二级展开圆柱齿轮减速器

1、二级展开圆柱齿轮减速器 设计者：杨硕 指导教师：邱雪松 班级：轧钢-3班 2013年1月12日 一、电动机的选择 1原始数据原始数据 2电动机型号选择电动机型号选择 1、原始数据 运输带牵引力F=1524N 运输带工作速度V=0.8m/s 滚筒直径 D=0.27m 2、电机型号选择 运输带所需功率，取 Pk =FV/1000=15240.8/1000=1.22kw 取1=0.99（联轴器）,2=0.97（斜齿啮合） ,3=0.98（轴 承）,4=0.96（卷筒效率）,则： a=12( 3)4 22 4=0.817 电动机功率： Pd=Pk / a=1.49kw 卷筒轮转速： nk =60V/D

2、=600.8/（0.27）=56.9rpm 二级圆柱齿轮减速器推荐传动比为：i=840 故电动机转速可选范围： nd=in=（840）56.9=455.22276rpm 符合这一范围的同步转速为750、1000、1500r/min，综 合考虑选电动机型号为Y112M-6，主要性能如下表： 电机型 号 额定功 率/KW 同步转 速/rpm 额定转 速/rpm 堵转转 矩/额定 转矩 最大转 矩/额定 转矩 Y112M- 6 2.210009402.02.2 二总传动比确定及各级传动比分配二总传动比确定及各级传动比分配 总传动比为： i= nm / nk =940/56.9=16.52 齿轮传动比

3、i1=(1.3-1.4) i2 取i2=3.44则： i1=4.80 三运动和动力参数的计算三运动和动力参数的计算 设输入轴为设输入轴为1 1轴，中间轴为轴，中间轴为2 2轴，输出轴轴为轴，输出轴轴为3 3轴轴, ,卷筒卷筒 轴为轴为4 4轴轴。 1.1.各轴转速：各轴转速： n n1 1=n=nm m = 940rpm = 940rpm n n2 2=n=nm m / i / i1 1 =195.8rpm =195.8rpm n n3 3=n=nm m / i / i2 2=56.9rpm=56.9rpm 2.2.各轴输入功率：各轴输入功率： l P1=Pd01=1.490.99=1.48k

4、w l P2=P102=1.480.980.97=1.4kw l P3=P234=1.40.980.97=1.33kw l P4=P345=1.330.980.99=1.29kw 3.各轴输入转距：各轴输入转距： l Td=9550Pd/nm=95501.49/940=15.13Nm l T1=Td01=15.130.99=15 Nm l T2=T1i112=154.80.980.97=68 Nm l T3=T2i234=683.440.980.97=223 Nm l T4=T345=2230.980.99=205 Nm 轴号 功率P （Kw） 转矩 T(Nm) 转速n （ r/min) 传动

5、比 i 效率 电机轴1.4915.13940 1.000.99 轴1.4815940 4.80.95 轴1.468195.8 3.440.95 轴1.3322356.9 1.000.97 卷筒轴1.2920556.9 运动和动力参数计算结果运动和动力参数计算结果 四传动零件的设计计算四传动零件的设计计算 1第一级斜齿圆柱齿轮的选择计算第一级斜齿圆柱齿轮的选择计算 2、第二级直齿圆柱齿轮选择设计第二级直齿圆柱齿轮选择设计 (1).选择材料、精度等级和蜗杆头数 材料：小斜齿轮 :45钢，调质处理； 大斜齿轮：45钢，正火； 精度等级：初选取8级 按GB/T10095.1-2008 初选齿数：Z1=

6、23，Z2= i1Z1=4.823=110.4（111） 则传动比为u= Z2/ Z1=111/23=4.83 第一级斜齿轮设计第一级斜齿轮设计 (2).按齿面接触疲劳强度进行设计计算 计算公式 ： 1）、确定载荷：K=KAKKVK 中等振动 KA=1.25 预估v24m/s，取Kv=1.07 2）、取d=1 =15，=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos=1.65 =bsin/（*mn）=d*Z1*tan15/=1.96 =+=1.96+1.65=3.61则K=1.45 2 3 1 21 HE d H Z Z Z Z KTu d u 3）、由于d=1，齿轮非对称布置轴的刚性大，则K=

