齒輪1)不是作擺線運動，而是通過一雙曲柄機構(具有偏心軸頸的高速軸)引導作圓周平動。圖 1
四． 設計約束條件
1、內齒輪頂圓應大于基圓
2、齒頂不變尖
3、內外齒圈不產生過渡曲線干涉
4、切制內齒圈不產生頂切現象
5、內嚙合齒輪副的置合度約束條件
6、不發生齒廓重疊干涉的約束條件（下頁圖）
7、齒輪模數的約束條件：
按模數標準系列取值(從數據庫中選取)。
8、強度約束條件：在三環減速器少齒差行星傳動中，由于內齒田與低速釉的外齒為內接觸，其兩齒康的曲率中心在同一方向，而且兩曲率半徑相差甚小，因此相互的接觸面積大，接觸應力較小。所以，對于三環減速器，其主要的失效形式一股為輪齒折斷和轉臂軸承的疲勞破壞，而不會產生齒面點蝕破壞，故在此僅需進行齒根彎曲強度計算和轉臂軸承壽命計算，不需要驗算其齒面接觸強度。
五． 單軸輸入時的受力分析
三片內齒圈在嚙合過程中相位差僅為120度角，在一周范圍內其受力情況是完全一樣的，故只分析其中的一片即可。取單片內齒圈為隔離，其受力如圖2.A軸為輸入軸，任意轉角為ψ時，A軸通過轉臂軸傳遞給內齒圈的力有FAr，FAt，B軸通過轉臂軸承傳給內齒圈的力只有FB，方向如圖2所示，伏在同國外齒輪傳給內齒圈的力FB，FB切于基圓，指向嚙合點，因內齒圓做勻速平動，根據平面物體的靜力平衡方程可列出：
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）從（3）式可解得：FB=(Fn/2sinψ)×[cos(ψ-α’)FB =(Fn/2sinψ)·[r b/ l-cos(ψ+α’)] 當 cosα’= r b/ l 時，在ψ=0點，FB、FAr為不定值。從上面 FA r、FB的表達式可以看出若Fn為常數，當ψ= 0 o（或360 o），180 o時，sinψ= 0，則FA r、FB趨于無窮大，此時不能傳遞力距。因而單向內齒圈 在一周范圍內由外齒輪傳遞給它的力Fn也是變化的。只有當sinψ趨于零，Fn也趨于零時，才有可能使FA r、FB在ψ= 0 o（或360 o），180 o時取得某一定值。而判斷這些特殊點的極值是否存在桌需求出FA r、FB即可。
六． 設計計算
這種三環減速器的原動機輸入轉速是1500r/min，額定功率是8.66kw,總傳動比是969。
分兩級傳動，按照級數系列選取： 一級傳動中：i1=17 二級傳動種：i2=57 1.一級傳動計算
（1）首先計算兩齒輪的齒數 按公式 Z1=I(Zb-Zg)=17×3=51 一級傳動采用三齒差行星齒輪傳動減速，有 Z2=Z1+3=51+3=54
‘又查表，按齒數差ZP=3，初選嚙合角α=32O,齒頂高系數ha=0.75, h*2=0.8（2）按此三環減速器的結構尺寸，選用d2=240,從而 m=d2z=24054=4.44 按標準模數系列，選=4.5(3)壓力角?=200（3）標準中心距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)精確計算嚙合角?'
