减速箱设计说明书

word格式可编辑目录11123333555567专业资料整理word格式可编辑N年第一章传动装置总体设计方案图word格式可编辑1.2该方案的优缺点于轴承对称分布，原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。专业资料整理word格式可编辑第二章电动机的选择2.1选择电动机类型按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。2.2选择电动机的容量电动机所需的功率为ppdwaa由电动机到工作机的传动总效率为2224a35式中、、分别为轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。2345取0.97（齿轮精度为80.99（弹性2345=0.8952224a35所以p4.08p==4.561kWw0.895da根据机械设计手册可选额定功率为5.5kW的电动机。2.3确定电动机转速工作机轴转速为60v60×1000×6.83.1416×550n==236.13r/minD一级圆柱齿轮减速器传动比i3~52理范围为3-5。故电动机转速的可选范围为n(3~5)236.13=708—inda1181r/min为Y132M2-6，电机主要技术参数，如表2.1所示。专业资料整理word格式可编辑表图表Kword格式可编辑第三章传动参数的计算3.1计算各轴转速960niⅠ轴Ⅱ轴=960.000/minnrd110960.000nn=236.128/minr14.072i1236.1281.000工作机轴nn=236.128/minr323.2计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率Ⅰ轴P=P=4.561×0.99=4.516KW14dⅡ轴P=P=4.516×0.99×0.97=4.336kW2123工作机轴=4.336×0.99×0.95=4.250kWPP3221各轴输出功率Ⅰ轴=P=4.516×0.99=4.470PPkWkW112Ⅱ轴=P=4.336×0.99=4.293222工作机轴PP==4.250×0.99=4.208kW3323.3计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩T为d4.561pnTd9550×=45.374Nmd960.000d4.516pⅠ轴输入转矩9550×=44.920NmT1960.0001n1专业资料整理word格式可编辑p4.3369550×Ⅱ轴输入转矩=175.378NmT2236.1282n24.250pn工作机轴输入转矩9550×=171.888NmT3236.12833各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。3.4计算结果运动和动力参数计算结果整理后填入表3.1中。表功率P（kw）转矩T（N·m）转速n传动比效率η工作机轴专业资料整理word格式可编辑第四章传动装置的设计计算选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，齿轮2材料为45钢(调质)硬度为240HBS。齿轮1齿数20，齿轮2齿数82。按齿面接触强度：齿轮1分度圆直径1Z2d2.3231E]ti1dH其中：K——载荷系数，选Ktt——齿宽系数，取1dd——齿轮副传动比，i1112——材料的弹性影响系数，查得ZMPaZEE——许用接触应力H查得齿轮1接触疲劳强度极限查得齿轮2接触疲劳强度极限MPa。HMPa。H2班制，一年工作2天，工作年）5N60njL6011h1()108Ni8N1=10821查得接触疲劳寿命系数，KKHN1HN2取失效概率为，安全系数，得：S1×KHN1Hlim1MPa1H1S×K=MPaHN2Hlim21H2S带入较小的有H专业资料整理word格式可编辑2d2.3231E]ti1dH13==mm×2dnt圆周速度齿宽=/msv1bd×=1mmdtd模数齿高=mmmtz1h2.25mnt=mmb/h=计算载荷系数K：已知使用系数；KA根据K/，级精度，查得动载系数；vms8v用插值法查得1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的8齿向载荷分布系数；KH查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数K；F查得齿间载荷分配系数故载荷系数；1KKHFKKKKKHAvH按实际载荷系数校正所算的分度圆直径KK3dd1×=mm3tt计算模数m：ndm=mm1zn1按齿根弯曲强度：专业资料整理word格式可编辑2KTYYm1FaSa3nzd12F计算载荷系数KKKKK=FAvF查取齿形系数：查得Y，YFa1Fa2查取应力校正系数：，YYSa1Sa2查得齿轮1弯曲疲劳极限查得齿轮2弯曲疲劳极限MPa1MPa2取弯曲疲劳寿命系数，KKFN1FN2计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数，得SFN1FE1K=MPaF1SFN2FE2K=MPaF2S计算齿轮1的YY并加以比较FaSaFYY11F1YY=2Sa2F2齿轮的数值大2则有：2YYm13nz2d1F32==mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强n度计算的模数，取模数mmm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接n专业资料整理word格式可编辑触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径mm来计算应有的齿d1数。