二级减速器的设计

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1、机械设计课程设计设计说明书二级减速器的设计学校设计者班级学号指导老师2011年11月目录一．课题二．电动机的选择三．方案为展开式四．总传动比五．轴承的转速六．各轴的功率七．各输入转矩八．齿轮的选择九.轴的结构设计十．轴的校核十一．轴承的校核十二．键联接选择十三．箱体的基本参数十四．减速器润滑方式、密封形式十五.设计小结十六.参考文献一．课题卷扬机起吊的重物为W=15KN,起吊为匀速提升，其提升速度为V=0.65m/s;卷筒与其制动装置（）一起用离合器与减速器输出轴相联。卷筒直径为（）。设卷筒效率。初定减速器的总效率为。所设计的减速器应为二级减速器。选用弹性联轴器。二．电动

2、机的选择PW=F*V=9750NPd=PW/ɳ总==12037w卷筒工作转速为：n===31.05r/min由二级圆柱齿轮减速器传动比i2'=8~10，则总传动比合理范围为ia=16~160，综合以上，故电动机可选为：型号为YZR180L-6,转速为nm=963转。三．方案为展开式四．总传动比ia=ɳm/n=963/31.05=31所以减速器的传动比为31又由二级圆柱齿轮减速器i1≈（1.3~1.5）i2当i1=1.3i2时i2=4.88i1=6.35当i1=1.4i2时i2=4.7i1=6.59当i1=1.5i2时i2=4.54i1=6.82选取i2=4.7i1=6.5

3、9五．各轴转速nⅡ=ɳm/i1=963/6.59=146r/minnⅢ=ɳm/31=31.06r/min查表得：弹性联轴器的效率ɳ1=0.99滚动轴承的效率ɳ2=0.99选择齿轮的精度为8级，齿轮效率为ɳ3=0.97六．各轴的功率PⅠ=Pd*ɳ1=1.3kwX0.99=12.87kwPⅡ=PⅠ*ɳ2*ɳ3=12.87X0.99X0.97=12.359kwPⅢ=PⅡ*ɳ2*ɳ3=12.359X0.99X0.97=11.868kw七．各输入转矩电动机Td=9550Pd/nm=9550X13÷963=128.92N•mⅠ轴=9550PⅠ/nm=9550X12.87÷963=12

4、7.63N•mⅡ轴TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=9550X12.359÷146=808.41N•mⅢ轴TⅢ=9550PⅢ/nⅢ=9550X11.868÷31.06=3649.04N•m由以上可得表1：各轴功率P(kw）转矩T(N•m)转速r/min传动比电动机13128.929631Ⅰ轴12.87127.639636.59Ⅱ轴12.359808.411464.7Ⅲ轴11.8683649.0431.061八．齿轮的选择小齿轮的取材40Cr，表面淬火，查表得：硬度45~50HRC,接触疲劳极限бHlim1130~1150弯曲疲劳极限бF700~740查表得：SF=1.25SH=1

5、ZH=2.5ZE=188Φd=0.5k=1.4由［бF］=бF/SF=700÷1.25=560Mpa［бH］=бH/SH=1140÷1=1140Mpa取齿数Z1=22,则Z2=22X6.59=145实际传动比i1=145/22=6.59查图得：YFa1=2.84YFa2=2.2Ysa1=1.56Ysa2=1.82模数：得m≥2.51，查表得模数m=3计算分度圆周直径、：d1=mZ1=3X22=66mmd2=mZ2=3X145=435mm中心距：a=m（Z1+Z2)=250.5mm齿宽：b=Φd•d1=0.5X66=33mm取b1=35mmb2=30mm齿顶圆直径：da1=

6、d1+2ha=66+2X1X3=72mmda2=d2+2ha=435+2X1X3=441mm齿根圆直径：df1=d1-2hf=66-2X(1+0.25)X3=58.5mmdf2=d2-2hf=435-2X(1+0.25)X3=427.5mm验算齿面接触强度=1011<1140Mpa所以合格齿轮圆周速率：V=(π•d1•n）=（3.14X66X963）=3.3m/s<6m/s所以选择八级合理第二组齿轮：选取材料40Cr，表面淬火，查表得：硬度45~50HRC,接触疲劳极限бHlim1130~1150弯曲疲劳极限бF700~740查表得：SF=1.25SH=1.0ZH=2.5

7、ZE=188Φd=0.6k=1.4由［бF］=бF/SF=720÷1.25=576Mpa［бH］=бH/SH=1180÷1=1180Mpa取齿数Z3=24,则Z4=24X4.7=113实际传动比i2=113/24=4.7查图得：YFa1=2.75YFa2=2.25Ysa1=1.57Ysa2=1.76模数：m≥3.66查表得m=4计算分度圆直径：d3=mZ3=4X24=96mmd4=mZ4=4X113=452mm中心距：a=m（Z3+Z4)=274mm齿宽：b=Φd•d3=0.6X96=57.6mm取b3=60mmb4=55mm