减速器结构设计与原理及其应用报告书.doc

减速器结构设计与原理及其应用报告书1 设计内容传动方案的分析与拟定、电动机的选择与传装置运动和动力参数的计算、传动件(如齿轮或蜗杆传动、带传动等)的设计、轴的设计、轴承及其组合部件设计、键联接和联轴器的选择与校核、润滑设计、箱体、机架及附件的设计、装配图和零件图的设计与绘制、设计计算说明书的编写。2 确定传动装置要求：结构简单、尺寸紧凑、工作可靠、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。图2-1 传动装置运动简图分析：由于传动比为16，一级传动比不能满足，所以应采用二级减速器。由于胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动,室内工作，可确定使用二级圆柱齿轮减速器。由此绘制出传动装置运动简图2-1。3 传动装置的运动和动力参数计算3.1 选择电动机3.1.1选择电动机类型由于该机动力源为三相交流电，且无特殊要求，因此选择Y系列一般用途的全封闭自扇鼠笼型三相异步电动机。3.1.2确定电机功率计算工作装置所需功率： kW （3-1）计算电动机电动机的输出功率： kW （3-2） 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。 （3-3） 式中为电动机和1轴之间联轴器的效率；为第一对齿轮的效率；为第二对齿轮的效率；为3轴和工作轴之间联轴器的效率；查表2-4机械传动效率的概略值可得各个效率的值。 kW （3-4）因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于输出功率。参表8-1841，Y系列，选用电动机的额定功率=3.0kW确定电动机转速卷筒轴为工作轴，其转速为： r/min （3-5）按推荐的各传动机构传动比的范围为35，总传动比范围为925，可见电动机的转速范围为： r/min （3-6）符合这一范围的同步转速为750r/min，1000r/min，1500r/min，查表8-1841，为减少电动机的重量和价格，选用同步转速为1000r/min的Y132S-6，其满载转速为960r/min。3.1.3计算传动装置的总传动比和分配各级传动比传动装置总传动比： （3-7）分配传动装置传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，即各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，通常取，其中，、分别为减速器高速级和低速级的传动比。取，可得=4.9，已知，。计算各轴转速： r/min （3-8a） r/min （3-8b） r/min （3-8c）计算各轴输入功率： kW (3-9a) kW （3-9b） kW （3-9c） kW （3-9d） kW （3-9e） 计算各轴输入转矩： Nm （3-10a） Nm （3-10b） Nm （3-10c） Nm （3-10d） Nm （3-10e）由此我们算得传动装置各个参数如表3-1表3-1 传动装置参数一览表电动机轴1轴轴轴工作轴转速n（r/min)960960195.9260.09860.098功率P（kw）2.3662.322.232.152.106转矩T（Nm）23.5423.08108.70341.65334.66传动比i14.93.261效率0.980.950.910.894 减速器的高速级齿轮传动设计4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数开式齿轮只用于低速传动，工作条件不好，齿轮也容易磨损。闭式比开式或半开式润滑及防护条件好。对于强度、速度及精度要求不高的齿轮，采用软齿面（硬度350HBS），以便于切齿，齿轮制造简便、经济、生产效率高。普通减速器精度等级在69。该减速器选择7级精度。为起到冷作硬化效应，提高大齿轮面的疲劳极限，配对两齿面硬度差保持为3050HBS或更多。故采用大齿轮45钢（调质），齿面硬度240HBS，小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS。为防止根切，齿数应大于17，考虑到齿轮尺寸不应过大，选小齿轮齿数，=244.9=117.6，取=118。取标准压力角。4.2 按齿面接触疲劳强度设计试算小齿轮分度圆直径： (4-1)确定公式中的各个数值：试选计算小齿轮传递的转矩： Nmm (4-1a) 选取齿宽系数，按表10-71，两支承轴相对于小齿轮作不对称布置，（0.71.15），取=1。确定区域系数： ，由图10-202可得=2.5。由表10-52，配对齿轮材料为40Cr和45钢，故材料的弹性影响系数。计算接触疲劳强度用重合度系数： (4-2) (4-3) (4-5)计算接触疲劳许用应力：由图10-25d2查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为，。计算应力循环次数： (4-6) (4-7)由图10-232查取接触疲劳寿命系数 ，齿轮出现点蚀后增大振幅和噪声不足于齿轮中断，取安全系数S=1，在齿轮疲劳试验条件下，齿轮材料在安全弹性范围内，取失效概率为1%。 