RV减速器设计.docx
一、 初步设计11. 设计任务书12. 原始数据13. 传动系统方案的拟定2二、 电动机的选择21. 电动机容量的选择22. 电动机转速的选择33. 电动机型号的选择3三、计算传动装置的运动和动力参数31. 传动比的安排32. 各轴转速计算43. 各轴功率计算44. 各轴转矩计算45. 将上述计算结果汇总于下表，以备查用：4四、传动系统的总体设计51. 一级宜优轮传动的设计计算52. 摆线齿轮传动的设计计算83. 摆线齿轮三维建模9五、轴的设计141. 曲柄轴的设计142. 输入轴的设计16六、减速箱的润滑方式、湖滑剂及密封方式的设计171、 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择172、 密封方式的选择17七、其他附件设计17八、运动仿真18九、设计心得22十、附图及附表22参考文献31一、初步设计1 .设计任务书有效功率P=4.ZkW减速比i=81输出轴转速n=5r/min效率>89%(1) 功率P：约4.3kW：(2)减速比i：81；<3)输出轴转速n：5rmin:<4)正反转输出回差：60arcsec；(5)设计寿命：3000小时：(6)结构尺寸不超过：38011m×200ra11;(7)效率：大于85%；题号参数RV减速器设计功率P/kW4.32.原始数据表1-1原始数据输出轴转速n(r11in)减速比i813.传动系统方案的拟定I一渐升线中心轮2一渐开线行星轮3一曲柄轴4一摆线轮5针齿6一输出盘7针齿壳(机架)二、电动机的选择P*=4.3f'%=0.97,=0.98,=0.95,0.885依据设计任务书要求选用丫系列般用途的三相异步E,=4859M电动机，额定电压380V1.电动机容的选择”=5.5依据给定条件可知工作安排所需有效功率：8=4.34月(2-1)电动机输出功率公式为：(2-2)式中的为电动机到工作机轴的传动装罡总功率。%=必小2小，依据机械综合课程设计附表A-5,取各效率分别为：，=0.97(8级闭式齿轮传动)、Z=O.98(滚子轴承)、琳=09、0.95(接线齿轮单级传动)。则传动装置的总效率为：%=Qc-lIr%=0.97×0.9820.950.885(2-3)电动机输出功率为n=5/minnll-405r/min(2-4)£,=2=±-4.859函0.885因载荷平稳，电动机额定功率以只需大于丹即可，查表可选择电动机的额定功率七=5.5加2 .电动机转速的选择依据给定条件可知减速器输出转速为n=5r/min(2-5)由于给定RV减速涔总传动比为，=81,因此计算得电动机所需转速应为/,rf=/×/?=5×81=405?'/min(2-6)i2=81=2.5=32.4除合考虑电动机和传动装置的尺寸,质量及价格因素,为使传动装置紧凑，确定聚纳同步转速为750rmin的丫系列三向异步电动机Y160M2-8,满载转速为720mi113 .电动机型号的选择依据机械设计课程设计电动机类型、容量和转速,由电机产品书目或有关手册选定电动机型号为Y160M2-8。其主要性能如表2-1所示。型号额定功率kw满载转速/(rmin1)同步转速(rminl)电动机中心1；1,)H/mm外伸轴直径和长度D/mm×E/mmY160M2-85.572075016042×110表2-1Y160M2-8型电动机的主要性能三、计算传动装置的运动和动力叁数1.传动比的安排nn,P=5r/min=/?=5?'/min=162r/min=405r/min0.8854.713AF4.52724.,ikffRV减速器的总传动比为：7=81安排传动装置各级传动比为:=114.5fm=277.8.Vm=8646.5fnt=8213*m7=lZ2.为使针优壳（机架）外形尺寸不至:过大,初选级行星齿轮传动比/；=2.5,则摆线齿轮传动比4=32.42 .各轴转速计算依据给定条件可知输出轴转速：/=5rmin,则：摆线齿轮转速：1=5rmin:曲柄轴转速：%=11l×4=5×32.4=162,/min：输入轴转速：1=2X1=162X2.5=405r/min；3 .各轴功率计算由机械设计课程设计查得滚子轴承传动效率,=0.98,8级斜齿轮传动效率几=O97,摆线齿轮单级传动小=0.95,则总效率：=,",=0.97xO.98j×0.950.885:曲柄轴功率：=匕,=4.859×0.974.713M；摆线齿轮功率：&=/=4.713X0.9炉=4.527AF：输出轴功率：Pi=P2-b=527X0.954.3kVo4 .各轴转矩计算电机的输出转矩：Tr.=9550X幺=9550X.1W=114.5rmn,405曲柄轴转矩：T.=9550Xa=9550×k713=277.8,m；n2162摆线齿轮转矩：-26=652.5eilT.i=9550XA=9550X1-'2'=8646.5fm；nl5输出轴转矩：匚=9550Xg=9550XM=8213.Vm：5 .