减速装置的传动比分配

1、 目录1电机选择.12选择传动比.32.1总传动比.32.2减速装置的传动比分配.33各轴的数.43.1各轴的转速. 4 3.2各轴的输入功率.43.3各轴的输出功. .43.4各轴的输入转矩.43.5一各轴的输出转矩.53.6一各轴的运动参数表.64蜗轮蜗杆的选择. 74.1选择蜗轮蜗杆的传动类型. 74.2选择材料. 74.3按齿面接触疲劳强度计算进行设计.74.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺.84.5校核齿根弯曲疲劳强度. .94.6验算效率.94.7精度等级公差和表面粗糙度的确定. l05圆柱齿轮的设计115.1材料选择.115.2按齿面接触强度计算设计. 115.3计算. 125.4

2、按齿根弯曲强度一计算设计. 135.5取几何尺计算. 146轴的设计计算.156.1蜗杆轴.15 6.1.1按扭矩初算轴径. 156.1.2蜗杆的结构设计. 156.2蜗轮轴.166.2.1输出轴的设计计算.166.2.2轴的结构设计.176.3蜗杆轴的校核.186.3.1求轴上的载荷.186.3.2精度校核轴的疲劳强度.216.4蜗轮轴的强度校核.23 6.4.2精度校核轴的疲劳强度.267滚动轴承的选择及校核计算. 307.1虫呙杆轴上的轴承的选择和寿命计算.307.2蜗杆轴上轴承的选择计算.318键连接的选择及校核计算.358.1输入轴与电动机轴采用平键连接.35 8.2输出轴与联轴器连

3、接采用平键连接.358.3输出轴与蜗轮连接用平键连接.369联轴器的选择计.379.1与电机输出轴的配合的联轴.37 9.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器.3710润滑和密封说明. 3910.1润滑说明. 3910.2密封说明.3911拆装和调整的说明. 4012.减速箱体的附件说.411.电机选择（1）上料机构所需输出功率： n kw所需电机的输出功率： kw传递装置总传递效率： 式中： ：蜗杆的传动效率0.75：每对轴承的传动效率0.98：皮带的传递效率0.96：联轴器的效率0.99：卷筒的传动效率0.96所以， kw故选电动机的额定功率为4kw。满足此要求的合适的选择方案如下表：方案型

4、号额定功率/kw同步转速/r/min满载转速r/min重量价格1y132m-43750710重高2y132s-631000960中中3y100l2-4315001420轻低 考虑电动机和传动装置的尺寸重量及成本，可见第二种方案较合理，因此选择型号为：y132s-6的电动机。（2）确定计算功率查教材机械设计表8-7取工作情况系数k=1.1,故p = kp=3.3 kw2.选择v带类型 根据计算功率kw、电机满载转速=960r/min由机械设计图8-11选择a型。（1）确定带轮的基准直径d并验算带速 v 1）初选小带轮的基准直径d 根据机械设计表8-6和8-8，取小带轮的基准直径d=125 mm

5、2）验算带速v 按式（8-13）验算带的速度因为5 v45hrc,可从从机械设计教材p254表11-7查得蜗轮的基本许用应力，则应力循环次数寿命系数则=mpa(6）计算中心距mm取中心距a=160mm,因i=16,故从教材p245表11-2中取模数m=8mm, 蜗杆分度圆直径=80mm这时=0.5从教材p253图11-18中可查得接触系数=2.64因为e所以，x=0.44,y=1.40。当量动载荷0.44595.625+1.40858.5=1463.975n深沟球轴承所受的径向力约为n当动载荷=1191.25所以，应用核算轴承的寿命因为是球轴承，所以取指数=3，轴承计算寿命减速器设计寿命所以，

6、满足寿命要求。7.2蜗杆轴上轴承的选择计算(l）轴承的选择 选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=65mm，选用角接触球轴承的型号为7213c 主要参数如下：d=120mm;b=23mm;a=24.2mm 基木额定静载荷c。55.2 kn 基本额定动载荷c=52.5kn极限转速9000 r/min(2）寿命计算对于70o00c型轴承，按表13一7轴承派生轴向力，其中e为表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故先初取e=0.4，囚此可估算： nnn按式13-11得nnn由表13-5进行插值计算，得，再计算：n n n n 两次计算的的值相差不大，因此可以确定，。（3）轴承