?' =cos-1(a'=cos-1(a6.757.5cos?)cos200)=32.2504790 =32015’
(6)由計算法得 x1=-0.156 于是齒，根據無側隙嚙合方程可求得內齒輪的變位系數： 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)中心距分離系數 y=a?am'=7.5?6.754.5=0.166667(8)齒頂高變動系數
?y=X2-X1-Y=0.063166-(-0.156)-0.166667=0.052499(9)分度圓直徑 d1=mz1=4.5?51=229.5 d2=mz2=4.5?54=243(10)基圓直徑 db1=d1?cos?=229.5?cos200=215.6594565 取db1=215.659 db2=d2cos?=243·cos200=228.3453069 取db2=228.345(11)齒頂圓直徑 da1=d1+2m(h+x1)=229.5+9(0.75-0.156)
*a =234.846 da2=d2-2m(h-x2)=236.368
*a(12)齒頂壓力角 ?a1=cos-1da1=23.3212450=23019’
?a2= cosda2-
1db1db2=14.97090=14058’
12?(13)驗算重合度 ?=
[(z2-z1)tg?'+z1tg?a1-z2tgaa2] =1.502>1
(14)驗算齒廓不重疊干涉系數 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 由以上計算可知，所選參數完全符合要求(15)根據對三環減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.對于二級傳動采用一齒差減速（1）計算兩齒輪的齒數 按公式z1=i(zb-zg)=57?1=57 z2=z1+1=58 再查表,據齒數差zp=3初選嚙合角?'=530 齒頂高系數h=0.75 h=0.8 *a1*a2(2)據此三環減速器結構尺寸，選用d2=400 m=d2z2=6.按標準模數系列選取m=7(3)壓力角?=200(4)標準中心距a=中心距a=取a’=5.5(5)精確計算嚙合角?'
?'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)由計算法得 x1=-0.197 于是，根據無側隙嚙合方程可求得內齒輪的變位系數 x2=z2?z12tg?0’0(inv?'-inv?)+x1=58?57(inv5316-inv20)-0.102tg2097=0.346163(7)中心距分離系數 y=
a?am
21'
=
5.5?3.57=0.285714(8)齒頂高變動系數 ?y=x-x-y=0.346163+0.197-0.285714
=0.257449(9)分度圓直徑 d1=mz1=7·57=399 d2=mz2=7·58=406(10)基圓直徑 db1=d1cos?=399·cos200=374.9373557=374.937 db2
=d2cos?=406·cos200=381.515204=381.515
a1(11)齒頂圓直徑 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)齒頂壓力角 ? ?=cosa2a1= cos
’
db1da1=22049‘
-1da1=1719 db10(13)驗證重合度
? =12?[(z2-z1)tg?'+z1tg?a1-z2tgaa2] =1.15＞1（14）驗算齒廓不重迭干涉系數 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 由以上計算得知，所選各參數完全符合要求（15）根據我們對三環減速器效率分析表查得 當zp=1 ?'=53.270時
?a =0.97745 ?b=0.9601 ?=?a?b=0.97745×0.9601=0.9384(16)確定各零件尺寸
1）選42CrMo調質處理，查表得
?b=750Mpa [?b]-1=75Mpa 2)按扭轉強度初選軸的最小直徑查表得 A=95 d≥A3pn=168.64 取d1=170mm 由于d2要裝外齒輪并且要裝滾動軸承 d2=180mm d3=200mm 3．校核計算
一級傳動
1選定齒輪傳動類型.精度等級.材料.熱處理方式.確定需用應力。
此傳動選用直齒圓柱齒輪傳動，材料選用45鋼，利用調質熱處理方式。擦《機械設計基礎》（張建中編）（簡稱（機基））表7-7 ?B=647MPa ?S=373Mpa HBS=229—286 由表7-9按7級精度制造
查圖7-34（a）知?Flim=1600Mpa ?Hlim=850Mpa 取一般可靠度SH.SF為1 故 ［?H］=［?F］=?HlimSH=850Mpa =1600Mpa ?FlimSF2校核齒面接觸疲勞強度 m?32KT1?dz[?F]21YFSY?