7、1.18 则K= KAKKVK=1.251.451.071.18=2.29 4）、作用在齿轮上的转距T1 =1.5104Nmm 5）、查表得 ZE=189.8MPa ,ZH=2.41 6)、Z=cos=0.98 7）、Z=（4-）（1-）/3+/=0.66 8)、计算许用应力 查表得：Hlim1=590Mpa Hlim2=470Mpa 应力循环次数 N1=60njlh=60940153008=6.77108 N2=N1/u=6.77108/4.83=1.4108 查表得：KHN1=1.03 KHN2=1.1 l 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，则 l H1= KHN1Hl

8、im1=1.03590MPa=607.7MPa l H2= KHN2Hlim2=1.1470MPa=517MPa l H= H2= 517MPa l 根据接触应力设计尺寸： l d132kT1(u+1)( ZZZE ZH/H )2/(ud)=30.05mm 9)、设计中心距a、模数mn ad1（1+u）/2=30.05（1+4.83）/2=87.59 则a=125mm mn=（0.010.02）a=1.252.5 则mn=2.5，由a=mn（Z1+Z2）/2cos Z1+Z2=2acos/mn=2125cos15/2.5=96.6 圆整为97 则Z1=(Z1+Z2)/(1+u)=97/(1+4

9、.83)=16.6 圆整为17 Z2=Z1+Z2-Z1=80 实际传动比u1= Z2 /Z1=80/17=4.71 误差计算： =（u- u1）/u=（4.83-4.71）/4.83=2.4 确定螺旋角： =arcosmn（Z1+Z2）/(2a)=14412 确定齿宽： b2=dd1=12.523/cos=43.8mm （44mm） b1=b2+6=50mm l 10）、校正分度圆直径： l a、齿轮的圆周速度： l v=d1n1/601000=2.517940/（601000cos14.07）=2.2m/s 则Kv。=1.04 l b、验算重合度 l =1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)

10、cos=1.6 l =bsin/（*mn）=d*Z1*tan15/=1.36 l =+=2.96 则K。=1.41 l 所以d130.053Kv。K。/（KvK）=29.49（符合要求） （3）按弯曲疲劳强度校核 1）、载荷系数K= KAKKVK=1.251.411.041.18=2.16 当量齿数Zv1=Z1/（cos）3=18.68(圆整19) Zv2=Z2/（cos）3=87.91(圆整88) 查取齿形系数YFa1=2.8 YFa2=2.23 查取应力修正系数YSa1=1.54 YSa2=1.77 1 1111 1 2 FFaSaF n KT YY Y Y bd m 1 2222 1 2

11、 FFaSaF n KT YYY Y bd m 2）、查表可得许用弯曲应力 Flim1=450MPa Flim2=390MPa 由于N1=6.77108 N2=1.4108 则查表可 KFN1=KFN2=1 F1= KFN1Flim1=450MPa F2=KFN2Flim2=390MPa 3）、重合度系数 Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.6=0.72 螺旋角系数 Y=1-/120=1-1.36（14.07/120）=0.84 综上： F1=22.161.5104/（442.5172/cos14.07） 2.81.540.720.84=43.82MPaF1 F2=40.12 M

12、PaF2 经检验所设计齿轮合格 2、第二级直齿圆柱齿轮选择设计第二级直齿圆柱齿轮选择设计 第二级直齿轮的设计计算与斜齿轮基本相同，此处不再赘述。 设计结果: a=150mm m=3 Z1=23 Z2=77 u2=3.34 b1=75mm b2=69mm 五、轴的设计与校核五、轴的设计与校核 轴的材料选用常用的轴的材料选用常用的4545钢，调制处理钢，调制处理 。当轴的支撑距离当轴的支撑距离 未定时，未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即 按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d d， 计算公式为：计算公式

13、为： 轴有弯矩于是轴有弯矩于是C取取112， 3 /dCP n 1.高速轴高速轴 考虑到高速轴要与电机连接，则高速轴必须与联轴器连接，由：考虑到高速轴要与电机连接，则高速轴必须与联轴器连接，由： d d1 1112 112 3 3（1.48/9401.48/940）=13mm=13mm 所以直径为所以直径为d1=18mmd1=18mm。则初步定轴的结构：。则初步定轴的结构： 但是，由于齿轮设计完成，对于小斜齿轮： da=mn(z1+2cos)/cos=48.81mm(圆整49mm) d= mnz1/cos=43.81mm df= mn(z1+2.5cos)/cos=37.56mm 对于锻造小齿