7、当载荷量、因为由表13-5分别进行查表和插值计算的径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 对轴承2 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取，则： p=5930.6381n轴承计算寿命h减速器设计寿命h h所以，满足寿命要求。（4）静载荷计算 查书l械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷2.3825kn因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数1.，所以，满足强度条件。 (5）极限工作转速计算以上所选各轴承的极限转速1440r/min都成立，所以他们的极限转速一定满足要求。8键连接的选择及校核计算8.1输入轴与电动机轴采用平键连接根据轴径，=82mm，查机械设计课程设计书p123可选用a型平键

8、，得：b=10,h=8,l=70,k=4。即：键键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查的许用应力=,取其平均值110mpa。键的工作长度：l=l-b=70-10=60mm键与联轴器接触高度k=0.5h=0.5=4mm。由式（6-l）得：所以此键强度符合设计要求。8.2输出轴与联轴器连接采用平键连接根据轴径=7omm, =90mm，查机械设计课程设计书p123可选用a型平键，得：b=20,h=12,l=70，k=6即：键207ogb/1096-2003键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查的许用应力 =,取其平均值110mpa。键的工作长度：l=l-b=70-20=50mm键与联轴器接触高度

9、k=0.5h=0.5=6mm。由式（6-l）得：所以此键强度符合设计要求。8.3输出轴与蜗轮连接用平键连接根据轴径=65mm, =82mm，查机械设计课程设计书p123可选用a型平键，得：b=16,h=10,l=70，k=5即：键167ogb/1096-2003键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查的许用应力 =,取其平均值110mpa。键的工作长度：l=l-b=70-10=60mm键与联轴器接触高度k=0.5h=0.5=5mm。由式（6-l）得：所以此键强度符合设计要求。9联轴器的选择计算9.1与电机输出轴的配合的联轴器(l）计算联轴器的计算转距 查表14-1得小转距、电动机作原动机情况卜

10、取1.5 (2）型号选择 根据前面的计算，电机输出轴d=38mm，选择弹性联轴器tl6型。主要参数如下：公称扭距=250nm（满足要求）许用转速n3300r/minn=96or/minnn,因此此联轴器符合要求。轴孔直径d=38mm轴孔长度l=60mm9.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器(l）计算联轴器的计算转距 查表14-1得小转距、电动机作原动机情况卜取1.5(2）型号选择 根据前面的计算，电机输出轴d=65mm，选择弹性联轴器hl4型。主要参数如下：公称扭距=1250nm 许用转速n2800r/minn=31.0875r/minnn,因此此联轴器符合要求。轴孔直径d=65mm轴孔长度l

11、=60mm10润滑和密封说明10.1润滑说明 因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。10.2密封说明 在试运转过程中，所有联接而及轴仲密封处都不允许漏油。剖分而允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。11拆装和调整的说明 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙

12、及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。12减速箱体的附件说明 机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也一可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。3.2 搅拌容器的设计计算3.2.1确定筒体的几何参数（1）筒体型式 选择圆

13、柱形筒体（2）确定内筒筒体的直径和高度 由于搅拌过程是液固相混合，一般来说搅拌装置的径高比（hd）为11.3，本次设计选用高径比为1.2。已知搅拌容积是500l，根据公式 （1）可以计算处筒体的直径d=0.80m，筒体高h=0.96 m。（3）筒体材料的选择及估算筒体钢板的厚度 根据冶金手册产品的标准，我们选用普通碳素钢，根据gb1501998中对碳素钢的要求和钢板之间的差别，我们选用q235b热轧钢板，厚度尺寸选用9mm。（4）计算筒体的壁厚及强度校核按照材料力学中的强度理论，对于钢制容器适宜采用第三、第四强度理论，但是由于第一强度理论在容器设计史上使用最早，有成熟的实践经验，而且由于强度条