確定公式內的各計算數值
1）Z1=51 Z2=54 ?d=0.7(表7-13)2）T1=48.01KN.m 3）計算載荷系數K KA=1(表7-10)出故V=1m/s V’
’
Z1100 =1*
51100=0.51 KV=1.15(圖7-28(a))?a =[1.88-3.2（1Z1+
1Z2)]cos? =[1.88-3.2（151?154)]*1=1.76 K?=0.9 查（圖7-29）K?=1.12查（圖7-30）
K=KAKVK?K?=1*1.15*0.9*1.12=1.16 4)查取復合齒形系數YFS YFS1=3.85 Y
FS2=3.5 查（圖7-32）并進行比較
YFS2[?F5）算大小齒輪的YFS1[?FYFS[?F]]1=3.851600?0.0024?]2?3.516000.0022
6)計算重合度系數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 幾何尺寸計算
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 角和齒面接觸疲勞強度 ?H?ZEZHZ?2KT1(??1)bd1?2
ZE=189.8MPa(表7-11)ZH=1.5(圖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 接觸疲勞強度足夠
二級傳動
1選擇齒輪傳動類型、精度等級、材料、熱處理方式、確定需要應力。
直齒圓柱齒輪傳動
此減速器的功率中等,可以大小齒輪都選用硬齒面。選大小齒輪的材料均為45鋼滲碳淬火，硬度為56-62HRC齒輪按8級精度制造
?Hlim=900Mpa ?Flim=650Mpa SH=1.6 SH=1 YX=(圖7-35)故[?H]=?HlimSH=8001=900Mpa [?F]=?FlimSF=6501=650Mpa 2按輪齒彎曲疲勞強度設 按式（7-39）計算齒輪的模數 m?32KT1?dZ1[?F]12YFS1Y?
確定公式內的各計算數值 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 <
YFS2[?]F2=
3.98650=0.001 6> 計算Y? Y?=0.25+0.75=0.25+??0.751.76=0.676 7> 設計計算 m?32KT1?dZ[?F]121YFS1Y?=8.46 取
m=8 3 幾何尺寸計算 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 校核接觸疲勞強度
?H?ZEZHZ?2KT1(??1)bd1?MPa2
ZE=189.84??a3(表7-11)ZH=3(圖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 接觸疲勞強度足夠 七． 效率分析及計算
現在來分析三環減速器的效率，三環減速器的效率主要有兩部分組成，即嚙合效率及轉臂軸承的效率。因三環減速器的嚙合效率同一般少齒差行星傳動的嚙合效率完全一樣，在此就不再贅述。主要分析轉臂軸承的效率。
1、轉臂軸承的效率分析
三連減速器的內齒圈每片通過兩個轉臂軸承與輸入軸相連，用偏心套形成轉臂，三片的效率是完全一樣的，設A軸承受力FA=C1·Famax.B軸承受力 FB=C2·Fbmax，由于轉臂軸承只隨轉軸作偏心運動，本身不自轉，即轉臂軸承的轉速即為輸入軸的轉速為ω1，設軸承內徑為r，滾動磨擦系數為f,因摩擦而損耗的功率：
九． 設計總結
一、國內外內平動齒輪減速器的現狀
1.國外減速器現狀 齒輪減速器在各行各業中十分廣泛地使用著，是一種不可缺少的機械傳動裝置。當前減速器普遍存在著體積大、重量大，或者傳動比大而機械效率過低的問題。國外的減速器，以德國、丹麥和日本處于領先地位，特別在材料和制造工藝方面占據優勢，減速器工作可靠性好，使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主，體積和重量問題，也未解決好。最近報導，日本住友重工研制的FA型高精度減速器，美國Alan-Newton公司研制的X-Y式減速器，在傳動原理和結構上與本項目類似或相近，都為目前先進的齒輪減速器。當今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發展。因此，除了不斷改進材料品質、提高工藝水平外，還在傳動原理和傳動結構上深入探討和創新，平動齒輪傳動原理的出現就是一例。減速器與電動機的連體結構，也是大力開拓的形式，并已生產多種結構形式和多種功率型號的產品。目前，超小型的減速器的研究成果尚不明顯。在醫療、生物工程、機器人等領域中，微型發動機已基本研制成功，美國和荷蘭近期研制的分子發動機的尺寸在納米級范圍，如能輔以納米級的減速器，則應用前景遠大。2.國內減速器現狀 國內的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主，但普遍存在著功率與重量比小，或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外，材料品質和工藝水平上還有許多弱點，特別是大型的減速器問題更突出，使用壽命不長。國內使用的大型減速器（500kw以上），多從國外（如丹麥、德國等）進口，花去不少的外匯。60年代開始生產的少齒差傳動、擺線針輪傳動、諧波傳動等減速器具有傳動比大，體積小、機械效率高等優點。但受其傳動的理論的限制，不能傳遞過大的功率，功率一般都要小于40kw。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質方面沒有突破，因此，沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。90年代初期，國內出現的三環（齒輪）減速器，是一種外平動齒輪傳動的減速器，它可實現較大的傳動比，傳遞載荷的能力也大。它的體積和重量都比定軸齒輪減速器輕，結構簡單，效率亦高。由于該減速器的三軸平行結構，故使功率/體積（或重量）比值仍小。且其輸入軸與輸出軸不在同一軸線上，這在使用上有許多不便。北京理工大學研制成功的“內平動齒輪減速器”不僅具有三環減速器的優點外，還有著大的功率/重量（或體積）比值，以及輸入軸和輸出軸在同一軸線上的優點，處于國內領先地位。國內有少數高等學校和廠礦企業對平動齒輪傳動中的某些原理做些研究工作，發表過一些研究論文，在利用擺線齒輪作平動減速器開展了一些工作。
