减速器设计

第1页毕业设计说明书课题名称减速器的设计系别专业班级姓名学号指导教师第2页摘要齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是：①瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠可传递空间任意两轴之间的运动和动力；②适用的功率和速度范围广；③传动效率高η=0.92-0.98；④工作可靠、使用寿命长；⑤外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。关键词减速器；轴承；齿轮；机械传动1目录一、设计任书……………………………………………2二、电动机的选择……………………………………………4三、传动装置的运动和动力参数计算………………………5四、V带传动设计………………………………………………6五、减速器高速级齿轮设计…………………………………8六、减速器低速级齿轮设计………………………………12七、轴的设计计算（输入轴）…………………………………17八、轴的设计计算及强度校核（中间轴）…………………18九、轴的设计计算（输出轴）………………………………24十、滚动轴承的选择及计算…………………………………24十一、键连接的选择及校核计算……………………………25十二、润滑与密封……………………………………………26十三、连轴器的选择……………………………………………27十四、减速器附件的选择……………………………………27十五、参考资料…………………………………………………28十六、总结…………………………………………………282一设计任务书一、目的及要求：本设计主要是培养学生的机械设计的综合能力。通过自己动手，可以体会和巩固先修课程的理论和实际知识，同时还能学习如何运用标准、规范、手册等有关国家标准及技术手册，更重要的是可以提高学生从机器功能的要求、尺寸、工艺、经济和安全等诸多方面综合考虑如何设计的能力，从而树立正确的设计思想。二、设计题目:设计运送原料的带式运输机所用的圆柱齿轮减速器，具体内容是：1．设计方案论述。2．选择电动机。3．减速器外部传动零件设计。4．减速器设计。1)设计减速器的传动零件；2)对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算个轴的强度；3)按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度；4)选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命；5)选择各键，验算输出轴上键连接的强度；6)选择各配合尺寸处的公差与配合；7)决定润滑方式，选择润滑剂；5.绘制减速器的装配图和部分零件工作图；6.编写设计说明书。三、已知条件1.展开式二级齿轮减速器产品。2.动力来源：电力，三相交流，电压380/220V。3.输送带工作拉力F=2.7KN。4.输送带工作速度ν=0.55m/s。5.滚筒直径D=320mm。6.滚筒效率η=0.96（包括轴承与滚筒的效率损失）。7.工作情况：两班制，连续单向运行，载荷较平稳。8.使用折旧期：8年9.检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。10.工作环境：室内，环境最高温度35℃，灰尘较大。311.制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。四、分析减速器的结构1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。3、电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。4、画传动系统简图：4二电动机的选择计算及说明结果选择电动机类型按工作要求：连续单向运转，载荷平稳；选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。稳定运转下工件机主轴所需功率：2.7*0.551.5.10000.96PFV工作机主轴转速为：60*100060*1000*0.5532.8min3.14*320vrnD工作机主轴上的转矩：*95501.50.969550419.332.8PTNmn由P3表1-71查得η1（联轴器）=0.99，η2（球轴承）=0.99，η3（齿轮传动8级精度）=0.97，η4（V带）=0.96。电动机至工件机主轴之间的总效率为：=142332=99.099.097.099.02387.0所以电动机所需功率为1.51.70.87dPPKW由表12-1查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等选定电动机型号为Y100L1-4，则所选取电动机：额定功率为2.2edPKW满载转速为1430minmrnP=1.5KW32.8minrn419.3TNm87.01.7dPKW型号为Y100L1-4nm=1430r/minPm=2.2KW5三传动装置的运动和动力参数计算计算及说明结果总传动比143043.632.8mnin选用等浸油深度原则，查表1-8得1i=3（带轮）；2i=4.3；3i=3.34名级效率：第一级效率：第二级效率：第三级效率：计算各轴的转速功率和转矩：1、转速：轴I：11430476.7/min3mInnri轴II：2476.7110.9/min4.3IIInnri轴III：n3110.933.2/min3.34IIIIInri2、输出功率：轴I：011.70.951.62IdPPKW轴II：121.620.961.56IIIPPKW轴III：231.560.9511.48IIIIIPPKW3、输出转矩：轴I：1.629550955032.1476.7IIIPTNmn43.6i010.95476.7/minInr110.9/minIInr33.2/minIIInr1.62IPKW1.56IIPKW1.48IIIPKW32.1ITNm134.3IITNm425.7IIITNm01420.9512230.990.970.960120.960231230.990.990.970.951230.9516轴II：1.5695509550134.3110.9IIIIIIPTNmn轴III：1.4895509550425.733.2IIIIIIIIIPTNmn参数轴名轴出功率P（KW）转速n(r/min)输出转矩T（N.M）i轴I1.62476.732.14.30.960轴II1.56110.9134.33.340．951轴31.4833.2425.7四V带传动设计计算及说明结果1．确定计算功率caP由表8-6查得工作情况系数1.1AK，故1.11.71.87caAPKPKW2．选取窄V带带型根据caP和转速，由图8-11确定选用Z型。3.确定带轮基准直径由表8-8初选主动轮基准直径190ddmm。根据式（8-15），从动轮基准直径21390270dddidmmmm。根据表8-8，2270ddmm即为基准系列。113.149014306.7/35/601000601000ddnvmsms所以带的速度合适。4.确定窄V带的基准长度和传动中心距1.87caPKWV带Z型190ddmm2270ddmm6.7/vms7根据120120.7()2()ddddddadd，初步确定中心距0500amm。计算带所需的基准长度22121002()'2()24(27090)[2500(90270)]245001581.4dddddddLaddammmm由表8-2选带基准长度1600dLmm。计算实际中心距a0'16001581(500)509.522ddLLaammmm5.验算主动轴上的包角1由式（8-6）得2112709018057.518057.5509.5159.7120dddda所以主动轮上的包角合适。6.计算窄V带的根数z由式（8-22）知00()caLPzPPKK由11430/minnr，190ddmm，3i，查表8-4a和表8-5b得00.36PKW00.03PKW查表8-8，得0.95K，查表8-2，得1.16LK，则1.874.35(0.360.03)0.951.16z取5z。7.计算预紧力0F202.5500(1)caPFqvvzK查表8-3，得0.06/qkgm，故1600dLmm509.5amm1159.700.36PKW00.03PKW5z051.3FN8201.872.5[500(1)0.066.7]51.36.750.95FNN8.计算作用在轴上的压轴力pF10159.72sin[2551.3sin]50522pFzFNN9．查表8-10，带论宽度B=（z-1）e+2f=(5-1)12+27=62mm10．带轮结构设计材料选用HT200，505.0pFNB=62mm五、减速器高速级齿轮设计计算及说明结果1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动如上图所示，有利于保障传动的平稳性；2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。3）材料选择。由表10-1选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数125Z，大齿轮2214.325107.5Ziz，故选2108Z。5）初选螺旋角β＝14°2．按齿面接触强度设计齿面接触强度计算公式为：123121()[]tHEtdHKTuZZdu1）确定公式内的各计算数值⑴试选Kt=1.6。⑵由图10-30区域系数ZH选取区域系数HZ=2.433。⑶由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得125Z2108Zβ＝14°Kt=1.6HZ=2.43391=0.775，2=0.86，则=12=1.635。⑷由表10-7选取齿宽系数1d。⑸由表10-6查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa。⑹由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa；大齿轮lim2550HMPa。⑺由式10-13计算应力循环次数191992126060476.71(2836510)1.6710/1.6710/4.30.3910hNnjLNNi⑻由图10-19查得接触疲劳寿命系数10.90HNK，20.95HNK。⑼计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式得lim21lim112212[]0.90600540[]0.95550522.5[]([][])/2531.25HHNHHHNHHHHKMPasKMPasMPa2）计算⑴试算小齿轮分度圆直径1td由计算公式得23121.6321005.32.433189.8()11.6354.3531.2558.5tdmm⑵计算圆周速度1161.7476.71.5/601000601000tdnvms⑶计算齿宽b及模数ntm=1.6351d12189.8EZMPalim1600HMPalim2550HMPa91921.67100.3910NN10.90HNK20.95HNK12[]540[]522.5[]531.25HHHMPaMPaMPa158.5