《减速机毕业设计》word版.doc

计算及说明结果一 选择电机1 选择电机类型：选用一般用途的Y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。2 选择电动机容量工作电机所需功率=电机所需功率=从电机到滚筒主动轴间的装置的总效率= 查文献1书可得=0.95，=0.99，=0.98， =0.99 则 =8.021/0.868=9.241kw选取电动机的额定功率，使=（11.3）,经过计算得=11KW3 确定电动机器转速。工作机卷筒轴的转速为:= r/min= r/min =52.55 r/min查工具书，在传动比的合理范围内，取V带传动的传动比=24，单级圆柱齿轮传动比=36，总传动比的合理范围= 18144，故电动机转速的可选范围为：=（18144）52.55=9467567 r/min符合这一转速范围的有1000 r/min，1500 r/min两种方案电动机型号额定功率kw同步转速r/min额定转速r/min重量kg1Y160-M411150014601232Y160-L4111000970150综合考虑电动机和传动装置的尺寸，结构和带传动及减速器的传动比，方案1比较合适，所以选定型号为Y160M-4。4 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比（1）总传动比 （2）分配传动比因i= ，初取=2.8，则按展开式布置，取，可算出=2.76，则= =3.59 经过后面的计算修正，可得=9.71，=2.86，=3.56，=2.73（3）计算传动装置的运动参数和动力参数1）各轴转速I轴 II轴 r/minIII轴 卷筒轴 r/min2）各轴功率I轴 II轴 III轴 卷筒轴 3）各轴转矩I轴 II轴 III轴 卷筒轴 二 普通V带传动1确定计算功率：1）、由文献2表8-8查得工作情况系数 2）、由文献2式8-132、选择V带型号 查文献2图8-12选B型普通V带3.确定带轮直径和（1）、查文献2图8-12选取小带轮直径，在从表8-10带轮的基准直径系列中，取 （其中H=80mm，电机中心高符合要求）（2）、验算带速（3）、从动带轮直径 ，取=400mm（4）、传动比 i（5）、从动轮转速 r/min4确定中心距a和带长（1）、按文献2式8-16初选中心距 ，取（2）、按文献2式8-17求带的计算基准长度查图.8-3取带的基准长度=3150mm（3)、按文献2式8-17计算中心距:a （4)、按式8-19确定中心距调整范围 5.验算小带轮包角1 由式8-20 6.确定V带根数Z(1)、根据B型V带由表8-5查得 =140 ，n1=1460r/min， (2)、由表8-7查得=0.46KW(3)、由表8-6查得包角系数 (4)、由 表8-3查得长度系数KL=1.07(5)、 计算V带根数Z，由式8-21得 所以 ： 取Z=3根 7计算单根V带初拉力，由式8-17得8计算对轴的压力 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径dd1=140mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=400mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图三 齿轮的计算1高速级大小齿轮的设计：（1）材料及热处理：小齿轮选用45钢，调质HBS1=240；大齿轮选用45钢，正火HBS2=160190。（2） 确定许用接触应力和由文献3中式3-23 按文献3中图3-29c和b，取接触疲劳极限应力=590，=450。根据接触应力变化总次数6011460（823008）=3.365601510.5（823008）=1.185按文献3中图3-30，取接触强度计算寿命系数，。因对一对齿轮均为软面齿面，故工作硬化系数。一般设计中取润滑系数。按文献3中表3-8，当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数=1。将以上代入许用接触应力计算公式可得：=111=590 =111=450 （3）按齿面接触强度条件计算中心距a按文献3中式3-40 a mm初设螺旋角 ； 理论传动比=3.56大齿轮转矩 164.25 N.m ； 齿宽系数=0.35初载荷系数 =1.75 ； 弹性系数=189.8 初取节点区域系数=2.475 ； 初取重合度系数=0.80初取螺旋角系数 =0.992将以上代入中心距公式可得：a =128.38按表4-2取减速器中心距=140mm（3）确定主要参数和计算主要尺寸1） 模数按经验公式，=（0.10.2）a=（0.10.2）140=1.42.8mm按文献3中表3-2，取标准模数=2.5mm2）齿数和=24.193.56=86.12经过圆整后取=24 =86实际传动比=3.583传动比误差=（在5%误差范围内）3）螺旋角cos=（820取值范围内；取小齿轮旋向为右旋，大齿轮旋向为左）4）分度圆直径 和 = mm= mm5）齿宽和=b=a=1400.35=49mm取齿宽= 50 mm=+（510）=5560mm取齿宽= 55 mm6）载荷系数K按文献3中表3-6，取使用系数=1。根据齿轮圆周速度：= 1.63m/s参考文献3中表3-7，取齿轮精度为8级。按文献3中图3-10（b），当v/100=，动载荷系数=1.025。由文献3中式3-15，当=b/=时，齿向载荷分配系数=1.065 由文献3中式3-5算得端面重合度和纵向重合度分别为：cos =cos=1.679按文献3中图3-16，当总重合度=1.679+1.199=2.878时，齿间载荷分配系数=1.45最后求得载荷系数K=11.0251.0651.45=1.587）节点区域系数按文献3中图3-28，当螺旋角=时，节点区域系数=2.428）重合度系数按文献3中式3-34算得重合度系数9）螺旋角系数按文献3中式3-36算得螺旋角系数=0.991由上述第6）9）步可知1.58(2.420.7720.991=5.42而原估取的因为，故原设计安全，不再重新进行有关的设计计算。