14、轮，da200mm当X2.5mt（6mm）时，齿轮和轴做成一体。其中，X 为齿根到毂键槽顶面的距离。显然，X6mm，则应做成齿轮轴。轴的结构为： l 装配方案：左端端盖、左端轴承，依次从左至右安装；联轴器、密 封圈、右端端盖、右端轴承，依次从右向左安装。 l 轴的轴向尺寸：此齿轮轴的齿轮、轴承、联轴器的安装部分的长度 由齿轮、轴承、联轴器分别确定。 l 直径安排：直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时， 直径变化值要大些，可取（38）mm，否则可取（12）mm。 轴承选用：滚动轴承7206AC（30-62-16），a=18.7mm 联轴器选用：LT2(YA1842/YA1842) 2、

15、中间轴中间轴 由由d1d1112 112 3 3（1.4/195.81.4/195.8）=21.6mm=21.6mm 初选初选d d1 1=30mm=30mm，初定轴的结构为：初定轴的结构为： 装配方案：左端端盖、左端轴承、套筒、大斜齿轮，依次从左至右 安装；右端端盖、右端轴承、套筒、小直齿轮，依次从右至左安装。 直径安排：直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时， 直径变化值要大些，可取（38）mm，否则可取（12）mm。 轴承选用: 滚动轴承7206AC（30-62-16），a=18.7mm 3、低速轴、低速轴 由d1112 3（1.33/96.5）=27mm 初选d1=35mm,初

16、定轴结构： 装配方案：左端端盖、左端轴承、套筒、大直齿轮，依次从左至右安装； 联轴器、密封圈、右端端盖、右端轴承，依次从从右至左安装。 直径安排：直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时， 直径变化值要大些，可取（38）mm，否则可取（12）mm。 轴承选用：滚动轴承6109（45-75-16） 联轴器选用：GYH4 J1型/ J1型 俯视图 主视图 左视图 A、齿轮轴斜齿部分的受力计算：、齿轮轴斜齿部分的受力计算： 转矩转矩T=T1=15000Nmm Ft=2T1/d=215/0.04381=684.7N Fr=Ft tan n/cos =684.7tan20/cos14.07=256

17、.9N Fa=Ft tan =684.7tan14.07=171.6N B、轴承支反力：、轴承支反力： 竖直面竖直面: R1=(121.3Fr+22Fa)/156.6=(121.3256.9+22171.6)/156.6=223N R2=(35.3Fr-22Fa)/156.6=(35.3256.9-22171.6)/156.6=33.9N 水平面：水平面： R1=121.3Ft/156.6=121.3684.7/156.6=530.36N R2=35.3Ft/156.6=35.3684.7/156.6=154.34N 高速轴校核高速轴校核 高速轴受力图高速轴受力图 扭矩图扭矩图 竖直方向受力图

18、竖直方向受力图 竖直方向弯矩图竖直方向弯矩图 水平方向受力图水平方向受力图 水平方向弯矩图 合成弯矩图 C、选择轴的材料为45钢调质，由机械设计手册查的：b=650MPa， s=360MPa。用插值法查表得： 0b=102.5 MPa, -1b=60 MPa, =-1b/ 0b=0.59 则斜齿部分中间的最大当量弯矩是 M=M2+（T）=22153.81 MPa E、校核轴径 d3（M/0.1-1b）=15mm37.56mm 经校核轴径尺寸合格。 六、轴承的选择校核六、轴承的选择校核 1、轴承选择轴承选择 轴承选用标准件，高速轴及中间轴选用滚动轴承7206AC（30-62- 16），a=18.

