机械设计减速器

机械设计减速器设计说明书系别：班级：姓名：学号：指导教师：职称：目录一、.............................................................设计任务书1二、...................................................传动装置总体设计方案1三、.............................................................选择电动机1四、.........................................计算传动装置运动学和动力学参数3五、.........................................................链传动设计计算5六、...........................................减速器高速级齿轮传动设计计算6七、...........................................减速器低速级齿轮传动设计计算11八、...............................................................轴的设计14九、.......................................................滚动轴承寿命校核32十、.........................................................键联接设计计算35十一、.........................................................联轴器的选择36十二、...................................................减速器的密封与润滑37十三、...........................................................减速器附件37十四、...............................................减速器箱体主要结构尺寸40十五、.............................................................设计小结40十六、.............................................................参考文献411一、设计任务书1.1设计题目二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力F=7000N，速度v=0.4m/s，直径D=383mm，每天工作小时数：24小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.链传动设计计算6.减速器内部传动设计计算7.传动轴的设计8.滚动轴承校核9.键联接设计10.联轴器设计11.润滑密封设计二、传动装置总体设计方案2.1传动方案传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2该方案的优缺点二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。三、选择电动机23.1电动机类型的选择按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。3.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：η1=0.99滚动轴承的效率：η2=0.98闭式圆柱齿轮的效率：η4=0.98闭式圆锥齿轮的效率：η3=0.97链传动的效率：ηc=0.96工作机的效率：ηw=0.953.3计算电动机容量工作机所需功率为电动机所需额定功率:工作转速：经查表按推荐的合理传动比范围，链传动比范围为：2～6，二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：6～16，因此理论传动比范围为：12～96。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(12～96)×19.96=240--1916r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M1-8的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=720r/min，同步转速为nt=750r/min。电机主要尺寸参数图3-1电动机33.4确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：（2）分配传动装置传动比取链传动比：ic=3锥齿轮（高速级）传动比则低速级的传动比为减速器总传动比四、计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数Pd=3.54nw=19.96ia=36.072ic=3i1=3i2=4.44.2高速轴的参数4.3中间轴的参数4.4低速轴的参数4.5工作机的参数015五、链传动设计计算1.确定链轮齿数由传动比取小链轮齿数Z1=25，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=i×Z1=75，所以取Z2=77。实际传动比i=z2/z1=3.082.确定链条型号和节距查表得工况系数KA=1.1小链轮齿数系数：取单排链,则计算功率为:选择链条型号和节距：根据Pca=4.294kW，n1=59.85r/min，查图选择链号16A-1，节距p=25.4mm。3.计算链长初选中心距则，链长为:取Lp=133节采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532则链传动的最大中心距为：计算链速v，确定润滑方式ZE=189.8ZH=2.496按v=0.633m/s，链号16A，查图选用滴油润滑。4.作用在轴上的力有效圆周力作用在轴上的力链轮尺寸及结构分度圆直径六、减速器高速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数1.由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217～286HBS，大齿轮ZG35CrMo（调质），齿面硬度190～240HBS2.选小齿轮齿数Z1=34，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=34×3=103。实际传动比i=3.0293.压力角α=20°。6.2按齿面接触疲劳强度设计1.由式试算小齿轮分度圆直径，即7初选载荷系数Kt=1.4由表7-5，取齿宽系数φR=0.3由表7-6，查得弹性系数ZE=189.8MPa由表7-12查取节点区域系数ZH=2.49由图7-19查得接触疲劳寿命系数取安全系数SH=1，由式（7-18）得许用接触应力2.计算圆周速度v3.计算当量齿宽系数φdZE=189.8ZH=2.4684.计算载荷系数查表得使用系数KA=1.25查图得动载系数KV=1.093取齿间载荷分配系数：KHα=1查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.29实际载荷系数为5.按实际载荷系数算得的分度圆直径6.计算模数取标准模数m=2.5mm。6.3确定传动尺寸1.实际传动比大端分度圆直径2.计算分锥角m=3mm93.齿宽中点分度圆直径4.锥顶距为5.齿宽为取b=41mm校核齿根弯曲疲劳强度由表7-4查取齿形系数与应力校正系数由图7-17查得由图7-16查得弯曲疲劳极限取SF=1.25，由式（7-16）得许用弯曲应力10校核齿根弯曲疲劳强度故弯曲强度足够。6.4计算锥齿轮传动其它几何参数（1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚（2）分锥角（由前面计算）（2）计算齿顶圆直径（3）计算齿根圆直径（4）计算齿顶角θa1=θa2=atan(ha/R)=1°3'23（5）计算齿根角θf1=θf2=atan(hf/R)=1°16'3（6）计算齿顶锥角δa1=δ1+θa1=19°19'27δa2=δ2+θa2=72°47'1811（7）计算齿根锥角δf1=δ1-θf1=17°0'0七、减速器低速级齿轮传动设计计算7.1选精度等级、材料及齿数1.由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217～286HBS，大齿轮ZG35CrMo（调质），齿面硬度190～240HBS2.选小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=26×4.01=105。实际传动比i=4.0383.初选螺旋角β=13°。4.压力角α=20°。初选载荷系数Kt=1.4由表7-5，取齿宽系数φd=1由表7-6，查得弹性系数ZE=189.8MPa由表7-12查取节点区域系数ZH=2.46由图7-19查得接触疲劳寿命系数取安全系数SH=1，由式（7-18）得许用接触应力12由圆周速度ν查图7-7得动载系数Kv=1.013查图7-2查得使用系数KA=1.25由表7-3，假设KA×Ft/b100N/mm，得齿间载荷分配系数KHα=1.2查图查取齿向载荷分布系数：Kβ=1.42（设轴刚性大）；实际载荷系数为按K值对d1修正，即1)确定模数7.2计算齿轮的集合尺寸1.确定中心距2.按圆整后的中心距修正螺旋角β=13°24'273.计算小、大齿轮的分度圆直径134.计算齿宽取b1=90mmb2=85mm校核齿根弯曲疲劳强度由公式（4-20）计算：由表7-4，按查得查图7-14得螺旋角系数由图7-17查得由图7-16查得弯曲疲劳极限取SF=1.25，由式（7-16）得许用弯曲应力校核齿根弯曲疲劳强度故弯曲强度足够。147.3计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径八、轴的设计8.1高速轴设计计算1.已知的转速、功率和转矩转速n=720r/min；功率P=3.5kW；轴所传递的转矩T=46423.61N•mm2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45调质，许用弯曲应力为[σ]=60MPa3.按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。15由于最小轴段截面上要开2个键槽，故将轴径增大5%查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=204.确定各轴段的直径和长度。图8-1高速轴示意图1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA×T，查表，考虑载荷变动微小，故取KA=1.3，则:按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为20mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm。选用普通平键，A型键，b×h=6×6mm(GBT1096-2003)，键长L=28mm。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。。参照工作要求并根据d23=25mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30206，其尺寸为d×D×T=30×62×17.25mm，故d34=d56=30mm。由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，则d67=25mm。3)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承16端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，则4)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，小齿轮轮毂宽度L=44.01mm，则5)取锥齿轮轴上的距离为2.5倍轴颈直径，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5.轴的受力分析高速级小齿轮所受的圆周力高速级小齿轮所受的径向力高速级小齿轮所受的轴向力Fae=Fa1=147N第一段轴中点到轴承中点距离l1=79.62mm，轴承中点到齿轮中点距离l2=103.5mm，齿轮受力中点到轴承中点距离l3=42.76mm轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关a.计算作用在轴上的支座反力轴承A在水平面内的支反力轴承B在水平面内的支反力17轴承