广工减速箱设计书.doc

广工减速箱设计书二、传动装置的总体设计与计算1、 传动方案的拟定及说明 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可由已知条件计算其驱动卷筒的转轴的转速Nw ,即 Nw =60X1000V/D = 60 X 1000 X 1.2/3.14 X 400 = 57.3 r/min 一般常选用同步转速为1000 r/min的电动机作为原动件，因此传动装置传动比约为10或13. 2、 选择电动机（型号 功率 转速）（1） 电动机和结构形式 按工作条件和工作要求选用一般用途的Y系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。 (2)电动机的容量1）卷筒轴的输出功率RV = F V /1000 = 6500 1.2 / 1000 =7.8 KW2) 电动机的输出功率Pd Pd = Pw/传动装置的总效率=1. 22. 3. 4. 5式中1、2 、为从电动机至卷轴之间的各传动机构Nw=57.3 r/minRV=7.8 KW 设计计算与说明结果和轴承效率由课程表2-4得：1、2 、依次等于0.97、0.96、0.96、0.99、0.99. = 0.97X0.96X0.96X0.99X0.99 = 0.876则 Pd = Pw / = 7.8kw / 0.876 =8.9KW3) 电动机额定功率的选择由课程表20-1选取电动机额定功率 PW =11KW4) 电动机的转速选择为了便于选择电动机的转速，先推算转速的可取范围，由课程表2-1查得V带的常用传动比范围i1=2-4单级圆柱齿轮传动比范围i2=3-6、则电动机转速范围为Nd = NWi1i2 = 668.782675 r/min 由课程表20-1查得并确定电动机型号Y160M4满载转速nw=970 r/min3、 总传动比的计算及分配 （1） 传动装置总传动比 i=nm/ nw=970/57.3 =16.93(2)分配各级传动比取V带传动的传动比i1=3.386则单级圆柱齿轮减速器的传动比为 i2=i/ i1=5所得传动比值符合圆柱齿轮传动和单级齿轮减速器传动Pd=8.9KWi=16.93i2= 5 设计计算与说明结果比的一般范围4、 计算传动装配的运动和动力（1）、各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速I轴，低速轴为轴，各轴转速为 no=nm=970r/min n1= no/i1=970/3.386=286.5 r/min n= n1/ i2 =57.3 r/min(2)各轴输入转速 按电动机额定功率计算各轴输入功率即、Po=Ped=11 KWP= Po. 1=10.454 kwP=10.4540.99 =10.349 kw各轴转矩： To=9550*90/ no=2.2 NM T1=9550* P/ n1=223.9 NM T2=9550* P/ n=886.649 NM项目电动机轴高速轴 低速轴转速 r/min 970 445.87 111.468功率 kw 11 10.454 10.349 转矩 NM 2.2 223.9 886.649传动比 i 3.386 5效率 0.9504 0.99 设计计算与说明结果1、带传动的设计（1）确定计算功率Pc由机械表8-7查得工作性况系数KA=1.2, 故 PC=KA*P=1.2*11=13.2 KW(2)确定V带的型号根据PC =13.2kw及no=970r/min,由机械表8-10选用SPZ型窄V带。(3)确定带轮直径dd1 dd21)确定小带轮的基准直径dd1由机械表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=1252）验算带速 V=dd1 no/（60*1000）=15.29m/s5m/s V 120o 包角合适。（6）确定V带的根数1）计算单根V带的额定功率Pr.由dd1=125mm和no=286.5r/min.查表8-4a得PO=2.36kw，根据no=286.5r/min,i=3.386和V型带，查表8-4b得PO=0.1564kw,查表8-2得KL=1.068,查表8-5得Kd=0.9407，故Pr=(PO+PO) Kd. KL=1.068kw Ld=2500mm设计计算与说明结果2)计算V带的根数Z Z=Pc/Pr=4.786 取5根（7）确定初压力(FO)min (FO)min=500（2.5/ Kd -1）Pr/ZV+qv2=318.9N(8)计算压轴力FP压轴力的最小值为（FP）min=2Z (FO)min sin1/2=3120.465N2、齿轮传动的设计（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按设计要求的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，选用7级精度（GB10095-88）2）材料选择，由机械表10-1选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为50HRC,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为48HRC,二者材料硬度相差2HRC。