减速器设计毕业设计

第一章概述11选题意义及背景减速器在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,主要应用在起重运输、水泥建材、重型矿山、机床、冶金、电力和航空、船用等国民经济及国防工业的各个领域，在现代机械中应用极为广泛。12设计要求图11行李输送机传动简图1电动机2V带传动3减速器4联轴器5输送带6输送带鼓轮1、设计参数输送带牵引力F为12KN；输送带的速度V075M/S输送带鼓轮的直径D100MM运转方向不变，工作载荷稳定，工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时。2、设计主要内容（1）传动方案的分析和拟定（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算（3）传动件齿轮传动、带传动的设计计算（4）轴的设计计算；（5）圆锥齿轮的设计。第二章机械传动系统的总体设计21电动机的选型1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件选取Y系列三相异步电动机2、选择电动机的容量工作机所需的功率为KWKFVW901075210P（11）该公式中代表工作机所需的功率，F代表输送带拉力，而V代表WP输送带速度。输送带与滚筒也有传动的效率，一般096098，此处由于工1作条件好，载荷平稳，取其为098；查参考文献【2】表34知，弹性联轴器的效率099，一对7级精度圆锥滚子轴承的效率2098，一对滚动轴承的效率099，闭式7级精度直齿圆锥34齿传动效率097587090980985254321（12）所需电动机所需的功率KWPW0341870/9/D133,确定电动机的转速查参考文献2表43,闭式圆柱齿轮传动比推荐为35，闭式圆锥齿轮传动比推荐为23，则圆锥圆柱齿轮减速器的传动比I总615,而工作机卷筒的转速为MIN/31241043756106RDVNW（14）所以电动机转速的可选范围为MIN/68221498735915631214RNINWD总（15）符合这一范围的同步转速有1000R/MIN和3000R/MIN现以电动机数据及计算的总传动比列于下表11方案电机类型额定功率P/KW同步转数R/MIN满载转速R/MIN电机质量KG参考价格（元）总传动比IA1Y90S2153000284022298132Y90L222300028402532013表114、选择电动机的型号根据上表数据分析，Y90S2型电动机合服要求,一方面价格便宜，另一方面质量较轻，便于运输。22动力和动力参数的计算1分配传动比设传动装置的总传动比为I，根据电动机的满载转速MN和工作机所需转速WN,按下式计算WMNI（16）其中2840R/MIN，根据（14）计算结果知143321R/MIN，带入数据MNW可知总传动比I20。2分配各级传动比根据机械设计手册推荐的齿轮传动比范围，圆锥齿轮23，圆柱齿轮31I2I521III（17）为了避免圆锥齿轮过大，制造困难，推荐，且，直齿轮II5013圆锥齿轮传动比,直齿轮圆柱齿轮传动比。31I623实际总传动比9816321II实，故传动比满足要求满足要求。0520I2各轴的转速各轴的标号均已在图11中标出N02840R/MIN，N1N02840R/MIN，N2N1/I194667R/MIN，N3N2/I214214R/MIN，N4N314214R/MIN3各轴的功率现在圆锥圆柱齿轮减速器内有三根轴，从电动机到工作机有五根轴，依次标记为0，1，2，3，4。，KWPDP,0111，K963202，W5P413K81023444各轴的转矩根据下列公式计算输进轴的转矩NPT950（18）带入相应的P和N的值可得T03477NM，T13363NM，T29429NM,T362820NM，T457176NM四、传动零件的设计计算1闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算A选材1）运输机为一般工作机，速度不高，故选用选用七级精度（GB/009588）。2）选择材料。由主教材表101选择小锥齿轮材料选用40CR，调质处理，硬度为280HBS，大锥齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS,二者的硬度差为40HBS。3初选小圆锥齿轮齿数为，则大圆锥齿轮齿数为24Z17243Z2由主教材图1021D按齿面硬度查的小锥齿轮接触疲劳强度和大锥齿轮接触疲劳强度，MPA60HLIM1PA50LI由主教材表1020C查的小锥齿轮接触疲劳强度和大锥齿轮接，。PA50IFE38FE2B计算小齿轮分度圆直径1计算应力循环次数N1047301582960JL60NN1（19）9282/74/I（110）2查主教材图10一19得解除疲劳寿命系数KHN1090,KHN2092,得取SHMIN10，540MPA960KHN/SMINLIH111117351/ILI2（112），计算取H1460PAH2C按齿面接触强度设计小齿轮大端模数由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计，则24Z17324IZ12实际传动比，且,/U31COT2TANU，75685则小圆锥齿轮的当量齿数，25324/COS18/CSZM12768572/COS1/CSZM21134表主教材表（106），有，取KT1328P9E又T13363NM，U3，30R1计算小锥齿轮分度圆直径3150592DUKTHZRRRIT114带入数据可得65ITMDRITM18523051201115C齿轮参数计算1计算圆周速度/S26960/521834/60NV1MD（116）2计算齿轮的动载系数K根据V262，齿轮