减速器说明说.docx

1、减速器说明说一电动机选择计算1原始数据运输带牵引力F=1524N运输带工作速度V=0.8m/s滚筒直径 D=0.27m2电动机型号选择运输带所需功率，取Pk =FV/1000=15240.8/1000=1.22kw取1=0.99（联轴器）,2=0.97（斜齿啮合） ,3=0.98（轴承）,4=0.96（卷筒效率）,则 a=12( 3)4 22 4=0.817电动机功率 Pd=Pk / a=1.49kw卷筒轮转速 nk =60V/D=600.8/（0.27）=56.9rpm二级圆柱齿轮减速器推荐传动比为i=840故电动机转速可选范围nd=in=（840）56.9=455.22276rpm符合这一

2、范围的同步转速为750、1000、1500r/min，综合考虑选电动机型号为Y112M-6，主要性能如下表：电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y112M-62.210009402.02.2二总传动比确定及各级传动比分配总传动比为 i= nm / nk =940/56.9=16.52齿轮传动比i1=(1.3-1.4) i2 取i2=3.44则i1=4.80三运动和动力参数的计算设输入轴为1轴，中间轴为2轴，输出轴轴为3轴,卷筒轴为4轴。1.各轴转速：n1=nm = 940rpmn2=nm / i1 =195.8rpmn3=nm / i2=56.9rpm2.各轴

3、输入功率：P1=Pd01=1.490.99=1.48kwP2=P102=1.480.980.97=1.4kwP3=P234=1.40.980.97=1.33kwP4=P345=1.330.980.99=1.29kw3.各轴输入转距：Td=9550Pd/nm=95501.49/940=15.13NmT1=Td01=15.130.99=15 NmT2=T1i112=154.80.980.97=68 NmT3=T2i234=683.440.980.97=223 NmT4=T345=2230.980.99=205 Nm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(Nm)转速n（r/min

4、)传动比i效率电机轴1.4915.139401.000.99轴1.48159404.80.95轴1.468195.83.440.95轴1.3322356.91.000.97卷筒轴1.2920556.9四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= i1Z1=4.823=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：

5、K=KAKKVK中等振动 KA=1.25预估v24m/s，取Kv=1.072）、取d=1 =15，=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos=1.65=bsin/（*mn）=d*Z1*tan15/=1.96=+=1.96+1.65=3.61则K=1.453）、由于d=1，齿轮非对称布置轴的刚性大，则K=1.18则K= KAKKVK=1.251.451.071.18=2.294）、作用在齿轮上的转距T1 =1.5104Nmm5）、查表得 ZE=189.8MPa ,ZH=2.416)、Z=cos=0.987）、Z=（4-）（1-）/3+/=0.668)、计算许用应力查表得：Hlim1=590M

6、pa Hlim2=470Mpa应力循环次数N1=60njlh=60940153008=6.77108N2=N1/u=6.77108/4.83=1.4108查表得：KHN1=1.03 KHN2=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H1= KHN1Hlim1=1.03590MPa=607.7MPaH2= KHN2Hlim2=1.1470MPa=517MPaH= H2= 517MPa根据接触应力设计尺寸： d132kT1(u+1)( ZZZE ZH/H )2/(ud)=30.05mm 9)、设计中心距a、模数mn ad1（1+u）/2=30.05（1+4.83）/2=87.

