减速器说明说Word格式.docx
《减速器说明说Word格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《减速器说明说Word格式.docx（24页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
0.98×
0.97=1.4kw
P3=P2×
η34=1.4×
0.97=1.33kw
P4=P3×
η45=1.33×
0.99=1.29kw
3.各轴输入转距：
Td=9550×
Pd/nm=9550×
1.49/940=15.13N•m
T1=Td×
η01=15.13×
0.99=15N•m
T2=T1×
i1×
η12=15×
4.8×
0.97=68N•m
T3=T2×
i2×
η34=68×
3.44×
0.97=223N•m
T4=T3×
η45=223×
0.99=205N•m
运动和动力参数计算结果整理于下表：
轴号
功率P（Kw）
转矩T（N·
m）
转速n（r/min）
传动比i
效率η
电机轴
1.49
15.13
1.00
0.99
Ⅰ轴
1.48
15
4.8
0.95
Ⅱ轴
1.4
68
195.8
3.44
Ⅲ轴
1.33
223
56.9
0.97
卷筒轴
1.29
205
四．传动零件的设计计算
1．第一级斜齿圆柱齿轮的选择计算
（1）.选择材料、精度等级和蜗杆头数
材料：
小斜齿轮:
45钢，调质处理；
大斜齿轮：
45钢，正火；
精度等级：
初选取8级按GB/T10095.1-2008
初选齿数：
Z1=23，Z2=i1×
Z1=4.8×
23=110.4（111）
则传动比为u=Z2/Z1=111/23=4.83
（2）.按齿面接触疲劳强度进行设计计算
计算公式：
1）、确定载荷：
K=KA•Kα•KV•Kβ
中等振动KA=1.25
预估v2≤4m/s，取Kv=1.07
2）、取Φd=1β=15°
，εα=[1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）]cosβ=1.65
εβ=bsinβ/（π*mn）=Φd*Z1*tan15°
/π=1.96
ε=εβ+εα=1.96+1.65=3.61则Kα=1.45
3）、由于Φd=1，齿轮非对称布置轴的刚性大，则Kβ=1.18
则K=KA•Kα•KV•Kβ=1.25×
1.45×
1.07×
1.18=2.29
4）、作用在齿轮上的转距T1=1.5×
104N•mm
5）、查表得ZE=189.8√MPa,ZH=2.41
6）、Zβ=√cosβ=0.98
7）、Zε=√[（4-εα）×
（1-εβ）/3+εβ/εα]=0.66
8）、计算许用应力
查表得：
σHlim1=590MpaσHlim2=470Mpa
应力循环次数
N1=60njlh=60×
940×
1×
5×
300×
8=6.77×
108
N2=N1/u=6.77×
108/4.83=1.4×
KHN1=1.03KHN2=1.1
计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，则
[σH1]=KHN1σHlim1=1.03×
590MPa=607.7MPa
[σH2]=KHN2σHlim2=1.1×
470MPa=517MPa
[σH]=[σH2]=517MPa
根据接触应力设计尺寸：
d1≥3√[2kT1（u+1）（ZεZβZEZH/[σH]）2/（uΦd）]=30.05mm
9）、设计中心距a、模数mn
a≥d1（1+u）/2=30.05×
（1+4.83）/2=87.59则a=125mm
mn=（0.01~0.02）a=1.25~2.5则mn=2.5，由a=mn（Z1+Z2）/2cosβ
Z1+Z2=2acosβ/mn=2×
125×
cos15°
/2.5=96.6圆整为97
则Z1=（Z1+Z2）/（1+u）=97/（1+4.83）=16.6圆整为17
Z2=Z1+Z2-Z1=80
实际传动比u1=Z2/Z1=80/17=4.71
误差计算：
△=（u-u1）/u=（4.83-4.71）/4.83=2.4％
确定螺旋角β：
β=arcos[mn（Z1+Z2）/（2a）]=14°
4′12″
确定齿宽：
b2=Φdd1=1×
2.5×
23/cosβ=43.8mm（44mm）b1=b2+6=50mm
10）、校正分度圆直径：
a、齿轮的圆周速度：
v=πd1n1/60×
1000=π×
17×
940/（60×
1000×
cos14.07°
）=2.2m/s则Kv。
=1.04
b、验算重合度
εα=[1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）]cosβ=1.6
εβ=bsinβ/（π*mn）=Φd*Z1*tan15°
/π=1.36
ε=εβ+εα=2.96则Kα。
=1.41
所以d1≥30.053√[Kv。
Kα。
/（KvKα）]=29.49（符合要求）