七级精度由文献1108得动载荷系数KV112由主教材表102得使用系数KA125取齿间载荷分配系数1HF取由主教材表（109）得系数则25KBEKHKHBE151875（117）齿轮的载荷系数KKAKVKHAKH125112118752625（118）3按齿轮的实际载荷系数所算得的分度圆直径由式文献11010A得119M84573625KD3TT1MD1/Z178845/243285D齿轮弯曲疲劳强度设计（120）1由文献1图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPA,大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPA2由文献1图108查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1085，KFN20873计算弯曲疲劳强度的许用应力，取安全系数S14FLKF1FE1/S085500/1430357（121）F2KF2FE2/S0873800/1423614（122）4计算载荷系数KHKF1875KKAKVKFKF1251121187526251235查取齿形系数（1COSZMDZV24）2985CS411V67O22VZ查文献1表105查得YFA12614，YFA22114查得应力校正系数YSA11591,YSA21884计算小齿轮的并加以比较FYSA2614X1591/303570013691AYF2114X1884/236140016872SH2，计算取H1H2576MPA3按齿面接触强度设计小齿轮模数由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计取齿数Z120，则Z2Z1I1220446892，取Z289实际传动比UZ2/Z189/20445,由文献1表115有ZE1898MPA,由文献1取KT15又T1381368，U446，由文献（1）表107齿宽系数D1（133T2HET1DTKZ2DU35）带入上述数据可得652ITD齿轮参数计算1计算圆周速度VDLNL/6000031463652320/600001066M/S1362计算齿宽BBDDLT162246224MM（137）3计算齿宽与齿高之比B/H模数MTDLT/ZL63652/203183（138）H225MT7162B/H63652/716288874计算载荷系数K根据V1066M/S，齿轮七级精度由文献1图108得KV105由文献（1）表102得使用系数KAL25对于直齿圆柱齿轮KHLKH由文献（1）表104插值法得7级精度小齿轮相对支承非对称布置KH1314由B/H887，KH142，查得文献1图1013得KF135齿轮的载荷系数KKAKVKHKH125105113141724（139）按齿轮的实际载荷系数所算得的分度圆直径由文献1式1010A得140M8906372465KD3TT1MDL/Z168890/2034945MM（141）E按齿轮弯曲强度设计（142）1由文献1图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPA,大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPA2由文献1图108查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1087，KFN20913计算弯曲疲劳强度的许用应力，取安全系数S14F1KF1FEL/S087500/14310714MPA（143）F2KF2FE2/S08853800/1424700MPA（144）4计算载荷系数KF135KKAKVKFKF125105L1253L6451455查取齿形系数由文献（1）表105查得YFAL265，YFA22186查得应力校正系数由文献（1）表105查得YSAL158，YSA21797计算小齿轮的并加以比较FYSA280155/310714001397F1SAY22021754/2402140015862TC597NM,许用转速N4700R/MINN960R/MIN所以联轴器符合使用要求。D作用在小锥齿轮的受力L圆周力FTL2TL/DML239100/6511446154N2径向力FRLFTLTANCOS111446154TAN20CO3轴向力FALFTLTANSIN11144615TAN20SINL8435131670NE轴的结构设计（装配见装配图）图I根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和和长度1为了满足半联轴器的轴向定位要求，III轴段右端需制出一轴肩D30MM,12故取IIIII的直径D35MM,右端用连接轴承，取,半联轴器与轴23MD403配合的毅孔长度为L160MM，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故III轴段应比L1略短一些，取L58MM。2初步选定滚动轴承因轴承同时承有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并并取40MM,，由文献2表124轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，34D标准精度级的单列圆锥滚子轴承选用型号为30208，其主要参数为D40MM，D80MM，T1975MM,B18MM,C16MM,，DA47MM,所以MIND40MM,D36MM,D40MM,L3025MM。34455634563取安装套筒处的45处的直径D36MM,，在67处取其直径DL1034,其长度。