《毕业设计减速器设计说明书.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕业设计减速器设计说明书.doc（33页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、1.方案分析选择：二级展开式圆柱齿轮减速器2电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算2.1选择电动机2.1.1选择电动机系列 按工作要求及工作条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。2.1.2选电动机功率（1）、工作机输入功率： （取工作机效率 =1）（2）、传动装置总效率： 由机械课程设计手册第三版第五页表1-7得： 两个联轴器： 齿轮：=0.99（8级精度） 三对轴承：=0.99（球） =0.997=0.932（3）、电动机实际需要功率： 2.1.3确定电动机转速（1）、电机转速：电动机可选转速范围：传动滚筒转速 、分别为两级齿轮副
2、的合理传动比范围，=35，=35。故n应在429.7到1193.7之间。 电机转速： 由机械课程设计手册第三版第167页表12-1初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，对应额定功率Pm为7.5kw的电动机型号分别取为Y132M-4和Y160M-6型。把Y132M-4和Y160M-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表1-1： 方案号电动机型号额定功率（KW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比1Y132M-47.51500144030.162Y160M-67.5100097020.31 （2）、由机械课程设计手册第三版第167页表12-1以及第
3、168页表12-3得：电机最后确定：应选Y160M6，额定功率Pd=7.5KW,满载转速nm=970 r/min。选取电动机的安装尺寸：D42，中心高度H160， 轴伸长E110。2.2 传动装置设计2.2.1计算总传动 总传动比： 2.2.2 传动比分配，展开布置取 得：5.14，=3.95 2.3计算传动装置的运动和动力参数 2.3.1 各轴转速计算 轴1输入轴： r/min 轴2中间轴：=188.7r/min 轴3输出轴：=47.7r/min 2.3.2 各轴功率计算 轴1输入轴：=6.440.99=6.3756KW 轴2中间轴：=6.37560.990.99=6.2487KW轴3输出轴
4、：=6.24870.990.99=6.1244KW 2.3.3 各轴转矩计算 轴1输入轴：=62.77Nm轴2中间轴：=316.217Nm轴3输出轴：=1224.2 Nm运动和动力参数的计算结果如下表：轴名输入功率P（kw）输入转矩T（Nm）转速n（r/min）16.375662.7797026.2487316.217188.736.12441224.247.73.传动零件的设计计算3.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算由上可知:,3.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；（3）材料选择。查教材机
5、械设计第八版第191页表10-1，选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；（4）初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数=5.1424=123.36，圆整后取Z2=124。齿数比u=5.173.1.2按齿面接触强度设计按教材机械设计第八版第218页式(10-21)以及例10-1试算：即：(1)确定公式内各计算数值1)试选载荷系数Kt=1.3。2)小齿轮传递的转矩T1= 63000NMM3)由教材表10-7选取齿宽系数d=1。4)由教材表10-6查得材料的弹性影响系数锻钢ZE=189.8MPa5)由教材图10-