7、59 则a=125mm mn=（0.010.02）a=1.252.5 则mn=2.5，由a=mn（Z1+Z2）/2cos Z1+Z2=2acos/mn=2125cos15/2.5=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： =arcosmn（Z1+Z2）/(2a)=14412 确定齿宽： b2=dd1=12.523/cos=43.8mm （44mm） b1=b2+

8、6=50mm10）、校正分度圆直径： a、齿轮的圆周速度： v=d1n1/601000=2.517940/（601000cos14.07）=2.2m/s 则Kv。=1.04 b、验算重合度 =1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos=1.6 =bsin/（*mn）=d*Z1*tan15/=1.36=+=2.96 则K。=1.41所以d130.053Kv。K。/（KvK）=29.49（符合要求）（3）按弯曲疲劳强度校核1）、载荷系数K= KAKKVK=1.251.411.041.18=2.16当量齿数Zv1=Z1/（cos）3=18.68(圆整19)Zv2=Z2/（cos）3=87.91(圆

9、整88) 查取齿形系数YFa1=2.8 YFa2=2.23 查取应力修正系数YSa1=1.54 YSa2=1.772）、查表可得许用弯曲应力 Flim1=450MPa Flim2=390MPa 由于N1=6.77108 N2=1.4108 则查表可得 KFN1=KFN2=1 F1= KFN1Flim1=450MPa F2=KFN2Flim2=390MPa 3）、重合度系数 Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.6=0.72 螺旋角系数 Y=1-/120=1-1.36（14.07/120）=0.84 综上： F1=22.161.5104/（442.5172/cos14.07）2.81

10、.540.720.84=43.82MPaF1 F2=40.12 MPaF2 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 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= i2Z1=3.4423=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计算公式 ： d132kT2(u+1)( ZZE ZH/H )2/(ud)1）、确定载荷：K=KAKKVK中等振动 KA=1.25预估v24m/s，取Kv=

11、1.072）、取d=1 =0，=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos=1.7则K=1.253）、由于d=1，齿轮非对称布置轴的刚性大，则K=1.18则K= KAKKVK=1.251.251.151.18=2.124）、作用在齿轮上的转距T2 =6.8104Nmm5）、查表得 ZE=189.8MPa ,ZH=2.56）、Z=17)、计算许用应力查表得：Hlim1=590Mpa Hlim2=470Mpa应力循环次数N1=60njlh=60195.8153008=1.4108N2=N1/u=1.4108/3.43=0.4108查表得：KHN1=1.06 KHN2=1.23计算接触疲劳许用应力

12、取失效概率为1%，安全系数S=1，则H1= KHN1Hlim1=1.06590MPa=625.4MPaH2= KHN2Hlim2=1.23470MPa=578MPaH= H2= 578MPa根据接触应力设计尺寸：d132kT2(u+1)( ZZE ZH/H )2/(ud)=63.1mm8)、设计中心距a、模数m ad1（1+u）/2=63.2（1+3.43）/2=139.8 则a=150mm m=（0.010.02）a=1.53 则m=3，由a=m（Z1+Z2）/2 Z1+Z2=2a/m=2150/3=100 则Z1=(Z1+Z2)/(1+u)=100/(1+3.43)=22.59 圆整为23

13、 Z2=Z1+Z2-Z1=77 实际传动比u2= Z2 /Z1=77/23=3.34 误差计算： =（u- u1）/u=（3.43-3.34）/3.43=2.6（合格）9）、校正分度圆直径： a、齿轮的圆周速度： v=d1n1/601000=323195.8/（601000）=0.7m/s 则Kv。=1.01 b、验算重合度 =1.88-3.2(1/Z1+1/Z2) =1.699=1.7（未变） 所以d130.053（Kv。/Kv）=60.4（符合要求） 10）、b2=dd1=1323=69mm b1=b2+6=75mm（3）按弯曲疲劳强度校核 F=2kTYFaYSa Y/(bd1m)1）、载

14、荷系数K= KAKKVK=1.251.251.011.18=1.86 查取齿形系数YFa1=2.55 YFa2=2.23 查取应力修正系数YSa1=1.57 YSa2=1.772）、查表可得许用弯曲应力 Flim1=450MPa Flim2=390MPa 由于N1=6.77108 N2=1.4108 则查表可得 KFN1=KFN2=1 F1= KFN1Flim1=450MPa F2=KFN2Flim2=390MPa 3）、重合度系数 Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.7=0.69 综上： F1=21.866.8104/（693233）2.551.570.69=48.9MPaF1