将上述计算结果汇总于下表，以备查用：由式a=1.88-3.2廿+到CoSA(4-3)计算得J=1.71；由机械设计图6-13,查得利=0.87；由式Ni=QOnlJ1.ll(4-4)(4-5)计算得小、大齿轮工作应力循环次数M=29160000.N2=11664000：由机械设计图675查得Z*=1.2,4=1.25由机械设计图6T6d,按小齿轮后面硬度255'321HBS均值288HBS,在MQ线和M1.线中间查得小齿轮接触疲惫极限=750幽：同理，由图6T6d查得大齿轮接触疲惫极限CHgZ=750Jff,：取失效概率SJnm=1,则总人=900%K、=1Kt=1.1Ka=1.2与=1.09K=1.43884=68.15z三Zff=2ffl7Ja=91xot4=52三d2=130三b=20.445三B1=20的/?,=25mm(4-6)(4-7)0“*/'；=937.5UPaSNIm¾,1=900M为设计齿轮参数。将确定厚的各项数值代入设计公式，求得2X1.5X11113172.5+1089,82.510.87y0?35900=69.finB修正文:由Ilir=叫叫=l.47m/s60×JOOOG机械设计表6-3查得K=1：G机械设计图6-7查得A；=1.1：(4-8)由机械设计表6-4查得心=1.2；由«机械设计图6T0查得4=1.09；%、=1.71af=20。匕=0.69ZYl=26Z12=65yM=2.61.=1.6Y,v.=2.25&=1-72rv=0.95Yfi2=0.85>ha=615.M,.2=615MPa另m=1.25则K=KiKyKttKp=1×1.1×1.2×1.09=1.4388,F1J1.438Bo(.4=<kJ=69.1×5=68.lo三(4-9)46S.15oc.nxw=2.6/zm?(4-10)Z126由须要保证齿轮分布匀称，因此由机械设计表6-1,选取第一系列标准模数加=2刖为轮主要几何尺寸：MZl+Z1)2×(26+65)zll'a=-口=91丽(4-11)22则小齿轮分度圆宜径为：4=ZffX4=2×26=52mm(4-12)大齿轮分度网直径为：4=m/Z?=2X65=130三(4-13)依据计算出来的最小可用直径来计算齿宽为b=jdt=0.3×68.15=20.415z三(4-14)取用=20am,B=25Hlm(3)校核齿根弯曲疲惫强度，二部"人(4-15)计算当量齿轮端面垂合度4,=%N1.71由机械设计可知:f=20°由机械设计式6-13,得:=o.25+=0.25+=0.69(4-16)'J1.71Z11=Zl=26Zv2=Z2=65由机械设计图6-19、图6-20按Z,查得：Vm=2.6.4=1.6；Ym=2.25,&=1.72：Ili机械设计图6-21查得=0.95,八2=0.85由机械设计图6-22c,按小齿轮曲面硬度255321HBS均值288HBS,在MQ线上查得叫m=615MPa；同理，由图6-22C查得-=615Wa,：取Si=1.25：l,=467.4Jff¾12=418.2.Wn=441.32Wh,410.563?,=81Z,=32Zc=31ZC=31,1=0.811=父侬&=467.4W>aSfe(4-17)¼=M居=418.2SFlm(4-18)将确定出的各项数值代入弯Otl强度检核公式，得M=2l.438811113X7x0.6935.7X52X2=441.32%<fl(4-19)%="滑产=441.32X1FhV&>410.56W¾<.2.25X1.722.6×1.6ZP=32Kz=1.£(420)rp=T6Imm齿根弯曲疲惫强度足够。2.摆线齿轮传动的设计计算a=6.5mmrrp=1mm%r,=0.09156-l=0.795K1=1.434(1)选择齿轮材料和热处理、精度等级、为轮齿数bc=1900为提高承载实力，并使结构紧凑，按线轮、针齿销、针齿套、柱销、柱销套均选用轴承钢GCrI5,热处理硬度取5862HRC(I由于本设计里输入端为输入齿轮，输出端为轴，RV减速器减速比为,因此减速器速比值，依据公式(4-21)可计算出针轮齿数4=32,即摆线轮齿齿数为Z,=Z,-I=31。(2)投线针轮传动的基木参数摆线针轮传动是以r,、4、/,作为基本参数，将其他各参数尽可能化为、“及巴的函数，在此引用卜两个参数：短幅系数(4-22)先的取值不同，接线轮的齿形就不同，会影响传动的性能指标，所以这是一个很重要的系数C/值既不宜取得过大，也不能取得过小。的方法来画摆线齿轮，将会须要几十个点和样条线才能画出比较规范的轮廓，这样计算盘及操作量很大，修改麻烦,不以考虑，因此在这里我利用CTI的宏吩咐来绘制摆线齿轮。首先确定好接线齿轮短幅外摆线的参数方程线(。