6、21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限lim2=520MPa。6)由教材公式10-13计算应力循环次数(设每年工作350天) 609701300288=2.235109 =4.351087)由教材图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92；KHN2=0.968)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1,则所以： (2)计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 = 54.045mm2)计算圆周速度 =2.74 m/s3)计算齿宽b及模数Mt。 =154.045=54.045mm4)模数：=2.25mm齿高：2.252.25
7、=5.07mm 宽高比： 5)计算载荷系数K。由教材表10-2查得使用系数KA=1；根据2.74 m/s，7级精度，由教材图10-8查得动载系数KV=1.1；由教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.42；由10.66，1.42查教材图10-13得1.29；由教材表10-3查得1。故载荷系数 11.111.42=1.5626)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，有=57.456mm7)计算模数m。= 2.39mm3.1.3按齿根弯曲强度设计按教材式(10-17)试算，即 (1)确定计算参数1)计算载荷系数。 11.11.421.38=1.562 2)由教材图10-
8、20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限FE1=380MPa；3)由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86，KFN2=0.89；4)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有 = 307.14 MPa =241.57 MPa5)查取齿形系数。由教材表10-5用插值法查得YFa1=2.65；YFa2=2.166)查取应力校正系数。由教材表10-5用插值法查得YSa1=1.58；YSa2=1.80927)计算大、小齿轮的并加以比较。=0.01317=0.01618由此，可知大齿轮的数值大。(2)设计计算 =1.7mm对比计算结果，由齿面
9、接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，而齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，取m1=2mm，已可满足弯曲强度。为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=57.456mm来计算应有的齿数。于是由 =28.728取Z11=29，则z12=i1z1=5.1429=149.06,取Z12= 150。3.1.4几何尺寸计算(1)计算中心距 = 179mm（2）计算大小齿轮的分度圆直径 58mm 200mm（3）计算齿轮宽度 158=58mm圆整后取大齿轮宽度B2=58mm, 小齿轮宽度B1=63 mm3.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高
10、速级设计）3.2.1选定齿轮类型、精度、材料及齿数低速级转速低、传递转矩大，故选用直齿圆柱齿轮传动；精度仍选为7级；为了减少材料品种和工艺要求，小齿轮材料仍选用硬度为280 HBS的40Cr(调质)，大齿轮为硬度240 HBS的45钢(调质)；仍初选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=i2z1=3.9524=94.8，取为95。3.2.2按齿面接触强度设计试算公式： (1)确定公式内各计算数值试选载荷系数Kt=1.3；小齿轮传递转矩T2=1200 NM,d=1；ZE=189.8MPa； 应力循环次数：=4.35108=1.1108；小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim=600MPa；大齿轮的Hl
11、im=510MPa；接触疲劳寿命系数：KHN1=0.96, KHN2=0.97.取失效概率为1，安全系数S=1，计算得接触疲劳许用应力 =576MPa =0.97510=491MPa取两者平均值为：(2)计算1)小齿轮分度圆直径 =145.689mm2) 圆周速度 =0.364m/s3) 齿宽 1145.689=145.689mm模数 =6.07mm 齿高 h=2.25mt=2.256.07=13.658mm宽高比 10.645 4)载荷系数。Kv=1.01；直齿轮1.0；KA=1；1.442, 1.36；则1.456425)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:=151.312mm6)计算