二、平動齒輪減速器工作原理簡介平動齒輪減速器是指一對齒輪傳動中，一個齒輪在平動發生器的驅動下作平面平行運動，通過齒廓間的嚙合，驅動另一個齒輪作定軸減速轉動，實現減速傳動的作用。平動發生器可采用平行四邊形機構，或正弦機構或十字滑塊機構。本成果采用平行四邊形機構作為平動發生器。平動發生器可以是虛擬的采用平行四邊形機構，也可以是實體的采用平行四邊形機構。有實用價值的平動齒輪機構為內嚙合齒輪機構，因此又可以分為內齒輪作平動運動和外齒輪作平動運動兩種情況。外平動齒輪減速機構，其內齒輪作平動運動，驅動外齒輪并作減速轉動輸出。該機構亦稱三環（齒輪）減速器。由于內齒輪作平動，兩曲柄中心設置在內齒輪的齒圈外部，故其尺寸不緊湊，不能解決體積較大的問題。內平動齒輪減速，其外齒輪作平動運動，驅動內齒輪作減速轉動輸出。由于外齒輪作平動，兩曲柄中心能設置在外齒輪的齒圈內部，大大減少了機構整體尺寸。由于內平動齒輪機構傳動效率高、體積小、輸入輸出同軸線，故由廣泛的應用前景。
三、本項目的技術特點與關鍵技術
1.本項目的技術特點 本新型的“內平動齒輪減速器”與國內外已有的齒輪減速器相比較，有如下特點：
（1）傳動比范圍大，自I=10起，最大可達幾千。若制作成大傳動比的減速器，則更顯示出本減速器的優點。
（2）傳遞功率范圍大：并可與電動機聯成一體制造。
（3）結構簡單、體積小、重量輕。比現有的齒輪減速器減少1/3左右。（4）機械效率高。嚙合效率大于95%，整機效率在85%以上，且減速器的效率將不隨傳動比的增大而降低，這是別的許多減速器所不及的。（5）本減速器的輸入軸和輸出軸是在同一軸線上。
2.本項目的關鍵技術 由圖2可知，“內平動齒輪減速器”是由內齒輪Z2、外齒輪Z1和平行四邊形機構組合而成的。它的傳動原理是：電機輸入旋轉運動，外齒輪作平行移動，其圓心的運動軌跡是一個圓，與之嚙合的內齒輪則作定軸轉動。因為外齒輪作平行移動，所以稱謂平動齒輪機構。齒輪的平行移動需要有輔助機構幫助實現的，可采用（6~12副）銷軸、滾子作為虛擬輔助平動機構，也可以采用偏心軸作為實體輔助平動機構。內平動齒輪減速器的關鍵技術和關鍵工藝是組成平行四邊形構件的尺寸計算及其要求的加工精度、輪齒主要參數的選擇。這些因數都將影響傳動的能力和傳動的質量。總的說，組成本減速器的各零部件都要求有較高的精度，它們將決定著減速器的整體傳動質量。
3.本項目的概況 本項目已獲得中國實用新型專利，專利號：ZL95227767.0。本項目自1995年試制出第一臺樣機（功率2.5kW，傳動比I=32）后，陸續與一些廠礦合作，設計了下面幾種不同功率、不同傳動比的減速器。（1）電動推拉門用減速器，功率550W，傳動比I=26，與電機連成一體。（2）攪拌機用減速器，功率370W，傳動比I=17。（3）某軍品用的兩種減速器，一種功率370W，傳動比I=23.5；另一種功率370W，傳動比I=103的二級傳動減速器。（4）鋼廠大包回轉臺減速器，功率7.5kw，傳動比I=64。（5）鋼廠輥道減速器，功率7.5kw，傳動I=11。在本專利的基礎上，已研制出一種新型超大型減速器，功率可達1000kw，目前正在研制超小型（外型尺寸為毫米級）的微型減速器。
四、市場及效益分析
1.市場需求前景 同平動齒輪減速器由于體積小，重量輕，傳動效率高，將會節省可觀的原料和能源。因此，本減速器是一種節能型的機械傳動裝置，也是減速器的換代產品。本減速器可廣泛應用于機械，冶金、礦山、建筑、航空、軍事等領域。特別在需要較大減速比和較大功率的各種傳動中有巨大的市場和應用價值。
2.社會經濟效益 現有的各類減速器多存在著消耗材料和能源較多，對于大傳動比的減速器，該問題更為突出。而本新型減速器具有獨特的優點。由于減速裝置在各部門中使用廣泛，因此，人們都十分重視研究這個基礎部件。不論在減小體積、減輕重量、提高效率、改善工藝、延長使用壽命和提高承載能力以及降低成本等等方面，有所改進的話，都將會促進資源（包括人力、材料和動力）的節省。
可以預見，本新型減速器在國內外市場中的潛力是很大的，特別是我國超大型減速器（如水泥生產行業，冶金，礦山行業都需要超大型減速器）大多依靠進口，而本減速器的一個巨大優勢就是可以做超大型的減速器，完全可以填補國內市場的空白，并將具有較大的經濟效益和社會效益。
第三篇：減速器設計說明書樣式
減速器設計說明書樣式
二級齒輪減速器說明書 目 錄
設計任務書……………………………………………………1 傳動方案的擬定及說明………………………………………4 電動機的選擇…………………………………………………4 計算傳動裝置的運動和動力參數……………………………5 傳動件的設計計算……………………………………………5 軸的設計計算…………………………………………………8 滾動軸承的選擇及計算………………………………………14 鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16 連軸器的選擇…………………………………………………16 減速器附件的選擇……………………………………………17 潤滑與密封……………………………………………………18 設計小結………………………………………………………18 參考資料目錄…………………………………………………18 機械設計課程設計任務書
題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器 一． 總體布置簡圖
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器 二． 工作情況： 載荷平穩、單向旋轉 三． 原始數據
鼓輪的扭矩T（N?m）：850 鼓輪的直徑D（mm）：350 運輸帶速度V（m/s）：0.7 帶速允許偏差（％）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四． 設計內容
