机械方案——二减速器课程方案

1、机械设计课程设计设计说明书二级减速器设计学校设计者河南大学胡翔班级09机自1班学号0901055012011年11月目录、.二、设计任务书传动方案拟定三、电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算四、高速级齿轮传动计算五、低速级齿轮传动计算六、齿轮传动参数表七、轴的结构设计八、轴的校核计算九、滚动轴承的选择与计算十、键联接选择及校核联轴器的选择与校核十二、减速器附件的选择十三、润滑与密封十四、设计小结十五、参考资料设计题目:原始数据：由于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（门550mm）一起用离合器与减速器输出轴相联。 卷筒直径为

2、（门400mm）。设卷筒效率 =0.97。初定减速器的总效率为总=0.81。所设计的减速器应为二级减速器。选用弹性联轴器。1. 完成减速器装配图一张（A0）。2. 绘制箱座结构图一张（A1 ）。3. 绘制轴、齿轮零件图各一张（A2 ）。4. 编写设计计算说明书一份。二.电动机设计步骤传动装置总体设计方案本组设计数据：卷扬机工作拉力F = 10900 N。卷筒转速n= 31.05r/min,卷筒直径D= 400 mm 。1. 外传动机构为联轴器传动。2. 减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。3. 该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小， 结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向

3、尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大;高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为 YZR系列 三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求， 适应工作 条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三电动机的选择1. 选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 YZR系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2. 确定电动机效率Pw按下试计算w1000kw试中Fw =15000NV=0.65m

4、/s工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取 n = 0.97 X0.81 X0.99代入上试得PwFw M =1 2.5 k w1 0 0Xnw电动机的输出功率功率Po按下式Po 卫 kw?应该是P o =Pw*n吧式中 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率”V 2231'1由试 _ g c r由表2-4滚动轴承效率r =0.99 :联轴器传动效率c则=0.89所以电动机所需工作功率为Po =n = 10.67kw? Pn是什么？这里应该是Pn=Pw* n=12.5*0.89=11.125因载荷平稳，电动机核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表8-169中YZR 系列电动机数据，选

5、电动机的核定功率 Pw为13kw。3. 确定电动机转速按表2-1推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比j -8 40而工作机卷筒轴的转速为46 X10 X0.65nD= 31.05r /min所以电动机转速的可选范围为% = i % = (8 49) 31.05 r min = (248 1242) r min 上 面不是840吗？怎么是49 了呢？实际应该把49改成40 ?符合这一范围的同步转速有963r min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为963n min的YZR系列电动机YZR180L-6,其满载转速为963r/

6、min ,电动机的安装结构形式以及其中心高，外形尺寸，轴的尺寸等都在8-186,表8-187中查的四.计算传动装置的总传动比i a并分配传动比A. 总传动比为nm963nw31.05= 31.01B. 分配传动比i' =ii考虑润滑条件等因素，初定h = 1.3hi 广 6.35 d 4.88C. 计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速I轴n = n = 9 6 3/ m i nII轴n 二=151.52 r m i niiIII轴n 二 31.05 r m i n卷筒轴nw 二 n 二 31.05 r m i n2.各轴的输入功率I 轴 R 二 P0 Xrt =13X0.9 91

7、 2.8 7kwII 轴R 二 RXq Xn =12.87 X0. 9X0. 9 71 2.36kwIII 轴P皿二 Pn Xn Xn =12.36 xo.99XO.97 = 11.87kw卷筒轴 Pw = Pm Xn Xn =11.87X0.99X0.99 = 11.63kw3.各轴的输入转矩p 12 87 I 轴 T = 9550 X旦X9550 =1 2 7 . 6 9rNn 963II 轴 Tl9550 X 二 12.36 X9 5 5 0808.07N *m nn 151.52pii 87III 轴T皿二 9550 心X9550 =3650.83Nn 皿 31.05卷筒轴 Tw =9

8、550 X匹二竺3 X9 5 5 0 3577.02N nw 31.05P13电动机轴 T0 =9550 X-0X9550 =128.9 N mnm 963将上述计算结果汇总与下表，以备查用项目电动机I轴n轴E轴卷筒轴转速（r/min）963963151.5231.0531.05功率P（ kw）1312.8712.3612.1111.87转矩T（ Nm）128.9127.69808.073650.833577.02传动比i16.354.881效率0.990.960.960.99五高速级齿轮的设计A. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，硬齿轮面闭

9、式传动。2. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度（GB10095-88）。3. 材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为20CrMnTi （渗碳淬火），硬度 为56-62HRC，大齿轮为20Cr （渗碳淬火），硬度为56-62HRC，二者材料硬度 差不多。B. 按齿根弯曲疲劳强度设计设计准则：先由齿根弯曲疲劳强度计算，再按齿面接触疲劳强度校核。m1 _1. 确定公式内的各参数值a. 由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二fei =850MPa ;大齿轮的弯曲强度极限Cfe 2=850 MPa ；b. 由于考虑到轴I与联轴器相连，Di >45mm，将轴I做成齿