（3） 确定许用弯曲应力和由文献3中式3-14 按文献3中图3-21（C）和（a），取弯曲疲劳极限应力= 220 ，=180 。根据弯曲应力变化总次数 3.361.18按文献3中图3-23，取弯曲强度计算寿命系数=1，=1。按文献3中图3-24，当时，尺寸系数=1。按标准中规定，取试验齿轮的应力修正系数=2。按文献3中表3-8，当失效概率低于1/100时，取弯曲强度最小安全系数=1。将以上数值代入许用弯曲应力计算公式： =112=440 =112=360 （6）验算轮齿弯曲强度由文献3中式3-24 根据当量齿数 2591按文献3中图3-19和3-20，取齿形系数和应力修正系数分别为：=2.65 =2.20 =1.60 =1.75 按文献3中式3-11算得重合度系数 =0.70按文献3中图3-38，当纵向重合度系数=1.199时，螺旋角系数=0.90。将以上数值及已知的K，代入弯曲应力计算公式得：= =因，故弯曲强度满足要求。（7）主要计算结果中心距 a=140mm法面模数 =2.5mm螺旋角=（小齿轮旋向为右旋，大齿轮旋向为左）齿数 = 24 =86分度圆直径 =61.100mm =218.941mm齿顶圆直径 =66.100mm =223.941mm齿根圆直径 =54.85mm =212.691mm齿宽 =55mm =50mm齿轮精度等级 8级材料及热处理 小齿轮选用45钢，调质HBS1=240270 大齿轮选用45钢，正火HBS2=1601902 低级速直齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）材料及热处理：小齿轮选用45钢，调质HBS1=240270；大齿轮选用45钢，正火HBS2=200230。（2）确定许用接触应力和由文献3中式3-23 按文献3中图3-29c和b，取接触疲劳极限应力=590，=460。根据接触应力变化总次数601510.5（823008）=1.185601143.4（823008）=3.305按文献3中图3-30，取接触强度计算寿命系数，。因对一对齿轮均为软面齿面，故工作硬化系数。一般设计中取润滑系数。按文献3中表3-8，当失效概率低于1/100时，取接触强度最小安全系数=1。将以上代入许用接触应力计算公式可得：=111=590 =111=460 （3）按齿面接触强度条件计算中心距a按文献3中式3-22a mm理论传动比 =2.73大齿轮转矩 567.41N.m齿宽系数 =0.35初载荷系数 =1.75弹性系数 = 189.8初取节点区域系数 =2.5初取重合度系数 =0.85将以上代入中心距公式可得：amm按表4-2取减速器中心距=200mm（4） 确定主要参数和计算主要尺寸1）模数按经验公式，=（0.10.2）a=（0.10.2）200=24mm，按文献3中表3-2，取标准模数=32）齿数和=35.75=35.752.73=97.60经过圆整后取= 36 =98实际传动比传动比误差=（在5%误差范围内）4）分度圆直径 和 =336=108mm=398=294 mm5）齿宽和=b=a=2000.35=70mm取齿宽=70mm=+（510）=7580mm取齿宽=75 mm6）载荷系数K按文献3中表3-6，取使用系数=1。根据齿轮圆周速度：= 0.81 m/s参考文献3中表3-7，取齿轮精度为8级。按文献3中图3-10（b），当v/100=,动载荷系数=1.05。由文献3中式3-15，当=b/ =时，齿向载荷分配系数=1.04 由文献3中式3-5算得端面重合度：cos =cos=1.76按文献3中图3-16，当总重合度=1.76时，齿间载荷分配系数=1.23最后求得载荷系数K=11.051.041.23=1.347）重合度系数按文献3中式3-34算得重合度系数由上述第56步可知=1.00而原估取的=1.264因为，故原设计安全，不再重新进行有关的设计计算。（3） 确定许用弯曲应力和由文献3中式3-14 按文献3中图3-21（C）和（a），取弯曲疲劳极限应力= 220，=190 。根据弯曲应力变化总次数 601510.5（823008）=1.185601143.4（823008）=3.305按文献3中图3-23，取弯曲强度计算寿命系数=1，=1。按文献3中图3-24，当时，尺寸系数=1。按标准中规定，取试验齿轮的应力修正系数=2。按文献3中表3-8，当失效概率低于1/100时，取弯曲强度最小安全系数=1。将以上数值代入许用弯曲应力计算公式： =112=440 = 112=380 （6）验算轮齿弯曲强度由文献3中式3-24 根据当量齿数=36，=98；按文献3中图3-19和3-20，取齿形系数和应力修正系数分别为：=2.45 =2.20 =1.64 =1.79 按文献3中式3-11算得重合度系数 =0.68将以上数值及已知的K，代入弯曲应力计算公式得：=;=因，故弯曲强度满足要求。（7）主要计算结果中心距 a=200mm法面模数 =3 mm齿数 = 36 =98分度圆直径 =108mm =294mm齿顶圆直径 = 114mm =300mm齿根圆直径 =101.5mm =286.5mm齿宽 =75mm =70mm齿轮精度等级 8级材料及热处理 小齿轮选用45钢，调质HBS1=240270 大齿轮选用45钢，正火HBS2=160190四 轴的设计1 绘制轴的布置简图和初定跨距考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，记入尺寸s=10mm。