1.電動機的選擇與運動參數計算； 2.斜齒輪傳動設計計算 3.軸的設計 4.滾動軸承的選擇
5.鍵和連軸器的選擇與校核； 6.裝配圖、零件圖的繪制 7.設計計算說明書的編寫 五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張 2． 齒輪、軸零件圖各一張 3． 設計說明書一份 六． 設計進度
1、第一階段：總體計算和傳動件參數計算
2、第二階段：軸與軸系零件的設計
3、第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制
4、第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較復雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機的選擇
二、高速軸用聯軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由于聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）其主要參數如下： 材料HT200 公稱轉矩
軸孔直徑，軸孔長，裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）
三、第二個聯軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，計算轉矩為
所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）其主要參數如下： 材料HT200 公稱轉矩
軸孔直徑
軸孔長，裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）減速器附件的選擇 通氣器
由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器 選用游標尺M16 起吊裝置
采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞
選用外六角油塞及墊片M16×1.5 潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、滾動軸承的潤滑
由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
三、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。
四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。設計小結
由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的設備。參考資料目錄
[1]《機械設計課程設計》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編，1995年12月第一版； [2]《機械設計（第七版）》，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2001年7月第七版； [3]《簡明機械設計手冊》，同濟大學出版社，洪鐘德主編，2002年5月第一版； [4]《減速器選用手冊》，化學工業出版社，周明衡主編，2002年6月第一版； [5]《工程機械構造圖冊》，機械工業出版社，劉希平主編
[6]《機械制圖（第四版）》，高等教育出版社，劉朝儒，彭福蔭，高治一編，2001年8月第四版； [7]《互換性與技術測量（第四版）》，中國計量出版社，廖念釗，古瑩庵，莫雨松，李碩根，楊興駿編，2001年1月第四版。
第四篇：減速器的設計說明書解讀
減
速器的設計說明書
題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式圓柱齒輪減速器
II軸：
1．初步確定軸的最小直徑
d≥ ＝30mm 2．求作用在齒輪上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =175N
Fa1=Fttanβ=223N； Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N 3．軸的結構設計
1）擬定軸上零件的裝配方案
i.I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii.II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
iii.III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
iv.IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
v.V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
vi.VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1.I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
2.II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
3.III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。
4.IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5.V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。
6.VI-VIII長度為44mm。
4． 求軸上的載荷