M867ML10674由轴承盖端的总宽度为26MM,套筒宽度10M确定,取L30MM。23至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。为了保证齿轮与轴具有良好的配合的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，67NH同样半联轴器与轴相连，配合也为。滚动轴承与轴的周向定位是67NH有过渡配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为M63取轴端倒角为245。，各轴肩处的圆角半径为R2。F求轴上的载荷。该轴受力计算简图如图12B，齿轮1受力图（1）求垂直面内的支撑反力L处轴承的T2525MMA195MM34L212TA132197552MM45L1（252519751020）3285MM根据实际情况取L274MM，估取L355MMMB0FFTL2L1/L11144615357552/521931539N1NHY0，FTF11446151931539786923N21NH根据弯矩方程可得轴承一处弯矩为MH4092048N2水平面内的支撑反力MB0，FRL1L2FALDML/2/L23950093575521NVF975465/2/52584284N，Z0,FR395009N584284N189275N2V1V根据弯矩方程可得MV14318773N,MV298423N3合成弯矩M40920484092048984239842342087487N4作轴的扭矩图如图12C所示，计算扭矩TT139100NMM表载荷水平面H垂直面V支反力F（N）FNH1786923NFNH2786923NFNV158428NFNV2189275N弯矩（NMM）MH4092048NMV198423NMV24318773NMM总弯矩（NMM）M142087487NMM扭矩（NMM）T39100NMM5校核高速轴I进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据文献【1】中式（155）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取06。式中MM1,T139100NMM。则（153）A586212CAMPWT前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献【1】表151查的60MP。因此，所以满足强度要求。1CA2减速器中速轴2的设计A选择材料由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，由文献【1】表151B160MPA。B1）求轴II上的功率，转速和转矩P2374KW,N2320R/MINT2111600NMM2）初步确定轴的最小直径先按文献【1】式152初步估算轴的最小直径，据文献【1】表153，取A，于是得10MNPD76132041320MIN由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大57，故D1176157123481258MM。MINC作用在大锥齿的受力1圆周力FT2FTL1144615N,2径向力FR2FAL131670N3轴向力FA2FRL395009ND作用在小直齿的力1圆周力FT32T2/D12111600/703188571N2径向力FR3FT3TAN318857TAN201159906NE轴的结构设计1拟定结构方案如下图（装配方案见装配图）图根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度1初步选定滚动轴承，因轴承同时承有径向力和轴向力的作用,故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据为了便于轴承的选择和强度的要求选择，轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥MD3012滚子轴承30306。由文献【3】表67得其主要参数为D30MM，D72MM，T2075MM,B19MM,C16MM,DA37MM,所以取套筒的厚度为8MM，MIN，另外在上图中轴承的最左端要安装圆螺母，又要安装轴承端D306712盖，再综合考虑取。L6212因为安装小直齿轮，其齿宽为75MM，直径为70MM,所以，D36MM,L2371MM。233轴的12和六七段设置挡油环和套筒，其中挡油环的长度为1275MM,套筒的长度为145MM,高度为10MM,所以取，40MM,L30MM。67D674）在45处安装大锥齿轮，大锥齿轮的宽度，至此，ML504D425至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表122334455667MML627118501040DMM3036344248302轴上零件的周向定位大锥齿齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由文献【1】表61查得平键23D截面B,键槽用槽铣刀加工，长为45MM在45处由文献【1】表61812H查的平键键面B，长为63MM。为了保证齿轮与轴具有良好的配合0的对中性，故选择齿轮轮与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是有过67NH渡配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为M6。