考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k=10mm。为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c=5mm。初取轴承宽度分别为= 20 mm =22 mm =22 mm3根轴的支承跨距分别为 =190 mm=192 mm =192 mm2 高速轴承的设计1） 选择轴的材料及热处理：轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 轴的材料材料和热处理和齿轮的材料热处理一致，选用45号钢调质。2） 轴的受力分析轴的受力分析简图如图所示。图中 190 mm mm mm（a）计算齿轮的齿合力 N N N（b）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在水平面内的受力简图如图所示。 N N N.mm轴在水平面内的弯曲图如图所示。（c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图轴在垂直面内的受力如图所示=1607.62 N1992.48-1607.62=384.86 N=84400 N.mm =52918 N.mm 轴的合成弯矩图，转矩图见图。(d)求支承力，作轴的合成弯矩图转矩图 =4209.88N =1534.63N轴向力=1030.47N，用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用两端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承A上 =221019 N.mm =211012 N.mm T=164250N.mm（3）轴的初步计算由文献3中式7-10 mm按文献3中表7-1，轴的材料为45号钢调质处理，=637MPa按文献3中表7-4,插值得（）=58.7MPa取折算系数a0.6将、以上数值代入轴计算截面（C截面）直径计算公式 =35.14mm（4）轴的结构设计轴颈直径：40 45 50 55 60减速器输入轴的轴端直径403中间轴的设计1）选择轴的材料及热处理：轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。轴的材料材料和热处理和齿轮的材料热处理一致，选用45号钢调质。2）轴的受力分析轴的受力分析简图如图所示。图中192mm 53.5 mm192-53.5=138.5 mm192-63.5=128.5mm63.5mm（a）计算齿轮的齿合力=5183.22N=1920.88N=993.44N=10507.60tan=3824.45 N（b）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在水平面内的受力简图如图所示。=7214.11 N5183.22+10507.60-7214.11=8476.71 N=385955 N.mm =927013 N.mm轴在水平面内的弯曲图如图所示。（c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图轴在垂直面内的受力如图所示=3216.91 N 1313.34 N=172105 N.mm = =70264 N.mm =-83397 N.mm轴的合成弯矩图，转矩图见图。(d)求支承力，作轴的合成弯矩图转矩图 =7898.85N =8577.85N轴向力=912.89N，用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用两端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承A上 =422588 N.mm=458915 N.mm =544693 N.mmT=164250N.mm（3）轴的初步计算由文献3中式7-10 mm按文献3中表7-1，轴的材料为45号钢调质处理，=637MPa按文献3中表7-4,插值得（）=58.7MPa，取折算系数a0.6将、以上数值代入轴计算截面（C,D截面）直径计算公式 =46.00mm=47.83mm（4）轴的结构设计按经验公式，按表5-1可取=50mm轴颈直径：40 45 50 55 604低速轴1）选择轴的材料及热处理：轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。轴的材料材料和热处理和齿轮的材料热处理一致，选用45号钢调质。2）轴的受力分析轴的受力分析简图如图所示。图中 192 mm mm192-63.5=128.5 mm（a）计算齿轮的齿合力 =10208.44 N3715.57 N（b）求水平面内的支承反力， 轴在水平面内的受力简图如图所示。=3376.23NN N.mm轴在水平面内的弯曲图如图所示。（c）求垂直面内的支承反力， 轴在垂直面内的受力如图所示N2486.72N=157907 N.mm (d)求支承力 =3592.91N =7270.69N =211012 N.mm T=1500640N.mm（3）轴的初步计算由文献3中式7-10 mm按文献3中表7-1，轴的材料为45号钢调质处理，=637MPa按文献3中表7-4,插值得（）=58.7MPa取折算系数a0.6将、以上数值代入轴计算截面（C截面）直径计算公式 =35.14mm（4）轴的结构设计按经验公式，按表5-1可取=75mm轴颈直径：45 50 55 60 65五 滚动轴承的选择（1）高速轴上滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择型号。因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为=24000h。