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N 查得軸承30307的Y值為1.6
Fd1=443N
Fd2=189N 因為兩個齒輪旋向都是左旋。
故：
Fa1=638N
Fa2=189N 5．精確校核軸的疲勞強度
1）判斷危險截面
由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2）截面IV右側的
截面上的轉切應力為
由于軸選用40cr，調質處理。
a)綜合系數的計算
故有效應力集中系數為
查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸采用磨削加工，表面質量系數為，（[2]P40附圖3-4）
軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值為
b)碳鋼系數的確定
碳鋼的特性系數取為，c)安全系數的計算
軸的疲勞安全系數為
，故軸的選用安全。
3）軸承壽命的校核
鍵連接的選擇及校核計算
鍵寬b 鍵高h 8
鍵長L
22-110 由于鍵采用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。
4)連軸器的選擇
由于彈性聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它。
二、高速軸用聯軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由于聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數如下：
減速器附件的選擇
通氣器
d= M16×1.5
由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器
A200
JB/T 7941.4 選用游標尺M16
起吊裝置
采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 R=（1-1。2）d
e=(0.8-1)d 放油活塞
M18×1.5 選用外六角油塞及墊片
M16×1.5 潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、滾動軸承的潤滑
由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
三、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。
四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
設計小結
由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的設備。
第五篇：減速器的設計說明書
減
速器的設計說明書
題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
二． 工作情況：
載荷平穩、單向旋轉
三． 原始數據
帶輪的扭矩T（N?m）：鼓輪的直徑D（mm）：400 運輸帶速度V（m/s）：1.5 帶速允許偏差（％）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四． 設計內容
1.電動機的選擇與運動參數計算；
2.齒輪傳動設計計算
3.軸的設計
4.滾動軸承的選擇
5.鍵和連軸器的選擇與校核；
6.裝配圖、零件圖的繪制
7.設計計算說明書的編寫 一
選擇電動機 1
電動機結構類
按已知的工作要求和條件，選用Y型全封閉籠型三相異步電機。
2300
2選擇電動機功率
工作機所需的電動機至工作機之間的總功率為 ηw·η=η1·η2·η3·η4·η5·η6 式中:分別代表為帶傳動,齒輪傳動的軸承,齒輪傳動,聯軸器,卷筒軸的軸承及卷筒軸的效率.取η1=0.96η2=0.99η3=0.97η4=0.97η5=0.98η6=0.96則 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確定電動機轉速
卷筒軸的工作轉速
nw =60×1000v/∏D =60×1000×1．5/∏×400=71。6r/min 按推薦的合理傳動比范圍,取鏈傳動傳動比ⅰ=2—4,單級齒輪傳動傳動比ⅰ=3—5則合理總傳動比ⅰ=6—20故電動機轉速的可選范圍為
nd =ⅰ·nw=(6-20)×71.6 r/min=(42.9-1432)r/min 方案 型號
功率
同步轉速
滿載轉速
總傳動比
帶
Y160M1-8
5.5
750
720
10.05
3.5 2
Y132M2-6
5.5
1000
960
13.40
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸.重量以及帶傳動和減速器的傳動比,比較兩個方案.可知方案2比較合適
二
計算傳動裝置的運動和動力參數 1各軸轉速 Ⅰ軸
nⅠ==nm=960/3=320r/min Ⅱ軸
n2=n1/ⅰ1=320/4.46=72r/min 卷筒軸
nw=nⅡ=72r/min 2各軸輸出功率 Ⅰ軸
pⅠ=pd ●η0 1=4.15×0.96=3.91kw Ⅱ軸
pⅡ=pⅠ ●η1 2= pⅠ●η2●η3=3.9ⅹ0.99ⅹ0.97=3.74kw 卷筒軸
pw=pⅢ●η3 4= pⅢ ●η5·η6=3.74ⅹ0.99ⅹo.97=3.59kw 3各軸輸入轉距 Ⅰ軸
pⅠ=pd ●i0●η0 1=4.12×3×0.96=118.6n.m Ⅱ軸
pⅡ=pⅠ ●i1●η1 2= pⅠ●η2●η3=118.6×2×0.99ⅹ0.99ⅹ0.97=225.5n.m 卷筒軸
pw=pⅢ●i2●η3 4= pⅢ ●η5·η6=225.5ⅹ0.97ⅹo.97=212.17n.m
電動機軸
Ⅰ軸
Ⅱ軸
卷筒軸 轉速
960
320
輸入功率
4．15
3．9
3．74
3﹒59 輸入轉矩
41﹒2
118﹒6
225﹒5
212﹒17 傳動比
242 效率
0．96
0．97
0．96 二齒輪傳動設計計算
1． 選精度等級、材料及齒數