（3）按弯曲疲劳强度校核
1）、载荷系数K=KA•Kα•KV•Kβ=1.25×
1.41×
1.04×
1.18=2.16
当量齿数Zv1=Z1/（cosβ）3=18.68（圆整19）
Zv2=Z2/（cosβ）3=87.91（圆整88）
查取齿形系数YFa1=2.8YFa2=2.23
查取应力修正系数YSa1=1.54YSa2=1.77
2）、查表可得许用弯曲应力
σFlim1=450MPaσFlim2=390MPa
由于N1=6.77×
108N2=1.4×
108则查表可得
KFN1=KFN2=1
[σF1]=KFN1σFlim1=450MPa[σF2]=KFN2σFlim2=390MPa
3）、重合度系数
Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.6=0.72
螺旋角系数
Yβ=1-εββ/120=1-1.36×
（14.07/120）=0.84
综上：
σF1=2×
2.16×
1.5×
104/（44×
2/cos14.07）×
2.8×
1.54×
0.72×
0.84=43.82MPa＜[σF1]
σF2=40.12MPa＜[σF2]
经检验所设计齿轮合格
2、第二级直齿圆柱齿轮选择设计
（1）.选择材料、精度等级和蜗杆头数
Z1=23，Z2=i2×
Z1=3.44×
23=79.12（79）
则传动比为u=Z2/Z1=79/23=3.43
（2）.按齿面接触疲劳强度进行设计计算
d1≥3√[2kT2（u+1）（ZεZEZH/[σH]）2/（uΦd）]
2）、取Φd=1β=0°
，εα=[1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）]cosβ=1.7
则Kα=1.25
1.25×
1.15×
1.18=2.12
4）、作用在齿轮上的转距T2=6.8×
5）、查表得ZE=189.8√MPa,ZH=2.5
6）、Zε=1
7）、计算许用应力
195.8×
8=1.4×
N2=N1/u=1.4×
108/3.43=0.4×
KHN1=1.06KHN2=1.23
[σH1]=KHN1σHlim1=1.06×
590MPa=625.4MPa
[σH2]=KHN2σHlim2=1.23×
470MPa=578MPa
[σH]=[σH2]=578MPa
d1≥3√[2kT2（u+1）（ZεZEZH/[σH]）2/（uΦd）]=63.1mm
8）、设计中心距a、模数m
a≥d1（1+u）/2=63.2×
（1+3.43）/2=139.8则a=150mm
m=（0.01~0.02）a=1.5~3则m=3，由a=m（Z1+Z2）/2
Z1+Z2=2a/m=2×
150/3=100
则Z1=（Z1+Z2）/（1+u）=100/（1+3.43）=22.59圆整为23
Z2=Z1+Z2-Z1=77
实际传动比u2=Z2/Z1=77/23=3.34
△=（u-u1）/u=（3.43-3.34）/3.43=2.6％（合格）
9）、校正分度圆直径：
3×
23×
195.8/（60×
1000）=0.7m/s则Kv。
=1.01
εα=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）=1.699=1.7（未变）
所以d1≥30.053√（Kv。
/Kv）=60.4（符合要求）
10）、b2=Φdd1=1×
23=69mmb1=b2+6=75mm
σF=2kTYFaYSaYε/（bd1m）
1.01×
1.18=1.86
查取齿形系数YFa1=2.55YFa2=2.23
查取应力修正系数YSa1=1.57YSa2=1.77
Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.7=0.69
1.86×
6.8×
104/（69×
3）×
2.55×
1.57×
0.69=48.9MPa＜[σF1]
σF2=48.2MPa＜[σF2]
经检验所设计齿轮合格
五、轴的设计与校核
1.高速轴
1）、轴的材料选用常用的45钢，调制处理
当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，
计算公式为：
轴有弯矩于是C取112，则：
d1≥112×
3√（1.48/940）=13mm
考虑到高速轴要与电机连接，则高速轴必须与联轴器连接，于是初选直径为d1=18mm。
则初步定轴的结构：
但是，由于齿轮设计完成，对于小斜齿轮：
da=mn（z1+2cosβ）/cosβ=48.81mm（圆整49mm）
d=mnz1/cosβ=43.81mm
df=mn（z1+2.5cosβ）/cosβ=37.56mm
对于锻造小齿轮，da≤200mm当X≤2.5mt（6mm）时，齿轮和轴做成一体。
其中，X为齿根到毂键槽顶面的距离。
显然，X≤6mm，则应做成齿轮轴。
轴的结构为：
装配方案：
左端端盖、左端轴承，依次从左至右安装；
联轴器、密封圈、右端端盖、右端轴承，依次从右向左安装。