19、7mm；低速轴选用滚动轴承6109 2、校核高速轴轴承校核高速轴轴承 轴承采用X型安装， a、计算轴承受力：、计算轴承受力： Fr1=（R12+ R12）=575.3N Fr2=（R22+ R22）=158N 查表得轴承的基本额定动载荷C r=22KN，基本额定静载荷为 Cr0=14.2KN 由Fa/ Cr0=0.012查表得：e=0.38（插值法），所以： 左端轴承内部轴向力：S1=e Fr1=0.38575.3=218.6N 右端轴承内部轴向力：S2=e Fr2=0.38158=60.04N 则: S2+Fa=60.04+171.6=231.64S1 所以，轴承1（左端）被压紧，轴承2（右

20、端）被放松。则: 轴承1的轴向力:Fa1=Fa+ S2=231.64N 轴承2的轴向力：Fa2= S2=60.04N b、轴承寿命校核轴承寿命校核 查表可得两轴承的径向系数X=0.72，轴向系数Y=2.39。（Fa1/Fr1=0.4e， Fa2/Fr2=0.38e) 减速器有轻微冲击选取载荷系数为fp=1，则: 轴承1的当量动载荷为： P1=fp（X Fr1+Y Fa1）=0.72575.3+2.39231.64=967.84 N 轴承2的 当量动载荷： P2=fp（X Fr2+Y Fa2）=0.72158+2.3960.04=257.26 N 显然，P1P2轴承1寿命更短： Lh10=106

21、/(60n)( Cr/P)=106/(60940)（22000/967.84）3=2.08105 h12000h （五年一班） 经检验轴承的寿命符合要求。 c、轴承的极限转速的校核、轴承的极限转速的校核 对于轴承1：P1/ Cr=0.040.1，查表可知：nlim=13000rpm 查表取载荷系数f11=0.996，tan= Fa1/ Fr1=231.64/575.3=0.4,则f21=1 f11f21nlim=0.996113000=12948rpm940rpm(合格) 七、键的选用与校核七、键的选用与校核 1、低速轴键的选用、低速轴键的选用 a、联轴器处轴径35，选用圆头普通平键，配合选用

22、正常联接： A108 GB/T 1095-2003 b、大直齿轮处轴径47，选用圆头普通平键，配合选用正常联接： A149 GB/T 1095-2003 2、中间轴键的选用、中间轴键的选用 小直齿轮处以及大斜齿轮处的轴径均为32，键选用圆头普通平键，配合选 用正常联接： A108 GB/T 1095-2003 3、高速轴键的选用、高速轴键的选用 联轴器处轴径为18，键选用圆头普通平键，配合选用正常联接： A66 GB/T 1095-2003 4、高速轴键的校核、高速轴键的校核 键采用静联接形式，则键校核的计算公式： T=0.25hLdp 由于轴径18键A 6635，材料选用铸铁，由于有轻微冲击

23、， 则， p=100MPa 则键所能传递的转矩为： T=0.2562918100=78.3Nm15Nm 经检验高速轴联轴器处键的强度符合要求。 八、减速器附件的选择八、减速器附件的选择 窥视孔盖窥视孔盖 窥视孔盖的规格166136mm。箱 体上开窥视孔处设有凸台7mm，一边机械加工 支撑盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板材 料为Q235A钢，用6个M4螺栓紧固。 通气器 通气器 减速器运转时，箱体内温度升高， 气压加大，对密封不利，故在窥视孔盖上安装 通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保 证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。考 虑到室外的工作环境，选用带金属滤网的通气 器。 启盖螺钉启盖

24、螺钉 在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为 了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度， 螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。 定位销定位销 为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体 连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提 高定位精度。定位销的直径为d=8mm，长度应大于箱盖和箱座连接凸 缘的总厚度，以便于装卸。 吊环和吊耳吊环和吊耳 为了便于拆卸和搬运，在箱盖上装有环首螺钉或铸出吊 环、吊耳，并在箱座上铸出吊耳。 放油螺塞放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在减速器不与其 他部件靠近的一侧，以便于放油

25、。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱 座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加 强密封。 油标尺油标尺 油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定 之处。先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在 油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺 纹部分的杆式油标尺。 九、润滑和密封九、润滑和密封 1、润滑说明、润滑说明 因为是二级圆柱齿轮减速器，且齿轮的最大圆周转速大于2m/s 而小于3m/s所以采用轴承采用油沟润滑，下机座的油沟在机体铸 成后用圆柱铣刀铣出。齿轮采用浸油润滑，润滑油采用50号机械 油。 2、密封说明、密封说明 在试运行过程中，所有联接面及轴伸密 封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密 封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。 轴伸处采用密封圈密封。 十、拆装和调整说明十、拆装和调整说明 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小 将影响轴承的正常工作。当轴直径为3050mm时，可取游隙为。 在安装齿轮后，必须保证需要的侧隙及齿