1）材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為45Cr（調質），硬度為220-250HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為170-210HBS，二者材料硬度差為40HBS。
2）精度等級選用8級精度；
3）試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝60的；
4）選取螺旋角。初選螺旋角β＝14° 2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算
按式（10—21）試算，即
dt≥
1）確定公式內的各計算數值
（1）試選Kt＝1.1（2）由圖10－30選取區域系數ZH＝2.433（3）由表10－7選取尺寬系數φd＝1
（4）由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62（5）由表10－6查得材料的彈性影響系數ZE＝189.8Mpa
（6）由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝560MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝530MPa；
（7）由式10－13計算應力循環次數
N1＝60n1jLh＝60×960×1×（240×5×25）＝1.65×10e9
N2＝N1/5＝5.47×10e8
（8）由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.92；KHN2＝1.04（9）計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.92×560MPa＝515﹒2MPa
[σH]2＝＝1.04×530MPa＝551﹒2MPa 2）計算
（1）試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥ = =75（2）計算圓周速度
v= = =0.68m/s（3）計算齒寬b及模數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）計算縱向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59（5）計算載荷系數K
已知載荷平穩，所以取KA=1
根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載系數KV=1.11；由表10—4查的KHβ的計算公式和直齒輪的相同，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。故載荷系數
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1= = mm=75mm（7）計算模數mn
mn = mm=3.74 3．按齒根彎曲強度設計
（1）計算載荷系數
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2）根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響系數 Yβ＝0。88
（3）計算當量齒數
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4）查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5）查取應力校正系數
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798
（6）計算[σF]
σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98
[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa
（7）計算大、小齒輪的 并加以比較
= =0.0126 = =0.01468
大齒輪的數值大。
2）設計計算
mn≥ =2.4
mn=2.5 4．幾何尺寸計算
1）計算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165 a =255.07mm
a圓整后取255mm
2）按圓整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55’50”
3）計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4）計算齒輪寬度
b=φdd1
b=85mm B1=90mm，B2=85mm
5）結構設計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。
軸的設計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
I軸：
1．作用在齒輪上的力
FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1）確定軸上零件的裝配方案
2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
d)由于聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
e)考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。
f)該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
g)該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標準化，定為40mm。