轴的轴向尺寸：
此齿轮轴的齿轮、轴承、联轴器的安装部分的长度由齿轮、轴承、联轴器分别确定。
直径安排：
直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（3~8）mm，否则可取（1~2）mm。
轴承选用：
滚动轴承7206AC（30-62-16），a=18.7mm
联轴器选用：
LT2（YA18×
42/YA18×
42）
2）、高速轴受力图：
a）
竖直方向受力图：
b）
竖直方向弯矩图：
c）
水平方向受力图：
d）
水平方向弯矩图：
e）
合成弯矩图：
f）
扭矩图：
g）
A、齿轮轴斜齿部分的受力计算：
转矩T=T1=15000N·
mm
Ft=2T1/d=2×
15/0.04381=684.7N
Fr=Fttanαn/cosβ=684.7tan20/cos14.07=256.9N
Fa=Fttanβ=684.7tan14.07=171.6N
B、轴承支反力：
竖直面:
R1`=（121.3Fr+22Fa）/156.6=（121.3×
256.9+22×
171.6）/156.6=223N
R2`=（35.3Fr-22Fa）/156.6=（35.3×
256.9-22×
171.6）/156.6=33.9N
水平面：
R1=121.3Ft/156.6=121.3×
684.7/156.6=530.36N
R2=35.3Ft/156.6=35.3×
684.7/156.6=154.34N
C、画出齿轮轴受力图（图a），水平方向、竖直方向受力图（图d、b）及弯矩图（图e、c）、扭矩图（图g）、合成弯矩
图（图f）。
D、选择轴的材料为45钢调质，由《机械设计手册》查的：
σb=650MPa，σs=360MPa。
用插值法查表得：
[σ0b]=102.5MPa,[σ-1b]=60MPa,α=[σ-1b]/[σ0b]=0.59
则斜齿部分中间的最大当量弯矩是
MП=√[M2+（αT）]=22153.81MPa
E、校核轴径
d≥3√（MП/0.1[σ-1b]）=15mm＜37.56mm
经校核轴径尺寸合格。
2、中间轴
3√（1.4/195.8）=21.6mm
2）、初选d1=30mm初定轴的结构为
装配方案：
左端端盖、左端轴承、套筒、大斜齿轮，依次从左至右安装；
右端端盖、右端轴承、套筒、小直齿轮，依次从右至左安装。
3）、轴承选用:
滚动轴承7206AC（30-62-16），a=18.7mm
3、低速轴
3√（1.33/96.5）=27mm
2）、初选d1=35mm,初定轴结构
左端端盖、左端轴承、套筒、大直齿轮，依次从左至右安装；
联轴器、密封圈、右端端盖、右端轴承，依次从从右至左安装。
3）、轴承选用：
滚动轴承6109（45-75-16）
联轴器选用：
GYH4J1型/J1型
六、轴承的选择校核
1、轴承选择
轴承选用标准件，高速轴及中间轴选用滚动轴承7206AC（30-62-16），a=18.7mm；
低速轴选用滚动轴承6109
2、校核高速轴轴承
轴承采用X型安装，
a、计算轴承受力：
Fr1=√（R12+R1`2）=575.3N
Fr2=√（R22+R2`2）=158N
查表得轴承的基本额定动载荷Cr=22KN，基本额定静载荷为Cr0=14.2KN
由Fa/Cr0=0.012查表得：
e=0.38（插值法），所以：
左端轴承内部轴向力：
S1=eFr1=0.38×
575.3=218.6N
右端轴承内部轴向力：
S2=eFr2=0.38×
158=60.04N
则:
S2+Fa=60.04+171.6=231.64＞S1
所以，轴承1（左端）被压紧，轴承2（右端）被放松。
则:
轴承1的轴向力:
Fa1=Fa+S2=231.64N
轴承2的轴向力：
Fa2=S2=60.04N
b、轴承寿命校核
查表可得两轴承的径向系数X=0.72，轴向系数Y=2.39。
（Fa1/Fr1=0.4＞e，
Fa2/Fr2=0.38＞e）
减速器有轻微冲击选取载荷系数为fp=1，则:
轴承1的当量动载荷为：
P1=fp（XFr1+YFa1）=0.72×
575.3+2.39×
231.64=967.84N
轴承2的当量动载荷：
P2=fp（XFr2+YFa2）=0.72×
158+2.39×
60.04=257.26N
显然，P1＞P2轴承1寿命更短：
Lh10=106/（60n）（Cr/P）ε=106/（60×
940）（22000/967.84）3=2.08×
105h＞12000h
（五年一班）
经检验轴承的寿命符合要求。
c、轴承的极限转速的校核
对于轴承1：
P1/Cr=0.04＜0.1，查表可知：
nlim=13000rpm
查表取载荷系数f11=0.996，tanβ=Fa1/Fr1=231.64/575.3=0.4,则f21=1
f11f21nlim=0.996×
13000=12948rpm＞940rpm（合格）
七、键的选用与校核
1、低速轴键的选用
a、联轴器处轴径Φ35，选用圆头普通平键，配合选用正常联接：
A10×
8GB/T1095-2003