3）选择小齿齿数Z1=18 大齿轮齿数为Z2=90a、确定公式dt2.321、选定载荷系数Kt=1.22、计算小齿轮传递的转矩T1=95.5105PI/n1=2.239 x 105N/m3、有机械表10-7选取齿宽系数d=1 4、由机械表10-6查得材料的弹性影响系数Z=5 设计计算与说明结果ZE=189.8Mpa1/25、由机械图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=1168.2 Mpa,大齿轮Hlim2=1473.1 Mp6、计算应力循环次数N1=60n1jlh=60 x 260 x 1 x (2 x 8 x260 x 8)=6.4896X107N2= N1/4=1.6224 1077、由机械图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92;KHN2=0.958、计算疲劳许用应力 （s=1）【H】1= KHN1 . Hlim1/s=1473.1 Mpa,【H】2= KHN2. Hlim2/s=1450.2 Mpa,2)计算1、计算小齿轮分度圆直径dt,代入【H】中较小值得d1=72mm2、计算圆周速度V V=. dt.n1/60x1000=1.3729m/s3、计算齿宽bb=aa=0.4216=86.4mm计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt= dt/Z1 =4齿高h=4 mt=6.19mm b/h=12.6d1=72 mm 设计计算与说明 结果5、计算载荷系数根据V=1.58m/s 七级精度 由机械图10-8查得动载系数Kv=1.04斜齿圆柱齿轮，KH=KF=1.2 KA=1.1 KHB=1.421 KF=1.00K= KA. Kv. KH. KF=1.0566、d1=727、计算模数m m= d1/ Z1=3.38 查机械设计基础 表5.2 取mn=4 1）确定公式内的各计算值1、由机械10-20c查得小齿轮弯曲疲劳局限FE1=1450.2Mpa，大齿轮为945.6Mpa由机械图10-28取弯曲疲劳寿命系数KFN1=1.0,KFN2=1.4计算弯曲疲劳许用应力 （S=1.4）F1= KFN1. FE1/S=1450.2 MpaF2= KFN2. FE1/S=181.6 Mpa4、查取齿形系数由机械表10-5查得YFs1=4.29865 YFs2=2.2366、查取应力校正系数mn=4 设计计算与说明 结果由机械表10-5查得YSa1=1.58 YSa2=3.958807、计算并比较YFa1.YSa1/【F1】=0.015YFa2.YSa2/【F2】=0.013大齿轮的数值大2）设计计算m2.256就近圆整为标准值 m=2.75 则小齿轮齿数 Z1=18大齿轮齿数Z2=518=90（4）齿轮结构设计1）分度圆直径 d1= Z1m/cos=202.75cos15=72mm dZ2m/cos360 mm2)中心距 a=（d1+ d）/2=216mm3)齿轮宽度 b=d. d1=86.4mm取B2=85mm B1=90mm对照机械表5.15选取8级合适选8级 设计计算与说明 结果名称符号 计算公式及结果分度圆直径d1 d2d1=mZ1=72mm、d= Zm=360mm齿顶高Haha =m=4 mm齿根高Hfhf =1.25m=5mm全齿高HH= ha + hf =9mm齿顶圆直径da1da2da1=80mm da2=368mm齿根圆直径df1df2df1=62mm df2=350mm中心距 a a = 216 mm齿轮宽度B1、B2B1=85mm B2=90mm三、轴的设计计算1、减速器输入轴的结构设计输入轴的材料设计 由机械表10-1选择45号钢，调质处理，硬度217-255HBS按扭矩强度初估轴的直径由机械表15-3查得45号钢Ao=126103.取Ao=102dAO d=34.35 整取d=35mm 2、减速器的输出轴的结构设计和强度校核 设计计算与说明结果由机械表10-1选用45号钢，调 质处理，硬度217255HBS由机械表153查得45钢的AO=126103取104d=AO d=35.1mm 取整数d=36mm结构设计如下图所示输出轴的结构设计.拟控轴上零件的装备方案根据传动简图，减速器输出轴上装有联轴器，轴承端盖，轴承透盖，联轴器依次从轴的右端向左端安装，挡油环左轴承从左向右装入。