则有：dz1=1mn取，则zzi=z1211计算齿轮分度圆直径：dzmmm11ndzmmm22n几何尺寸计算计算中心距：dd2=2=mma12计算齿轮宽度：bd×≈mm1d1取B，Bmm。mm12表a2i1’材料专业资料整理word格式可编辑齿面硬度第五章轴的设计5.1轴的概略设计（1）材料及热处理根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。（2）按照扭转强度法进行最小直径估算PdA3n轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103—126，则取A=110。4.516P1n13Ⅰ轴dA3110×110×=18.43mm=29.02mm960.0001P2n3Ⅱ轴dA3236.12822（3）装V带轮处以及联轴器处轴的直径考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：Ⅰ轴dⅡ轴dd19.72mm1d31.92mm2将各轴的最小直径分别圆整为：d=20，d=35。mmmm5.2轴的结构设计及校核5.2.1高速轴的结构设计高速轴的轴系零件如图所示专业资料整理word格式可编辑图各轴段直径及长度的确定d11：轴1的最小直径，d11=d。mm1mind16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=36l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=38l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=71.6l15：由小齿轮的宽度确定，取l15=60mmword格式可编辑d1120mml1138mmTN1t1d1径向力FFtan1647.08×tan20°=599.49Nr1t1n（1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；（2）支撑反力，在水平面上为l=582mmmmmmFlr1323式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。r1word格式可编辑1647.08×58Flt13llRR-=-823.54N58+5823轴承A的总支承反力为RRR(299.74)+(-823.54)=876.39N2222AAHAV轴承B的总支承反力为RRR(299.74)+(-823.54)=876.39N2222BBHBV（3）弯矩计算MRl299.74×58=17385.17Nmm1H3在垂直平面上为MRl-823.54×58=-47765.37NmmV2合成弯矩，有MMM(17385.17)+(-47765.37)=50830.85Nmm2221H2V1（4）画出弯矩图如下图所示（5）转矩和转矩图T44471.21Nmm1齿轮轴处弯矩较大，且齿轮轴左侧既承受弯矩又承受扭矩。其抗弯截面系数为3.14×363d3W=4578.12mm332抗扭截面系数为3.14×363d3W=9156.24mm3T16最大弯曲应力为0.00M=11.10MPaA4578.12WA扭剪应力为44471.219156.24T1W=11.10MPaT专业资料整理word格式可编辑取折合系数0.6，则当量应力为22eA<[]，故强度满足要求。e5.2.3低速轴的结构设计word格式可编辑图mmmmmmmmd25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=43mmd26：轴3的最小直径，d26=d2min=35各轴段长度的确定mmmml22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=22.5mmmmmml25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=63.6mmmm图word格式可编辑表l2119l2222.5l2353l2441.5l2563.6l2660mm5.2.4低速轴的校核2×175.38216.00T圆周力Ft2=1623.87N2d2径向力FFtan1623.87×tan20°=591.04Nr2t2n（1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；（2）支撑反力，在水平面上为如低速轴结构图所示l=103.11l=58.52l=58.5mmmmmm3591.04×58.558.5+58.5Flr22llRR-=-295.52NAHBH23在垂直平面上为1623.87×58.558.5+58.5Flt22llRR=811.93N23轴承A、B的总支承反力为RRRR(-295.52)+(811.93)=864.04N2222ABAHAV（3）弯矩计算MRl-295.52×58.5=-17287.89Nmm2H3在垂直平面上为MRl811.93×58.5=47498.08NmmV3合成弯矩，有MMM(-17287.89)+(47498.08)=50546.40Nmm22H2V222（4）画出弯矩图如下图所示专业资料整理word格式可编辑（5）转矩和转矩图mmT175377.53N2因齿轮所在截面弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。