12、模数 mm = 6.30mm3.2.3按齿根弯曲强度设计设计公式： (1)确定公式内各计算数值1）根据齿轮材料和热处理，由图1020c查得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的疲劳强度极限FE1=380MPa；2）根据齿轮工作应力循环次数，由图10-8查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89，KFN2=0.9；3）计算载荷系数1.3736；YFa1=2.65，YFa2=2.19；YSa1=1.58，YSa2=1.785；4）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳许用应力S=1.4=317.857MPa=244.286 MPa则 ： =0.01317 =0.01600(2)设计计算 =
13、4.507mm取m2=5，则小齿轮齿数 =29.1378 取Z21=29大齿轮齿数z22=i2z1=3.9529=114.55,取Z22=115。3.2.4几何尺寸计算(1)分度圆直径 295=145mm 575mm (2)中心距 =360mm(3)齿轮宽度 1145 mm=145 mm取B4=145mm，B3=150mm。3.3 传动零件尺寸小结表1 传动零件设计计算小结名称材料硬度齿数齿宽m分度圆直径齿轮40Cr280HBS2963mm258mm齿轮45240HBS15058mm2300mm齿轮40Cr280HBS29150mm5145mm齿轮45240HBS115145mm5575mm4
14、、画装配草图 4.1 轴最小直径初步估计 4.1.1 高速轴 材料, 40钢(调质)，硬度为250HBS，由教材机械设计第八版，第370页表15-3取 A0=112 =20.979 mm 轴上有键槽：d120.979(1+3)=21.60mm 由于电机安装轴径为42mm. 所以选择 d1min=40mm 4.1.2 中间轴 材料，45钢（调质），硬度250HBS，由教材机械设计第八版，第370页表15-3取 A0=116 =37.25mm轴上有键槽：d137.25(1+10)=40.975mm 选择 d2min=45mm 4.1.3低速轴 材料，45钢调质，硬度250HBS，由教材机械设计第八
15、版，第370页表15-3取 A0=103=51.96mm 选择：d3min=60mm 4.2 联轴器初步选择 联轴器的计算转矩Tca=KAT,查机械设计教材表14-1，故取KA=1.5，则：高速轴：Tca= KAT=1.563.4=75.1NM低速轴：Tca =KAT=1.51224.2=1836.3NM按照计算转矩Tca小于联轴器公称转矩的条件：高速轴输入端选弹性套柱销联轴器，联轴器要与电机轴匹配低速轴输出端选弹性柱销联轴器根据设计手册 第97页表8-5和99页表8-7： 所以： 高速轴：弹性套柱销联轴器LT6。 轴孔：=40mm , 孔长L=84mm，总长L1=112mm 低速轴：弹性柱销
16、联轴器LX4。 轴孔：=60mm , 孔长L=107mm，总长L1=142mm4.3轴承初步选择 高速输入轴 ： 6209，d=45mm,D=85mm, B=19mm。 中间轴 ： 6209，d=45mm,D=85mm, B=19mm。 低速输出轴 ： 6214， d=70mm,D=125mm, B=24mm。4.4 键的初步选择 根据轴径，由教材表6-1选用相应的键截面尺寸及键长： 高速轴： 输入联轴器连接键：12863 （单圆头普通平键） 中间轴： 第一级大齿轮连接键：161050 （圆头普通平键） 第二级小齿轮连接键：161095 （圆头普通平键） 低速轴： 第二级大齿轮连接键：2012
17、135（圆头普通平键） 输出联轴器连接键：181190 （单圆头普通平键） 材料都为45号钢,许用压应力=120MPa。 4.5润滑方式选择 4.5.1 轴承润滑方式选择 高速轴dn=38800mmr/min,中间轴dn=8491.5 mmr/min, 低速轴dn=2623.5mmr/min。都小于100000。所以选用脂润滑。4.5.2 齿轮润滑方式选择 齿轮采用浸油润滑。当齿轮圆周速度时，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。 4.5.2 轴承端盖结构 采用脂润滑的凸缘式轴承端盖 透盖示意图 闷盖示意图 5减速器箱体主要结构尺寸 名称符号