h)為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。
i)軸肩固定軸承，直徑為42mm。
j)該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2）各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
a)該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
b)該段為軸環，寬度不小于7mm，定為11mm。
c)該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
d)該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（采用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
e)該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。
f)該段由聯軸器孔長決定為42mm 4．按彎扭合成應力校核軸的強度
W=62748N.mm T=39400N.mm
45鋼的強度極限為，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。
II軸：
1．初步確定軸的最小直徑
d≥ ＝30mm 2．求作用在齒輪上的受力
Ft1= =899N
Fr1=Ft =175N
Fa1=Fttanβ=223N； Ft2=4494N
Fr2=1685N
Fa2=1115N 3．軸的結構設計
1）擬定軸上零件的裝配方案
i.I-II段軸用于安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii.II-III段軸肩用于固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
iii.III-IV段為小齒輪，外徑90mm。
iv.IV-V段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
v.V-VI段安裝大齒輪，直徑為40mm。
vi.VI-VIII段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1.I-II段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
2.II-III段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
3.III-IV段為小齒輪，長度就等于小齒輪寬度90mm。4.IV-V段用于隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5.V-VI段用于安裝大齒輪，長度略小于齒輪的寬度，為83mm。
6.VI-VIII長度為44mm。
4． 求軸上的載荷
Fr1=1418.5N
Fr2=603.5N 查得軸承30307的Y值為1.6
Fd1=443N
Fd2=189N 因為兩個齒輪旋向都是左旋。
故：
Fa1=638N
Fa2=189N 5．精確校核軸的疲勞強度
1）判斷危險截面
由于截面IV處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2）截面IV右側的
截面上的轉切應力為
由于軸選用40cr，調質處理。
a)綜合系數的計算
故有效應力集中系數為
查得尺寸系數為，扭轉尺寸系數為，（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸采用磨削加工，表面質量系數為，（[2]P40附圖3-4）
軸表面未經強化處理，即，則綜合系數值為
b)碳鋼系數的確定
碳鋼的特性系數取為，c)安全系數的計算
軸的疲勞安全系數為
，故軸的選用安全。
3）軸承壽命的校核
鍵連接的選擇及校核計算
鍵寬b 鍵高h 8
鍵長L
22-110 由于鍵采用靜聯接，沖擊輕微，所以許用擠壓應力為，所以上述鍵皆安全。
4)連軸器的選擇
由于彈性聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它。
二、高速軸用聯軸器的設計計算
由于裝置用于運輸機，原動機為電動機，所以工作情況系數為，計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器TL4（GB4323-84），但由于聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用TL5（GB4323-84）
其主要參數如下：
減速器附件的選擇
通氣器
d= M16×1.5
由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器
A200
JB/T 7941.4 選用游標尺M16
起吊裝置
采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 R=（1-1。2）d
e=(0.8-1)d 放油活塞
M18×1.5 選用外六角油塞及墊片
M16×1.5 潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、滾動軸承的潤滑
由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
三、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。
四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
設計小結
由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的設備。
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