一级减速器设计如何确保传动效率与结构稳定性？

一级减速器课程设计全攻略

设计任务与目标

设计任务： 设计一个用于带式输送机的一级圆柱齿轮减速器，已知条件通常包括：

• 输送带工作拉力 (F): 1500 ~ 3000 N
• 输送带工作速度 (v): 1.2 ~ 1.5 m/s
• 滚筒直径 (D): 250 ~ 350 mm
• 工作条件: 两班制，工作载荷平稳，单向旋转，预期使用寿命 ( 5年)，每年工作 ( 300天)。

设计目标：

• 确定总体方案: 选择电动机类型，确定传动比，分配各级传动比。
• 设计计算: 完成所有传动件（齿轮、轴、轴承、键等）的强度和寿命计算。
• 结构设计: 完成减速器箱体、附件等的设计。
• 图纸绘制: 绘制减速器装配图一张 (A0 或 A1)，零件图若干 (通常要求输出轴、齿轮、箱体等关键零件的 A2 或 A3 图纸)。
• 编写说明书: 撰写一份完整、规范的设计计算说明书。

设计步骤详解

传动方案的确定与运动学、动力学计算

1. 选择电动机:

   • 选择类型: 一般选用三相异步电动机 (Y系列)。
   • 计算所需功率:
     • 工作机功率: $P_w = F \cdot v$ (单位: kW)
     • 电动机所需功率: $P_d = \frac{Pw}{\eta{总}}$
     • 总效率 $\eta_{总}$: 考虑各级传动效率和轴承效率。
       • 一级齿轮传动效率 $\eta_{齿轮}$ ≈ 0.97 ~ 0.98
       • 一对滚动轴承效率 $\eta_{轴承}$ ≈ 0.99
       • 联轴器效率 $\eta_{联轴器}$ ≈ 0.99 (弹性套柱销联轴器)
       • 总效率 $\eta{总} = \eta{联轴器} \cdot \eta{轴承} \cdot \eta{齿轮} \cdot \eta{轴承} \cdot \eta{联轴器}$
   • 确定电动机转速:
     • 工作机转速: $n_w = \frac{60v}{\pi D}$ (单位: rpm)
     • 传动比范围: 一级圆柱齿轮减速器总传动比 $i{总} = i{齿轮} = 3 \sim 6$ (通常推荐 3~5，过大导致外廓尺寸大)。
     • 电动机同步转速可选 1500 rpm 或 1000 rpm，1500 rpm 的电动机尺寸小、价格低，但传动比可能需要较大，1000 rpm 的电动机传动比更容易满足，但尺寸大，通常优先选 1500 rpm。
   • 选定电动机型号: 根据计算出的 $P_d$ 和 $nw$，查阅《机械设计手册》或电动机样本，选择最接近的型号，记下其额定功率 $P{ed}$、满载转速 $n_m$。

2. 计算总传动比并分配:

   • 总传动比: $i_{总} = \frac{n_m}{n_w}$
   • 传动比分配: 对于一级减速器，总传动比即为齿轮传动比 $i = i_{总}$，为使大齿轮尺寸不至过大，通常取 $i \leq 5$。

3. 计算各轴转速、功率和转矩:

   
   • 高速轴 (I轴, 电机轴):
     • 转速: $n_1 = n_m$
     • 功率: $P_1 = Pd \cdot \eta{联轴器}$
     • 转矩: $T_1 = 9550 \cdot \frac{P_1}{n_1}$ (单位: N·m)
   • 低速轴 (II轴, 输出轴):
     • 转速: $n_2 = \frac{n_1}{i}$
     • 功率: $P_2 = P1 \cdot \eta{轴承} \cdot \eta_{齿轮}$
     • 转矩: $T_2 = 9550 \cdot \frac{P_2}{n_2}$ 或 $T_2 = T1 \cdot i \cdot \eta{齿轮} \cdot \eta_{轴承}$ (单位: N·m)

传动件的设计计算

1. 齿轮传动设计:

   • 选择材料: 考虑成本和性能，常用软齿面齿轮。
     • 小齿轮: 45钢，调质处理，硬度 217~255 HBS
     • 大齿轮: 45钢，正火处理，硬度 162~217 HBS
     • 或 40Cr 调质，20CrMnTi 渗碳淬火等 (硬齿面，用于要求高的场合)。
   • 按齿面接触疲劳强度设计: 求出小齿轮分度圆直径 $d_1$。
     • 设计公式: $d_1 \geq \sqrt[3]{\frac{2K_T_1(u+1)}{\phi_d u} \left( \frac{Z_E ZH Z\varepsilon}{[\sigma_H]} \right)^2}$
     • 参数确定:
       • $T_1$: 小齿轮转矩 (N·mm)
       • $u$: 齿数比, $u = z_2/z_1$
       • $\phi_d$: 齿宽系数，查表选取 (齿轮相对轴承对称布置时，$\phi_d = 0.8 \sim 1.4$)
       • $K$: 载荷系数，$K = K_A Kv K\alpha K_\beta$，初取 $K = 1.2 \sim 2.0$ (载荷平稳取小值)
       • $Z_E, ZH, Z\varepsilon$: 弹性系数、节点区域系数、重合度系数，查表。
       • $[\sigma_H]$: 许用接触应力, $[\sigmaH] = \frac{\sigma{Hlim} Z_N}{SH}$。$\sigma{Hlim}$ 为接触疲劳极限，查图；$Z_N$ 为寿命系数，计算应力循环次数 $N$ 后查图；$S_H$ 为安全系数，取 1.0~1.2。
   • 按齿根弯曲疲劳强度校核:
     • 校核公式: $\sigma_F = \frac{2K_T1 Y{Fa} Y{Sa} Y\varepsilon}{\phi_d d_1^2 m} \leq [\sigma_F]$
     • 参数确定:
       • $Y{Fa}, Y{Sa}$: 齿形系数、应力校正系数，根据齿数 $z$ 查表。
       • $[\sigma_F]$: 许用弯曲应力, $[\sigmaF] = \frac{\sigma{Flim} Y_N Y_X}{SF}$。$\sigma{Flim}$ 为弯曲疲劳极限，查图；$Y_N$ 为寿命系数；$Y_X$ 为尺寸系数；$S_F$ 为安全系数，取 1.25~1.5。
   • 几何尺寸计算: 确定模数 $m$ (取标准值)、齿数 $z_1, z_2$、分度圆直径 $d_1, d_2$、齿宽 $b_1, b_2$ ($b_2 = b$，$b_1 = b + (5 \sim 10)$ mm)。
     • 注意: 齿数 $z_1$ 一般取 20~40，避免根切。$z_2 = u \cdot z_1$，取整数，模数 $m$ 必须取标准值 (GB/T 1357-1987)。

2. 轴的设计:

   • 初估轴径: 按扭转强度估算最小轴径。

     公式: $d \geq C \sqrt[3

     

标签： 结构强度校核 热平衡设计