MPa (4-8) MPa (4-9)取较小者为该齿轮副的接触疲劳许用应力 MPa计算小齿轮分度圆直径： mm (4-10)调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备：圆周速度v： m/s (4-11)齿宽b： mm (4-12)计算实际载荷系数：由表10-2，电动机在载荷状态均匀平稳时，工作机器为均匀传递的带式输送机时，使用系数根据v=1.75m/s，7级精度，由图10-82可得齿轮的圆周力： N (4-13) N/mm (4-14)查表10-32，可知，时。直非硬齿轮得齿间载荷分配系数1.2，取=1.2。查表10-42查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数=1.417由此，得实际载荷系数得按实际载荷系数算得的分度圆直径。 mm (4-15)相应的齿轮模数 (4-16)4.3 按齿根弯曲疲劳强度设计试算模数 (4-17)试选=1.3计算弯曲疲劳强度用重合度系数 (4-18)计算由图10-172，得齿形系数，；由图10-182，查得应力修正系数，；由图10-24c2查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 MPa， MPa；由图10-222查得弯曲疲劳寿命系数 ，对齿根弯曲疲劳强度，一旦发生断齿，就会引起严重事故，取弯曲疲劳安全系数S=1.4 (4-19) (4-20) (4-21) (4-22)大齿轮大于小齿轮，所以取=0.0164试算模数 = (4-23)调整齿轮模数计算实际载荷系数前的准备圆周速度v mm (4-24) m/s (4-25)齿宽b mm (4-26)宽高比b/h (4-27) (4-28)计算实际载荷系数根据v=1.27m/s，7级精度等级，由图10-82查得 N (4-29) N/m (4-30)由表10-32，0.07d,可取h=3mm，取轴端倒角，各轴肩处的圆角半径1.00mm。7.3.4键的设计由表6-12确定键尺寸为：bhL=10mm8mm36mm。7.4 轴的强度校核载荷作用中心到轴承外端面的距离为a=14mm。 mm (7-2) mm (7-3)取 mm (7-4)l=210-2a=182mm高级大齿轮L到支点A的距离为： mm (7-5)则大齿轮到右支点B的距离为： mm (7-6)两齿里作用点距离： mm (7-7)齿轮2： N (7-8) N (7-9)齿轮3 N (7-10) N (7-11)垂直面反力 (7-12) (7-13) N (7-14) (7-15) 同理水平面反力 (7-16) (7-17) N (7-18) (7-19) (7-20) N (7-21) 垂直面弯矩 N m m (7-22) N m m (7-23)水平面弯矩 N m m (7-24) N m m (7-26)合成弯矩 N m m (7-27) N m m (7-28)转矩：图7-2 中间轴转矩弯矩图进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。D为危险截面。根据轴向单转，扭转切应力为脉动循环变应力，折合系数，查表15-42得。计算轴的弯扭合成应力为： MPa (7-29)查表15-12，=70MPa。安全。8 输出轴的结构设计8.1 输出轴材料根据工作条件，采用齿轮轴的结构，选用45钢，正火，硬度HBS=170217。8.2 轴的设计简图输出轴的设计简图如图8-1图8-1 低速轴设计简图8.3 轴的设计8.3.1初步估算轴的最小直径按扭转强度法进行最小直径估算，即： (8-1)由表15-31可知，=103126，取=115 mm (8-2)8.3.2联轴器选择高速轴最小直径安装联轴，有槽,=40mm,为使轴直径与联轴器孔相适应，同时选取联轴器型号,根据表8-1771选用GYS5型，凸缘联轴器，其公称转矩为400Nm。轴孔长度L=84mm。为满足联轴器定位， -轴右端需制出轴肩，故=47mm，轴孔长度L=84mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上面，而不压在轴的端面上，-段长度比L略短，取=82mm。8.3.3轴承选择参照工作要求，并根据=47mm，不受径向力作用。根据表8-1551，选用6210，dDB=50mm90mm20mm。故。-段制一定位轴肩，取h=3mm,=56mm。8.3.4其他设计取安装齿轮轴的直径，齿轮大端与右端轴承采用套筒定位，已知齿轮宽度B=68，为使套筒端面可压紧，可取，取轴端倒角，各轴肩处的圆角半径1.00mm。8.3.5键的设计表8-61键尺寸： 8.4 轴的强度校核载荷作用中心到轴承外端面的距离为a=20mm。 mm (8-3) mm (8-4) mm (8-5) N (8-6) N (8-7) 计算支反力绘制转矩弯矩图：（1）垂直面 N (8-8) N (8-9) (8-10) Nmm (8-11)（2）水平面 N (8-12) N (8-13) (8-14) Nmm (8-15)(3)合成 Nmm (8-16) Nmm (8-17)图8-2 低速轴转矩弯矩图进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。C为危险截面根据轴向单转，扭转切应力为脉动循环变应力，折合系数，查表15-42得。