由前计算结果知：轴承所受径向力=1992.48 N，轴向力=1030.47 N，轴承工作转速n=510.5 r/min。初选滚动轴承6309 GB/T276-1994；按文献2中表13-14，基本额定动负荷=31500N基本额定静负荷=20500N=0.032=0.517eX= 0.56 Y=按文献3中表5-9冲击负荷系数=1.54626N41750N因，故309轴满足要求。309轴承：D=100mm，B=25mm，= 54mm（2）中间轴上滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择型号。因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为=24000h。由前计算结果知：轴承所受径向力=1920.88 N，轴向力=993.44 N，轴承工作转速n=143.4 r/min。初选滚动轴承6309 GB/T276-1994；按文献2中表13-14，基本额定动负荷=31500N基本额定静负荷=20500N=0.031=0.517eX= 0.56 Y=按文献3中表5-9冲击负荷系数=1.54474.6N26447.9N因，故309轴满足要求。309轴承：D=100mm，B=25mm，= 54mm（2）低速轴上滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择型号。因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为=24000h。由前计算结果知：轴承所受径向力=3715.57 N，轴承工作转速n=52.53 r/min。初选滚动轴承6013 GB/T276-1994；按文献2中表13-14，基本额定动负荷=32000N按文献3中表5-9冲击负荷系数=1.55573.36N23570.77N因，故309轴满足要求。013轴承：D=100mm，B=18mm，= 72mm六 键联接和联轴器的选择1高速轴上键联接的选择选A型普通平键=50 mm，=55 mm，=4550按文献2中表，初选键945GB1095-1979：b=14 mm,h= 9mm ,L= 45mm,l= 33mm按文献3中表7-2，键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为=110 ，= 90按文献3中式7-1和7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度 =44.24 =14.22 键的挤压强度和剪切强度满足要求选A型普通平键=40 mm，=60mm，=5055按文献2中表，初选键850GB1095-1979：b=12 mm,h= 8mm ,L= 50mm,l= 38mm按文献3中表7-2，键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为=110 ，= 90按文献3中式7-1和7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度 =54.03 =18.01 键的挤压强度和剪切强度满足要求2中间轴上键联接的选择选A型普通平键=50 mm，=50 mm，=4045按文献2中表，初选键945GB1095-1979：b=14 mm,h= 9mm ,L= 45mm,l= 37mm按文献3中表7-2，键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为=110 ，= 90按文献3中式7-1和7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度 =106.32 =43.82 键的挤压强度和剪切强度满足要求选A型普通平键=50 mm，=75 mm，=6570按文献2中表，初选键945GB1095-1979：b=14 mm,h= 9mm ,L= 70mm,l= 62mm按文献3中表7-2，键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为=110 ，= 90按文献3中式7-1和7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度 =81.35=26.15 键的挤压强度和剪切强度满足要求3低速轴上键联接的选择选A型普通平键=75 mm，=70mm，=6065按文献2中表，初选键1263GB1095-1979：b=20 mm,h=12mm ,L= 63 mm,l=55 mm按文献3中表7-2，键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为=110 ，= 90按文献3中式7-1和7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度 =101.26 =36.38 键的挤压强度和剪切强度满足要求按文献3中表10-1，工作情况系数K=1.52，取K=1.75计算转矩=1.751500.64=2626.12N.M选HL型弹性套柱销联轴器按文献2表15-3，选HL3联轴器60107GB5014-1985。许用转矩T=3150N.M,许用转速n=2800r/min因1.215齿轮端面与内箱壁距离11箱盖，箱座m肋厚m7 8.5轴承端盖外径+（55.5）150（1轴）150（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离150（1轴）150（2轴）150（3轴）八 润滑密封的选择对于二级圆柱齿轮减速器，当齿轮圆周速度V小于或等于2m/s时，飞溅的油量不够，此时应采用润滑脂润滑轴承，