18、尺寸关系结果箱座壁厚0.025a+3=12812mm箱盖壁厚10.02a+3=10.2810mm箱盖凸缘厚度b11.5115mm箱座凸缘厚度b1.518mm箱座底凸缘厚度b22.530mm地脚螺钉直径df0.036a+12=24.9627mm地脚螺钉数目na250,n=4 ；a250500,n=6，a500时，n=8n=6轴承旁联接螺栓直径d10.75df20mm盖与座联接螺栓直径d2（0.50.6）df16mm连接螺栓d2的间距L150200180mm轴承端盖螺钉直径d3（0.40.5）df10mm8mm视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df10mm定位销直径d（0.70.8）d210mmd
19、1 d2 df至外箱壁距离C1表11-2C1f=38mmC11=26mmC12=22mmdf d2凸缘边远距离C2表11-2C2f=32mmC22=20mm轴承旁凸台半径R1C2124mm凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作63mm外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C2+（510）58mm铸造过渡尺寸x,y表1-38x=3mmy=15mm大齿轮顶圆与内壁距离11.215mm齿轮端面与内箱壁距离214mm箱盖箱座肋厚m1,mm10.851， m0.86m1=10mmm=12mm轴承端盖外径D2D+（55.5）d3D21=125mmD22=125mmD23=175mm轴承旁联接螺栓距离
20、S尽量靠近，Md1和Md2互不干涉为准，一般取sD2S1=295.2mmS2=249.5mmS3=159.3mm6轴的受力分析和强度校核6.1高速轴6.1.1 高速轴受力分析 第一级小齿轮，受力如6-1(a)所示由此得：小齿轮受力： =2164.5N = 787.8N 高速轴所选轴承为6209参数为：D=85mm, B=19mm再由轴的结构图得： LAC= 63mm LBC=221mm 得两轴承间跨度为：L=LAC+LBC=284 mm 受力分析： 水平面：由 1697.3 N 467.2 N 101840.5 N.mm 铅垂面：由 617.8 N 170 N 37066 N.mm 合成支撑力
21、，及合成弯矩矩，转矩： 得：1806.2 N 497.2 N 108376.2 N.mm T=62770 N.mm 合成弯矩图如6-1（b）所示，扭矩图如6-1（c）所示6.1.2高速轴危险截面校核 第一级小齿轮中点处为危险截面，该齿轮做成齿轮轴所以：抗弯截面系数：d=58mm=19145.37mm3 应力计算：计算中取=0.6 =2.05 MPa6.1.3 结论 此轴材料为40钢调质处理，60 MPa 安全 6-1（a） 6-1(b) 6-1(c)6.2中间轴 6.2 .1中间轴受力分析 第一级大齿轮，受力如6-2(a)所示由此得：小齿轮受力： =2108.11 N = 767.3 N =4
22、361.6 N =1587.5 N 高速轴所选轴承为6209参数为：D=85mm, B=19mm再由轴的结构图得： LAC= 63mm LBC=221mm =106.5mm 得两轴承间跨度为：L=LAC+LBC= 284mm 受力分析： 水平面：由 得： 3276.96 N 3192.75 N 196617.6 N.MM 330449.4 N.MM 铅垂面：由 得：-10.67 N 830.87N -640.2 N.MM 85995 N.MM 合成支撑力，及合成弯矩矩，转矩： 得：3276.98 N 3299.06 N 196618.6 N.mm 341455.8 N.mm T=316217
23、N.mm 合成弯矩图如 6-2（b）,扭矩图如 6-2(c)6.2.2中间轴危险截面校核 第一级大齿轮中点校核：齿轮选用圆头普通平键 ，A 型：161050。 键参数：b=16mm, t=6mm.此处轴径为：d=57mm抗弯截面系数：=15981.75mm3 应力计算：计算中取=0.6 =17.09 MPa第二级小齿轮中点校核：齿轮选用圆头普通平键 ，A 型：161095。 键参数：b=16mm, t=6mm.此处轴径为：d=57mm抗弯截面系数：=15981.75mm3 应力计算：计算中取=0.6 =24.44MPa 6.2.3 结论 此轴材料为40钢调质处理，60 MPa 安全 6-2(a