14、件不同而引起的误差已考虑在安全系数内，所以至今在容器常规设计中仍采用第一强度理论，即 式中是器壁中三个主应力中最大一个主应力。对于内压薄壁容器的回转壳体，周向应力为第一主应力，径向应力为第二主应力，而另一个主应力是径向应力，由于、与相比壳忽略不计，即=0，所以第三强度理论与第一强度理论趋于一致。因此在对容器个元件进行强度计算时，主要确定，并将其控制在许用应力范围内，进而求取容器的壁厚。容器圆筒承受均匀内压作用时，其器壁中产生的如下薄膜应力（圆筒的平均直径为d，壁厚为t）： 很显然，=，故按照第一强度理论，有 （2）在容器设计中，一般只给出内径值di，则d=di + t，将其代入上式，得 p(d

15、i+t)/2t （3）容器圆筒在制造时由钢板卷焊而成，焊缝区金属强度一般低于木材，所以上式中的t应乘以系数。所以，考虑容器内部介质和周围大气腐蚀、供货钢板厚度的负偏差等原因，设计厚度应比计算厚度大。设t为圆筒的计算厚度，则由上式可得（4）式中p设计内压力，mpadi圆筒内直径，mmt 计算厚度，mm 焊缝系数，1.0设计温度下圆筒材料的作用应力，mpa。式(4)即为内压圆筒厚度的计算公式。已知q235-b 钢的设计内压力p1.6 mpa，选用p=1.0mpa，许用应力=125 mpa，=125 mpa，=0.5，所以计算厚度t=（1.0800）（21250.50.2）=7mm。代入（2）式验算

16、得=61.4=125 mpa，符合要求。3.3搅拌轴的结构及材料3.3.1轴的结构 搅拌轴主要用来支承搅拌器的，并从减速器输出轴取得动力使搅拌器旋转，达到搅拌的目的。因此，搅拌轴的结构就是以这些要求为依据进行设计的。搅拌轴上端应同减速器输出轴相连。它们是通过联轴器相联接的，因此，搅拌轴上端必须复合联轴器的联接结构要求。轴上相应的位置应加工出同搅拌器相配合的结构尺寸。目前常用的搅拌器大都采用平键、穿轴销钉或穿轴螺钉固定。其结构如下图所示。1搅拌器2防锈螺母3.3.2轴的材料 搅拌器轴的材料通常选用45号钢，还应进行正火或调质处理。同时由于化工反应中有腐蚀，所以还要进行防腐蚀处理。3.3.3搅拌轴

17、的计算 搅拌轴的计算主要是确定轴的最小截面尺寸（轴径），需要进行强度、刚度计算或校核，验算轴的临界转速和挠度等，以便保证搅拌轴能安全可靠的运转。 搅拌轴的特点是细而长，搅拌器设在轴的一端，轴受到扭转、弯曲和轴向等组合载荷，其中以扭转载荷为主。工程应用中常用近似的方法进行强度计算，即假定轴只受到扭矩作用，然后用增加安全系数以降低材料许用应力的办法来补偿其他载荷的影响。（1） 轴的强度计算 轴的扭转强度条件是：max = （10） 由上式可知，只要知道了搅拌轴上所传递的扭矩mt和轴材料的许用剪应力值后，就可求出轴的抗扭截面模量，即：wp= （11） 已知mt可由轴传递的功率p和转速n求出，即：mt

18、=9.55106p/n （12）然后再根据抗扭截面模量wp同轴径d的关系求出搅拌轴的最小直径。因为wp= （13）将（12）（13）式代入（11）式得d365.09mm 已知搅拌轴的功率为4.4kw，轴的转数n=40r/min，=40mpa，代入上式得d=51.2mm。考虑到腐蚀，故搅拌轴的直径为55mm。（2）轴的刚度的计算 为了防止搅拌轴产生过大的扭转变形，从而在运转中引起振动，造成动密封失效，应该把轴的扭转变形限制在一个允许的范围内，这就是设计中的扭转刚度条件。为此搅拌轴要进行刚度计算。 工程上是以单位长度的扭转角不得超过许用扭转角作为刚度条件的，即：max=103 （14）轴扭转变形的扭转角，/m