已知低速大齿轮键槽=14mm,t=4.5mm。其抗弯截面系数为bbt(dt)3.14×4533214×4.5(45-4.5)22×45d32-=7793.47mm3W2332232d23抗扭截面系数为bt(dt)3.14×4531614×4.5(45-4.5)22×45d32W-=16735.11mm32323162dT23最大弯曲应力为50546.407793.47MW=6.49MPa2b扭剪应力为T2W10.48MPaT取折合系数0.6，则当量应力为)6.49+4×(0.6×10.48)=14.15MPa2222eb查得[]60<[]，故强度满足要求。MPae专业资料整理word格式可编辑基本尺寸/mm安装尺寸/mm轴承代号62066209word格式可编辑5.3.2轴承的校核输入轴轴承校核6206的基本额定动载荷Cr载荷C=11.5kN。r01.求两轴承受到的径向载荷R和RAB将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A点总支反力RRR=876.39N2H2AAVB点总支反力RRR=876.39N。22BBHBV2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3.求轴承的当量动载荷P根据工况，查得载荷系数f=1.2;X=1,X=12P1P=f（XR）=1051.67N11PAP=f（XR）=1051.67N22PB4.验算轴承寿命因P1<P2，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为5（年）×300（天）×16（小时）=24000h。10C6Lh()=110672h>24000h轴承具有足够寿命。r60nP1输出轴轴承校核6209的基本额定动载荷Cr载荷C=20.5kN。r01.求两轴承受到的径向载荷R和RAB将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A点总支反力=864.04NRRR2HR2AAVB点总支反力R=864.04N。R22BBHBV2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力专业资料整理word格式可编辑3.求轴承的当量动载荷P根据工况，查得载荷系数f=1.2;X=1，X=1P=f（XR）=1036.85N1AP=f（XR）=1036.85N2B106C()=1979181h>24000hr60nP2mm，根据机械设计手册第五篇-轴及其联主动端：J型轴孔、A型键槽、mm、mmL从动端：J型轴孔、A型键槽、mm、mmLTKT58.99caA查得该联轴器的公称转矩为63Nm，因此符合要求。mm，根据机械设计手册第五篇-轴及其联mmL从动端：J型轴孔、A型键槽、mm、dword格式可编辑联轴器所传递的转矩T=173.624的转矩为TKT225.71，查得工况系数K=1.3，联轴器承受NmANmcaA查得该联轴器的公称转矩为250，因此符合要求。Nm5.5键的选择及校核计算高速轴端键选择的型号为键A6×32GB/T1096键的工作长度为l=L-b=32-6=26，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=3，mmmm根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得]150MPa，则其挤压强度pT10357.59MPa]150MPapp满足强度要求。低速轴齿轮处键选择的型号为键A14×49GB/T1096键的工作长度为l=L-b=49-14=35，轮毂键槽的接触高度为mmk=h/2=4.5]150MPa，则其mmp挤压强度T10347.38MPa]150MPapp满足强度要求。低速轴端联轴器键选择的型号为键A10×54GB/T1096键的工作长度为l=L-b=54-10=44k=h/2=4，mmmm根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得]150MPa，则其挤压强度pT10356.94MPa]150MPapp满足强度要求。专业资料整理word格式可编辑第六章箱体的结构设计6.1箱体的结构设计箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：表结果8bb111bbbb22dd4ffnad轴承旁联接螺栓直径机盖与机座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径d811fddd2ff2ddd3、、dCf121、、dCf122大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离外机壁至轴承座端面距离1122l1CC(510）12专业资料整理word格式可编辑6.2轴上零件的固定方法和紧固件（1）齿轮