计算轴的弯扭合成应力为： MPa （8-18）查表15-12，=55MPa。安全。9 轴承的校核根据条件，校核各轴承寿命，要求工作寿命为1030016h=48000h。9.1 输入轴轴承9.1.1输入轴轴承型号输入轴轴承，6206，根据表8-1551，9.1.2校核输入轴轴承是否满足工作要求(1)求轴承径向支反力;已知 N （9-1） N （9-2）(2)计算轴承当量载荷由于，查表13-52，因轴承运转中有轻微的载荷冲击，查表13-62，载荷系数取 N （9-3） N （9-4）(3)计算轴承工作寿命由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算查表13-42，工作温度小于120摄氏度，计算轴承工作寿命： (9-5)(4)校核所选轴承输入轴轴承合格9.2 中间轴轴承9.2.1 中间轴轴承型号中间轴轴承向心轴承6206，查表8-1592，。9.2.2校核中间轴轴承是否满足工作要求(1)求轴承径向支反力：已知 N (9-6) N (9-7)(2)计算轴承当量载荷:由于，查表13-52，因轴承运转中有轻微的载荷冲击，查表13-62，载荷系数取。 N (9-8) N (9-9) (3)计算轴承工作寿命由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算查表13-42，工作温度小于120摄氏度，计算轴承工作寿命： (9-10)(4) 校核所选轴承中间轴轴承合格。9.3 输出轴轴承9.3.1输出轴轴承型号输出轴轴承6210，根据表8-1551 9.3.2校核输入轴轴承是否满足工作要求(1)求轴承径向支反力：已知 N (9-11) N (9-10)(2)计算轴承当量载荷：由于，查机械设计317表13-5，。因轴承运转中有轻微的载荷冲击，查表13-62，载荷系数取。 N (9-11) N (9-12)(3)计算轴承工作寿命由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算查表13-42，工作温度小于120摄氏度，计算轴承工作寿命： （9-13）(4)校核所选轴承输出轴轴承合格。10 键的校核计算10.1 输入轴上各键10.1.1键的选择常用普通圆头平和键，轴径22mm，查表8-611得：b=6mm，h=6mm，半联轴器长度为52mm，选L=36mm。10.1.2键的应力计算键、轴、毂的材料为钢，查表6-22，许用挤压应力=100120MPa，取=110MPa。键的工作长度L=36-6=30mm键与轮毂键槽的接触高度K=0.5，h=0.56=3mm （10-1） （10-2）10.1.3键的校核输入轴各键合格。10.2 中间轴各键校核计算10.2.1键的选择选用普通圆头平键A型，小齿轮轴径38mm，大齿轮轴径38mm，查表8-611得：b=10mm，h=8mm10.2.2键的应力计算键长度小于轮毂长度5mm10mm，且键长不宜超过1.61.8d，小齿轮宽度75mm，L=63mm，小齿轮宽度45mm，L=40mm 键，轴，轮毂的材料都为钢，查16-2得许用挤压应力=100120MPa,取=100MPa.(1)小齿轮所在轴的校核键的工作长度L=73-10=63mm键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h，h=0.58=4mm (10-3) (10-4)(2)大齿轮所在轴的校核键的工作长度L=40-10=30mm键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h，h=0.58=4mm (10-5) (10-6)10.2.3键的校核中间轴各键合格。10.3 输出轴上各键10.3.1键的选择选用普通圆头平键A型，大齿轮轴径55mm，联轴器所在轴轴径40mm，查表8-611得：b=12mm，h=8mm10.3.2键的应力计算 键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，大齿轮宽度66mm，L=56mm，半联轴器长度84mm，L=80mm。键，轴，轮毂的材料都为钢，查16-2得许用挤压应力=100120MPa,取=100MPa。(1)大齿轮所在轴的校核键的工作长度L=56-12=44mm，K=0.5h，h=0.58=4mm (10-7) (10-8)(2)联轴器所在轴的校核键的工作长度L=80-12=68mm，K=0.5h，h=0.58=4mm (10-9) (10-10)10.3.3键的校核输出轴各键合格。11减速器结构设计11.1 结构分析箱体一般用灰铸铁HT150或HT200制造。 箱体是支承和固定减速器零件及保证传动件啮合精度的重要机件，其重量约占减速器总重量的50%，对减速器的性能、尺寸、重量和成本均有很大影响。箱体的具体结构与减速器传动件、轴系和轴承部件以及润滑密封等密切相关，同时还应综合考虑使用要求、强度、刚度及铸造、机械加工和装拆工艺等多方面因素。当两对圆柱齿轮的中心距、齿宽和齿顶圆直径确定以后，箱体结构最原始的构思：上下箱做成具有一定壁厚、，结合面相应设三排半圆形轴承座孔的长方体；箱体内侧壁与齿轮端面有间距，与齿顶圆有间距（小齿轮处有时需要因总体结构而放大）；上箱内壁与大齿轮齿顶圆亦有间距；下箱内底壁与大齿轮顶圆的间距应