15、 F2=48.2 MPaF2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：d1112 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+2cos)/cos=48.81mm(圆整49mm) d= mnz1/cos=43.81mm df= mn(z1+2.5cos)/cos

16、=37.56mm对于锻造小齿轮，da200mm当X2.5mt（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，X6mm，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（38）mm，否则可取（12）mm。 轴承选用：滚动轴承7206AC（30-62-16），a=18.7mm 联轴器选用：LT2(YA1842/YA1842)2）

17、、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=15000NmmFt=2T1/d=215/0.04381=684.7NFr=Ft tann/cos=684.7tan20/cos14.07=256.9NFa=Ft tan=684.7tan14.07=171.6NB、轴承支反力： 竖直面: R1=(121.3Fr+22Fa)/156.6=(121.3256.9+22171.6)/156.6=223N R2=(35.3Fr-22Fa)/156.6=(35.3256.9-221

18、71.6)/156.6=33.9N 水平面： R1=121.3Ft/156.6=121.3684.7/156.6=530.36N R2=35.3Ft/156.6=35.3684.7/156.6=154.34NC、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：b=650MPa，s=360MPa。用插值法查表得： 0b=102.5 MPa, -1b=60 MPa, =-1b/ 0b=0.59 则斜齿部分中间的最大当量弯矩是 M=M2+（T）=22153.81 MPaE、校核轴

19、径 d3（M/0.1-1b）=15mm37.56mm 经校核轴径尺寸合格。2、中间轴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：d1112 3（1.4/195.8）=21.6mm2）、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。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（38）mm，否则可取（12）mm。3）

20、、轴承选用: 滚动轴承7206AC（30-62-16），a=18.7mm3、低速轴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：d1112 3（1.33/96.5）=27mm2)、初选d1=35mm,初定轴结构 装配方案：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。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（38）mm，否则可取（12）mm。3)、轴承

21、选用：滚动轴承6109（45-75-16）联轴器选用：GYH4 J1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61092、校核高速轴轴承 轴承采用X型安装，a、计算轴承受力： Fr1=（R12+ R12）=575.3N Fr2=（R22+ R22）=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=e Fr1=0.38575.3=218.6N右端轴承内

22、部轴向力：S2=e Fr2=0.38158=60.04N 则: S2+Fa=60.04+171.6=231.64S1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=0.4e，Fa2/Fr2=0.38e) 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（X Fr1+Y Fa1）=0.72575.3+2.39231.64=967.84 N 轴承2的 当量动载荷： P

23、2=fp（X Fr2+Y Fa2）=0.72158+2.3960.04=257.26 N显然，P1P2轴承1寿命更短：Lh10=106/(60n)( Cr/P)=106/(60940)（22000/967.84）3=2.08105 h12000h （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=0.040.1，查表可知：nlim=13000rpm查表取载荷系数f11=0.996，tan= Fa1/ Fr1=231.64/575.3=0.4,则f21=1 f11f21nlim=0.996113000=12948rpm940rpm(合格) 七、键的选用与

24、校核 1、低速轴键的选用 a、联轴器处轴径35，选用圆头普通平键，配合选用正常联接：A108 GB/T 1095-2003 b、大直齿轮处轴径47，选用圆头普通平键，配合选用正常联接： A149 GB/T 1095-2003 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32，键选用圆头普通平键，配合选用正常联接： A108 GB/T 1095-2003 3、高速轴键的选用 联轴器处轴径为18，键选用圆头普通平键，配合选用正常联接： A66 GB/T 1095-2003 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=0.25hLdp 由于轴径18键A 6635，材料选

25、用45钢，由于有轻微冲击，则， p=100MPa则键所能传递的转矩为：T=0.2562918100=78.3Nm15Nm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166136mm。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

26、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

27、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

28、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3050mm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