根据轴上零件的轴向定位要求，确定各轴段的长度和直径：本轴的运动和动力参数P2=10.34 T2=886.649N.m n2=57.3r/mina 、轴段1本轴段装有联轴器有可靠的定位要求及d1min=35mm.d=36mm 设计计算与说明结果由机械表14-1查得：KA=1.0 Tca= KA.T2=1.0 x 888.65=888.65N.m则转矩Tca= KA.T2=888.65N.m按照计算转矩Tca应该小于联轴器的公称转矩的条件差课程表17-4，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N.m许用最大转速2800r/min,轴径在3656之间，选用J型其轴孔长度L=142mm，联轴器的右端用轴段挡圈定位，为可靠定位，使挡圈压紧联轴器，则轴段长度的轴径和长度为：d1=42 L1=60mm,联轴器的周向定位，采用A型普通平键，其尺寸根据d1 L1 ，由课程表14-1选择b x h=10 x 12,L=56L1=60键的标记为键C1060GB1096-79b 轴段2本轴段装有轴承透盖，轴段左端有定位轴肩，右端为非定位轴肩。轴肩高度：a=（0.070.1）d1=（0.070.1）x 36=2.523.6取a=3 mm 故d2= d1+2a=48mm L5的大小由透盖的宽度h1=32mm及拆装联轴器的空间h2=0.6 d2=48mm，经结构设计确定L2= h1+ h2=42mm选用HL4型弹性柱销联轴器 设计计算与说明结果C、轴段3和6.本轴段有脂润滑的滚动轴承及挡油环，因轴承只能受径向力，故选用可承受一定轴向载荷且价格便宜的深沟球轴承。参照要求根据d2=48,次轴段左侧为非定位轴肩，由课程表15-3初选用滚动轴承6309GB276-89，其尺寸为； d x p x B=45mm x 100mm x 25mm额定动载荷Cr=40.8KN, 安装尺寸D2=90mm，故d3=d6=54mm L1的大小由轴承宽度和挡油环的宽度决定。轴承宽度为25mm，挡油环的宽度：左轴承的有断面离箱体内壁10mm。箱体内壁距大齿轮的左断面10mm，大齿轮定位轴的宽度为14.5mm，所以挡油环的宽度L=7mm。故：L6=32mm L3=44.5mmD、轴段4.本轴段装有大齿轮，由前面设计的大齿轮的宽度B2=80mm齿轮左端用轴环定位，右端用挡油环定位，本轴段为非定位轴肩，d4=54+6=60，为使齿轮定位可靠，并与前面设计协调，取L4= B2-2=78mm齿轮的周向定位，采用A型普通平键，其尺寸根据d3和L3由课程.表14-1查得b x h=14mm x 9mm，L=70mm 键的标记为： 键 C 14 x 70GB1096-79L6=32mmL3=44.5mm 设计计算与说明结果E、轴段5.本轴段起作用的定位轴环，根据d4=60，轴肩高度a=（0.070.1）d4=3.5-5 取a=5mm则d2=60+2 x 5=70mm 轴段宽度L2=14.2mm。取 L2=14.5mm 输出轴的强度校核：1） 求作用在齿轮上的力已知T1=223.9 N.m n1=445.87r/min a=20o.大小齿轮分度圆直径d2=360mm，d1=72mmFt1=2T1/d1=2*223.9/60*10-3N=7463NFr1=Ft1tana=7463*tan20oN=2716.3NFt2=2T2/d2=2*886.65/234*10-3N=7578.2NFr2=Ft2*tana=7578.2*tan20oN=2758.64N2)求支撑反力的作用位置由轴的结构设计知：两支撑间夸距：D=136mm左支撑点与右支撑点离齿轮宽度中心的距离相等，故D1=D2=D/2=68mm 设计计算与说明结果a,弯矩图如下 886.65NMb,对轴受力分析： Fr=FN1+FN2 FN1*D1=FN2*D2 由得：FN1= FN2= Fr /2=2758.64/2N=1379.24NMmax= FN1* D1=1379.24*58*10-3NM=80NM在齿轮宽度中点处的扭矩T=T2=886.65NMc，计算轴截面的当量弯矩（a=0.6）Mc=M2max=(aT)21/2=3.82+(0.6*886.65)21/2=354.12NM 设计计算与说明结果d,校核危险截面强度由于齿轮宽度中点的右端处的当量弯矩最大，是危险截面，固此只需校核此处的弯扭强度。齿轮宽度中点处的轴的抗弯截面系数为：W=0.1d33=0.1*563=17561.6mm3因为是转轴,材料是45号钢（GB=600Mpa）,调制处理，由课程查得轴的许用应力取：-1=55Mpa所以计算应力：c =Mc/W=354.12/（17561.6*10-9）-1强度足够，所以安全。 四、滚动轴承的选择及校核计算1、轴承型号的选择由于轴承主要受径向载荷，故选用球型轴承，输入轴选36309GB276-89输出轴选36311GB276-89型深沟球轴承。 2、校核轴承寿命（1）轴承基本额定寿命Ln为： Ln=106（c/p）/60n 其中：n=111.47r/min 设计计算与说明结果P=fp*Fr,查机械表7.8，fp=1.1故 p=1.1*2.75864=3.0345KN预期寿命：Lh=2*8*360*8=46080 h额定载荷：c=p(60n Lh/106) 1/(对于球轴承=3)故c=3.0345(60*111.468*46080/106)=9.35KN(2)计算基本额定寿命Ln：Ln=106/（60*111.46）*（9.35/1.41