24、) 6-2(b) 6-2(c)6.3 低速轴 6.3.1 低速轴受力分析第二级大齿轮，受力如6-3(a)所示由此得：小齿轮受力： =4258 N = 1549.8N 高速轴所选轴承为6214参数为：D=125mm, B=24mm再由轴的结构图得： LAC= 180mm LBC=109mm 得两轴承间跨度为：L=LAC+LBC=289 mm 受力分析： 水平面：由 1605.9 N 2652 N 289072.5 N.mm 铅垂面：由 584.5N 965.27N 105214.8 N.MM 合成支撑力，及合成弯矩矩，转矩： 得：1709 N 2822.2 N 307624.9 N.mm T=1
25、224200 N.mm 合成弯矩图如6-3（b）,扭矩图如6-3(c) 6.3.2低速轴危险截面校核 第二级大齿轮中点处为危险截面，齿轮选用圆头普通平键 ，A 型：2012135。 键参数：b=20mm, t=7.5mm.此处轴径为：d=82mm抗弯截面系数：=50297.88mm3 应力计算：计算中取=0.6 =15.8 MPa6.3.3 结论 此轴材料为40钢调质处理，60 MPa 安全 6.3.4 按静强度条件进行校核 公式中的数据为： =2 =355MP =213MP =307624.9 N.mm =0 A=5278.34 =104400.86 N.mm W=50297.88 N.mm
26、 则有： =17.3 静强度校核该轴是安全的 6-3（a） 6-3(b) 6-3(c) 7轴承寿命计算 7.1 高速轴寿命计算 高速轴轴承为6209。 7.1.1 轴承参数确定 由机械设计手册表6-6得： 基本额定动载荷： Cr=31.5 kN n=970 r/min 轴承受到的径向载荷： 1806.2 N 该轴承为深沟球轴承只受径向力，所以有： 7.1.2轴承寿命验算 寿命计算：球轴承=3 =91140 h 7.1.3 结论 由任务书得： 预期寿命为： Lh=283008=38400h Lh Lh 所以寿命满足使用要求。 7.2 中间轴寿命计算 中间轴轴承为6209 7.2.1 轴承参数确定
27、 由机械设计手册表6-6得： 基本额定动载荷： Cr=31.5 kN n=188.7 r/min 轴承受到的径向载荷： 3299.06 N 该轴承为深沟球轴承只受径向力，所以有： 7.2.2轴承寿命验算 寿命计算：球轴承=3 =76884 h 7.2.3 结论 由任务书得： 预期寿命为： Lh=283004=19200 h Lh Lh 所以寿命满足使用要求。7.3 低速轴寿命计算 低速轴轴承为6214 7.3.1 轴承参数确定 由机械设计手册表6-6得： 基本额定动载荷： Cr=60.8kN n=47.7 r/min 轴承受到的径向载荷： 2822.2N 该轴承为深沟球轴承只受径向力，所以有：
28、 7.3.2 轴承寿命验算 寿命计算：球轴承=3 =1697660h 7.3.3 结论 由任务书得： 预期寿命为： Lh=283004=19200 h Lh Lh 所以寿命满足使用要求。8键连接强度计算 8.1 高速轴上键连接强度计算 高速轴上只有一个键连接，联轴器链接键：12863， 单圆头普通平键，材料45钢,许用压应力=120MPa。 8.1.1 键强度计算 计算公式： 公式中数据： T1= 62.77Nm k=4 mm l= 57 mm d=40 mm 计算得： =13.53 MPa 8.1.2 结论 因为 所以满足强度要求。 8.2 中间轴键强度计算 中间轴上有两个键连接，第一级大齿
29、轮链接键参数：161050第二级小齿轮链接键参数：161095 都为圆头普通平键，材料45钢,许用压应力=120MPa。 8.2.1 键强度计算 计算公式： 公式中数据： 第一级大齿轮： T2= 316.217 Nm k=5 mm l= 34 mm d=57 mm第二级小齿轮：T2= 316.217 Nm k=5 mm l=79 mm d=57 mm 计算得： 第一级大齿轮：=65.3 MPa第二级小齿轮：=28.09 MPa 8.2.2 结论 因为都有 所以满足强度要求。 8.3 低速轴链接键强度计算 低速轴上有两个键，第二级大齿轮链接键和输出联轴器链接键。 第二级大齿轮链接键2012135 (圆头普通平键) 联轴器链接键：181190 (单圆头普通平键) 材料45钢,许用压应力=120MPa。8.3.1 键强度计算 计算都为公式： 公式中数据： 第二级大齿轮： T3= 1224.2 Nm k=6 mm l=115 mm d=82 mm 联轴器链接键：T2= 1224.2 Nm k=5.5 mm l=81 mm d=60 mm 计算得： 第二集大齿轮： =43.27 MPa