3取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径为R2F求垂直面内的支撑反力该轴受力计算简图如下图所示图轴承的T2075MM,A153M,L71MM,L50MM2345L34016820751536945MM取圆锥齿受力点在轴上的长度LM10MML23751755010MM65MML120751538133575375MM6445MM水平面内MBH0FT2L2L3FT1L3/L1L2L331206945652NHF114461546945/64456569452476324NY0，FT2FT11788292N1NH2NHF水平面内根据弯矩方程可以解得MH115959908NMM,MH21241969NG水平面内的支撑反力MBV0，FHV2FR2L3L2FR1L1FA1DM2/2/L1L2L31134962656945131676945395009975/6445656945592256NZ0，FHV1FR2FR3RAZ9754107091342958255N，垂直面内也可以跟据弯矩方程可以解得MV138170899NMM,MV28322069NMM,MV346835447NMM，H合成弯矩NMMVHII25164022NMMVH4061275223323I作轴的扭矩图如图所，计算扭矩TT2116000NMM表载荷水平面H垂直面V支反力F（N）FNH11788292FNH22476324FNV674376FNV2592256弯矩MNMMM115959908MH21241969MV138170899MV28322069MV346835447总弯矩MNMMM1164100225M2124475406M3132734431扭矩TNMMT116000J校核中速轴2强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据文献【1】中式（155）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取06。式中MM1,T11600NMM,轴的计算应力为MPAWTMCA1735221前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献【1】表151查的60MP。1因此，所以满足强度要求。所以满足强度要求。1CAK精确校核轴的疲劳强度所用的表来自文献11判断危险面虽然键槽对轴有削弱，但轴的最小直径是按扭转强度确定的，因此这个截面不是危险面。只有在截面C处有较大的应力集中，因此必须对其进行精确校核。2截而B左侧抗弯截面系数W01D01302700MM（133354）抗扭截面系数W02D02305400MM（155）T33截而B右侧的弯矩M为MNM6294570691截面C上的扭矩TT2111600NMM。截面上的弯曲应力（156）MPAPAWMB92716270453截面上的扭转切应力T54162轴的材料为45钢，调质处理由文献【1】表151查得B640MPA，S355MPA，275MPA,155MPA11截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【1】附表32查取。因033，,经查文献【1】表12用插值法可得301DR21306DD215，17又由轴的材料的敏感系数为082,085Q故有效应力集中系数按文献【1】附表34K11108221511943Q（157）K1110851711595（158）由文献【1】附图32尺寸系数086由附图33的扭转尺寸系数09，轴按磨削加工，由附图34得表而质量系数为092轴未经表面强化处理，即1，则得综合系数为Q（159）85913462KK又由31及32节得碳钢的特性系数0102，取0100501，取005于是，计算安全系数S值，按文献1156到158式得CA（160）92561MAKS（170）871A（171）51952SSSCA故可知其安全。3截面B的右侧抗弯截面系数W和抗扭截面系数WT29316204513DT弯矩M及弯曲应力为MNM584571MPAPAWB3762693TNM103PAT91232过盈配合处的于是的,808,KKT插值，并取】附图由文献【则，。861410按磨削加工，由文献【1】附图34得表面质量系数为092故得综合系数为62195KK所以截面B的安全系数为561MAKS91A512352SSSC故该轴B右侧的强度也是足够的。至此，轴的设计计算即告结束，故所选轴安全。3减速器高速轴3的设计A选择材料由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按文献1表83查得B640MPA,B60MPA1B由扭矩初算轴的最小直径机用的减速器低速轴通过联轴器与滚筒的轴相连接，其传递功率为3665KW，转速为7175R/MIN。由文献【1】表153查得A110,所以0MNPD81405763132MIN输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径，为了便于选择轴的直径2D与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩CAT，查文献【1】表141，考虑转矩变化NMTKA5531038610874很小，故取，则A按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，由文献【3】表85选用LT8型CA弹性柱套住销联轴器，其公称转矩为710NMM。半联轴器孔径45MM，故取1D，半联轴器的与轴的配合毂孔长度L184MM。MD4512图D作用在小直齿的力1圆周力FT4FT33120N2径向力FR4FR31134962NE轴的结构设计1拟定结构方案如上图（装配方案见装配图）。