10、轮轴。考虑到加工性，所以最好选小齿轮齿数乙=26 ,则大齿轮齿数z2 = i= 26 6.35 = 165.01取 z2 = 165c. 计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.25，得“1= 850/1.25 = 680MPaSz丰=850/1.还68阴d. 查取齿形系数丫Fa3、丫Fa4和应力修正系数Ysa3、Ysa4由机械设计表查得。YFa 1 沱67 ； YFa2 =2.16 ； Ysa1 二 1.62 ； Y2 二 1.84e. 载荷系数K=1.2YFaYsaf. 计算大、小齿轮的 卜f并加以比较;Y yFa 1 Sa1 =0.0 09 086974 二 F 1Ho。858

11、1 5 1 2小齿轮大，应对小齿轮进行弯曲强度计算g. 设计计算0.8 X262 X680m1 >3 2X1.2X1.27 X105 X267X1.62 mm=彳 3.585mm = 1.53mm暂取 m 1 = 2.5mm2集合尺寸设计a.计算分圆周直径d1、d2d z1 m 26 2.5 = 65mmd2 = z2m165 2.5 = 412.5mmb. 计算中心距d1 * = (65 412.5) / 2 二 238.75mmc. 计算齿轮宽度dd3= 0.8 65 = 52mm取 B=55mm，B2= 50mm 03.轮的结构设计大齿轮采用腹板式结构大齿轮的有关尺寸计算如下:轴孔

12、直径d =48mm轮毂长度1与齿宽相等I 二 50mm轮毂直径 d1 =1.6d =1.6 48 = 76.8mm轮缘厚度;o =10mm腹板厚度 c=15mm腹板中心孔直径D0 = 240mm腹板孔直径d0=61mm齿轮如下图所示OOg rvjoO这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费C. 校核齿面接触强度根据令订eZh 2KT?1.bd 2 u1.确定公式内的各参数值由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；Hlimi = 1500MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限Ch Iim2二1500MPa 由机械设计表

13、10-6查得材料的弹性影响系数 Ze二188MPa。Zh =252校核么Zh气严bd1 u= 188 2.52 1.2 1.27 105 V55X6526.35 1.6.35二 579MPaoh v”jH1 =1500MPa所以安全六.低速级齿轮的设计A.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，硬齿轮面闭式传动。2. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度（GB10095-88）。3. 材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为20CrMnTi （渗碳淬火），硬度为56-62HRC，大齿轮为20Cr （渗碳淬火），硬度为56-62HRC，二者材

14、料硬度 差不多。B.按齿根弯曲疲劳强度设计设计准则:先由齿根弯曲疲劳强度计算，再按齿面接触疲劳强度校核。1.确定公式内的各参数值a. 由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE3=850MPa ;大 齿轮的弯曲强度极限匚FE 4 =850 MPa ；小齿轮齿数Z3 = 30，则大齿轮齿数Z4 = in z 30 4.88二146.4取乙=146b. 计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.25，得匚 F3 二= 850/1.25 =680M Pa二 F4二 FE4SF=850/1.25 = 680MPac. 载荷系数K=1.2= 1.83d. 查取齿形系数YFa1、Y

15、Fa2和应力修正系数丫$銅、丫Sa2由机械设计表查得。YFa 1 2.60 ； YFa 2 = 2. 17 ； Ysa 1 二 1 .625； 丫42YFaYsae. 计算大、小齿轮的 卜f并加以比较；YFa塔二 F 1= 0.0 09 086974曾 °.°083426小齿轮大，应对小齿轮进行弯曲强度计算f. 设计计算m22 X1.2 X8.08 X105 X2.67 X1.620.8 X302 X680mm= %17.1319mm = 2.57mm暂取m2二3mm2.集合尺寸设计 a.计算分圆周直径d3、d4d3 二 z3m2 = 30 3 = 90mmd4 二 z4m

16、2 =1463 = 438mmb.计算中心距4a2 = (90 + 438/2 = 264nm,c.计算齿轮宽度b = ： dd3 二 0.8 90 二 72mm取 B3 = 75mm, B4 = 70mmc.轮的结构设计大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下:轴孔直径d = 86mm轮毂长度I与齿宽相等轮毂直径 d1 =1.6d =1.6 86= 137.6mm取 d1 二 138mm轮缘厚度-0 =10mm腹板厚度 c=17mmI =70mm腹板中心孔直径D0 = 290mm腹板孔直径d0二65mm齿轮倒角取n = 3mmD. 验算齿面接触强度根据u -1= ZeZhu1.确定公

