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1、word机械设计减速器设计说明书 系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称： / 目 录第一章设计任务书1第二章传动装置总体设计方案1第三章选择电动机2第四章计算传动装置运动学和动力学参数4第五章普通V带设计计算5第六章减速器齿轮传动设计计算9第七章轴的设计12第八章滚动轴承寿命校核23第九章键联接设计计算25第十章联轴器的选择26第十一章减速器的密封与润滑26第十二章减速器附件27第十三章减速器箱体主要结构尺寸29第十四章设计小结31参考文献31第一章 设计任务书 一级直齿圆柱减速器，拉力F=3200N，速度v=1.35m/s，直径D=235mm，每天工作小时数：16小时，
2、工作年限寿命：3年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。第二章 传动装置总体设计方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格廉价，标准化程度高，大幅降低了本钱。 一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机局部为 Y系列三相交流异步电动机第三章 选择电动机 按工作要求与工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V
3、，Y系列。 查表得： 联轴器的效率： 滚动轴承的效率： V带的效率： 闭式圆柱齿轮的效率： 工作机的效率： 工作机所需功率为 电动机所需额定功率: 工作转速： 经查表按推荐的合理传动比围，V带传动比围为：24，一级圆柱齿轮传动比围为：35，因此理论传动比围为：620。可选择的电动机转速围为nd=ianw=(620)109.77=659-2195r/min。进展综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S-4的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转
4、速(r/min)1Y160M2-87507202Y132M2-610009603Y132S-4150014404Y132S1-230002900 电机主要尺寸参数 图3-1 电动机中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLHDABKDEFG1324753152161401238801033 1总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为： 2分配传动装置传动比 减速器传动比为第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nmm)电机轴1440高速轴低速轴
5、工作机第五章 普通V带设计计算 1求计算功率Pc 查表13-9得KA=1.3，故 2选V带型号 根据Pc=6.539kW、n1=1440r/min，由图13-15选用A型。 3求大、小带轮基准直径d2、d1 由图13-15，因传动比不大，取d1=100mm。 由表13-10，取d2=250mm。 4验算带速v 带速在530m/s围，适宜。 5求V带基准长度Ld和中心距a 初步选取中心距 由式13-2得带长 由表13-2，对A型带选用Ld=1550mm。再由式13-15计算实际中心距 6验算小带轮的包角1 适宜。 7求V带根数z 由式13-14得 今n1=1440r/min，d1=100，查表1
6、3-4得 由式13-8得传动比 查表13-6得 由查表13-8得K=0.956，表13-2得KL=0.99，由此可得 取4根。 8求作用在带轮轴上的压力FQ 查表13-1得q=0.105kg/m，故由式13-16得单根V带的初拉力 作用在轴上的压力 9带轮结构设计带型AV带中心距505mm小带轮基准直径100mm包角162.98大带轮基准直径250mm带长1550mm带的根数4初拉力带速压轴力 1小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=38mm 因为小带轮dd1=100 因此小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下：dB带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度 图5-1 带轮结构示意图
7、2大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=32mm 因为大带轮dd2=250mm 因此大带轮结构选择为孔板式。 因此大带轮尺寸如下： 图5-2 带轮结构示意图第六章 减速器齿轮传动设计计算 1选择材料与确定许用应力 小齿轮选用45调质，齿面硬度197286HBS，相应的疲劳强度取均值，Hlim1=585MPa，FE1=445MPa表11-1，大齿轮选用45正火，齿面硬度156217HBS，Hlim2=375MPa，FE2=310由表11-5，取SH=1，SF=1.25，如此 2按齿面接触强度设计 设齿轮按8级精度制造。区载荷系数K=1.5表11-3，齿宽系数 齿数取Z1=32，如此Z2=i32=
8、163。故实际传动比 模数 齿宽 取b1=85mm b2=80mm 按表4-1取m=2mm，实际的 如此中心距 2验算轮齿弯曲强度 齿形系数 3齿轮的圆周速度 可知选用8级精度是适宜的。参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn22法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*法面顶隙系数c*螺旋角左000右000齿数z32163齿顶高ha22齿根高hf分度圆直径d64326齿顶圆直径da68330齿根圆直径df59321齿宽B8580中心距a195195 图6-1 大齿轮结构图第七章 轴的设计 (1)的转速、功率和转矩mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45钢调质，许用弯曲应力为=
9、60MPa (3)按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5% 查表可知标准轴孔直径为32mm故取dmin=32 (4)确定各轴段的直径和长度。 图7-1 高速轴示意图 1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=32mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=62mm。选用普通平键，A型键，bh = 108mm(GB/T 1096-2003)，键长L=50mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，应当选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 38 mm，由轴
10、承产品目录中选择深沟球轴承6208，其尺寸为dDB = 408018mm，故d34 = d67 = 40 mm。 3)采用分体式齿轮，该段安装齿轮，l45略短于齿轮宽度，如此l45=83mm。轴肩h34=2.5mm，如此d45=45mm。轴肩h45=3.5，如此d56=52mm。 4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚=8mm，如此 5)取小齿轮距箱体壁之距离1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离，取 = 10 mm，挡油环宽度s1=12mm，如此 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径323840455240长度62654083830 (5)轴的受力分析 小齿轮所受的圆周力d1为小齿轮的分度圆直径 小齿轮所受的径向力 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 轴承A处水平支承力： 轴承B处水平支承力： 轴承A处垂直支承力： 轴承B处垂直支承力： 轴承A的总支承反力为：