2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和和长度1为了满足半联轴器的轴向定位要求，12处与联轴器右端需制出一轴肩，由于D45MM,且在23段的直径23的直径，D49MM；左端用轴端挡圈定位，1223按轴端挡圈定位,按轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故12轴段应比L1略短一些，取L82MM。122初步选定滚动轴承，因轴承只承有径向力的作用，故选深沟球轴承。参照工作要求并根据D49MM,由文献【3】表61轴承产品目录中初步选取0基本游3隙组，标准精度级的单列深沟球轴承选用型号为6211,其主要参数为D55MM，D100MM，B21MM,DA57MM，故。MIN而,57834MDL21783取安装齿轮处的轴端45的直径D60MM,齿轮的左端之间采用套筒定位。45大直齿的齿的宽度为70MM，为了使套筒端面可靠定位也压紧齿轮，此轴的端面应略短于轮毂宽度，故取的长度。齿轮右端采用轴肩定位，L673045轴肩定位，轴肩高度H007D,取H5MM,则轴环处直径。轴环宽度BMD7056取。,41HML0564由轴承盖端的总宽度为20MM,根据轴承端的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离30MM,故取所LL253以取L45MM。235）取齿轮距箱体内壁之距离A16MM,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离C20MM考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离S8MM,已知滚动轴承宽度B21MM。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离S8MM,已知滚动轴承宽度B8MM，大锥齿轮轮毂L50MM,则MLSACLLSB8467056734至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由文献【1】表61查45D的平键截面。键槽用键槽铣刀加工，长为56MM保证齿轮与轴具有18HB良好的配合的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样半联轴器与轴67NH相连，配合也为,选用平键为。滚动轴承与轴的周向定位是有过67KH70914渡配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为M63取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径为R2。F求轴上的载荷。该轴受力计算简图如图12B，齿轮1受力图A求垂直面内的支撑反力ML21058410321395MMMA0RCYFT4LL/L1L23120705/70513951047428NY0，RAYFT4RCY3120104742820725714N，根据弯矩方程可得NMHB28146B水平面内的支撑反力MA0,RCZFR4L1/L1L21134962705/7051395381023NZ0，RAZFR4RCZ1070916379753939N根据弯矩方程可得NMHB715322C合成弯矩M6948221D作轴的扭矩图如图12C所示，计算扭矩TT3487800NMM表载荷水平面H垂直面V支反力F（N）RCY1047428RAY20725714RCZ381023NRAZ753939弯矩M（NMM）HB114611628NMMHB25315271NMM总弯矩NMMM15548369NMM扭矩T（NMM）TT3487800NMM6校核低速轴3进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据文献【1】中式（155）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取06。式中MM1,T487800NMM,轴的计算应力为MPAWTMCA1987221前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献【1】表151查的60MP。1因此，所以满足强度要求。所以满足强度要求。1CA六、滚动轴承的选择与寿命计算轴承的最低额定寿命L153001672000HH1减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算1高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取D40MM,由2表124选用型号为30208,其主要参数为D40MM，D80MM，CR63000N，E037，Y16,C0R74000N2计算轴承1的受力如图3支反力图由前轴1的计算值知RBY786923N,RBZ189275NRCY1931539N,RCZ584284NFA1131670NNMRBZYRB36580922CZC714对两轴承计算轴向力FA1和FA2派生轴向力FD1809365/32252927NYFI2172FD22017977/32630617NY2173接下来分析轴向窜动，根据FD1FA384579031FA2/RC630617/20179770312031由文献【1】表135查的X1X204，由文献【3】查的Y1Y216应轴承运转少量冲击，按文献【1】表136,F1012,取F12,则PPP1FX1RBY1FA11064025174PP2FX2RCY2FA241772221P（175）6应算轴承寿命计算轴承寿命时P1FD2,故而可知轴承有左窜动的趋势。则FA1FD1FA2106506NFA1FD1670051N5求轴承的当量动载荷P1和P2FA1/RB106506/25461950418031