b、大直齿轮处轴径Φ47，选用圆头普通平键，配合选用正常联接：
A14×
9GB/T1095-2003
2、中间轴键的选用
小直齿轮处以及大斜齿轮处的轴径均为Φ32，键选用圆头普通平键，配合选用正常联接：
A10×
3、高速轴键的选用
联轴器处轴径为Φ18，键选用圆头普通平键，配合选用正常联接：
A6×
6GB/T1095-2003
4、高速轴键的校核
键采用静联接形式，则键校核的计算公式：
T=0.25hL’d[σp]
由于轴径Φ18键A6×
6×
35，材料选用45钢，由于有轻微冲击，则，
[σp]=100MPa
则键所能传递的转矩为：
T=0.25×
29×
18×
100=78.3N·
m＞15N·
m
经检验高速轴联轴器处键的强度符合要求。
八、减速器附件的选择
1、窥视孔盖窥视孔盖的规格为166×
136mm。
箱体上开窥
视孔处设有凸台7mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板材料为Q235A钢，用6个M4螺栓紧固。
2、通气器减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对
密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。
考虑到室外的工作环境，选用带金属滤网的通气器。
3、启盖螺钉在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃
或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。
其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。
4、定位销为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配
精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。
定位销的直径为d=8mm，长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以便于装卸。
5、吊环和吊耳为了便于拆卸和搬运，在箱盖上装有环首螺
钉或铸出吊环、吊耳，并在箱座上铸出吊耳。
6、油标尺油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定
之处。
先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。
油标尺应足够长，保证在油液中。
采用带有螺纹部分的杆式油标尺。
7、放油螺塞放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减
速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。
放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。
九、润滑和密封
1、润滑说明
因为是二级圆柱齿轮减速器，且齿轮的最大圆周转速大于2m/s而小于3m/s所以采用轴承采用油沟润滑，下机座的油沟在机体铸成后用圆柱铣刀铣出。
齿轮采用浸油润滑，润滑油采用50号机械油。
2、密封说明
在试运行过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。
剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。
轴伸处采用密封圈密封。
十、拆装和调整说明
在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。
当轴直径为30~50mm时，可取游隙为
。
在安装齿轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。
当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。
十一、减速箱体的附加说明
机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。
但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。
箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。
十二、设计心得
通过此次课程设计，我更加感觉到机械设计的综合性，以及对于设计者知识与能力的全面要求性。
当课程设计刚刚开始时，心中只是以为这次课设与以往一样，仅仅是对机械设计这一门课程的考核或者说是应用，但随着课程设计的进行，逐渐体会到这其中还有互换性、机械制图、机械原理等等跨科目、跨年级的知识的应用。
深深体会到大学中每一门课程都是很重要的，都是需要用心去学的
升级会员 