17、式内的各参数值由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二H limi = 1500 MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限二H佃2 = 1500 MPa由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数 Ze二188MPa。Zh =2.52. 验算.h=ZeZ2K2/-1=i88 2.5 22 8.08 忖 °88 1275 904.88oh v 二hi =1500MPa所以安全七.齿轮传动参数表名称符号单位咼速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm246266传动比i6.474.79模数mmm34压力角ao2020齿数Z2214223110分度圆直径dmm66426

18、92440齿顶圆直径damm齿根圆直径dfmm齿宽bmm60558075材料20CrM nTi20Cr20CrM nTi20Cr热处理状态渗碳淬火渗碳淬火渗碳淬火渗碳淬火齿面硬度HRC56 6256 6256 6256 62八轴的结构设计A. 初选轴的最小直径选取轴的材料为20CrMnTi和20Cr，热处理为渗碳淬火。<取C=100 , >I轴乂3伫=23.7mm，考虑到联轴器、键槽的影响，取 d；=45mm,PII 轴 d?C3 = 47.55mm，取 d2=50mm5IH轴d3 >C3 Pm -72.33mm错误！未找到引用源。，取d3=75mmY n皿B. 初选轴承 1

19、轴选轴承为60102轴选轴承为60103轴选轴承为6016各轴承参数见下表：轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNdDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor6010508016567422.016.2601680125228711847.539.8C. 确定轴上零件的位置和固定方式I轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近， 将高速轴取为齿轮轴，使用深沟球轴 承承载，一轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。I轴：咼速级米用实心齿轮，米用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，由于低速 轴齿根圆直径与轴径接近，将低速轴取为齿轮轴，下端用套筒固定，使用深沟 球轴承承载。川轴：采用实心齿轮，齿轮上端用套筒固定

20、，下端用轴肩固定，使用深沟球轴承 承载，下端连接卷扬机，采用离合器连接4各轴段长度和直径数据见下图九轴的校核计算1.川轴强度校核A低速轴的强度校核由前面选定轴川的材料为40Cr表面淬火，由机械设计基础表14-1查得抗拉强度二b=735Mpa.6.计算齿轮上受力（受力如图所示）K=160mm,L1=68.5,L2=137.5作用在齿轮上的圆周力Ft =16.56kN ,径向力Fr =6.03kN，不考虑轴向力。a. 求垂直面的支撑力F2V = L1 =2005N , F1V = Fr - F2V =4025NL i ' L 2b. 求水平面的支反力Fi h F 2=8280 N2c. F

21、力在支点产生的反力 根据力矩平衡计算得F=10.9kN-F1F = 109008466 N = 19366 NM aH =F2 H L1 =567 N mF *KF1 f8466 N , F2F =FL1 + L 2d. 垂直面的弯矩M av = F2V *L1 =137N *m , M ave. 水平面的弯矩M aH 二 F1 h 心2 =1138.5N «m，f. F力产生的弯矩图M 2F = F *K = 1744N «m齿轮截面产生的弯矩MaF 二 F1f L2 =8466 0.1375 = 1164N «mg. 求合成弯矩考虑到最不利的情况，把M aF与

22、M ；v MH直接相加Ma = . M；v M 2hMaF137? T138.52 1164 =2310.7 N *mMa = 1956Nh. 求轴传递的转矩T =Ft=16560 侮=3626 N m2 2i. 求危险截面的当量弯矩从图中可以看出，齿轮截面是最危险的，其当量弯矩为M M2 T 2认为轴的扭切应力是脉动循环应变力，取折合系数:=0.6所以Me = . mR'QT 2 f；2310.720.6 3626 2 =3173N *mM e =*795620.6 3626 2 =2925 N *mj. 计算危险截面处的直径轴的材料选用40Cr调质处理。查表14-1得-750MPa

23、由表 14-3 查得 J= 70MPa考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5% 故 d =1.05 76.8 =80.6mm危险截面满足条件。轴3安全Li:M乜十.滚动轴承的选择及校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是深沟球轴承轴 E010 对，轴 U6010 对，轴川选用 6016 对(GB/T276-1994)寿命计算：A.轴I1. 查机械设计课程设计表6-1，得深沟球轴承60102. 查机械设计得X=1,Y=0 , fp 二 1.0 , ft = 1.0 ,卩3, ： - 20计算轴承反力及当量动载荷：因为：轴承所受得总载荷2T Ft d2 1.27 10265kN =3.9 kNFr

24、 二 Ft 沦ana 3.9 tan20 kN =1.42kN由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷:P =XFr YFa = 1.42kN3. 取轴承预期寿命Lh = 10000h基本额定动载荷fpP 60nLh ft106 T.4"360 963 10000kN ".824kN106所以轴承6010安全，合格1. 查机械设计课程设计表6-1，得深沟球轴承6010Cr =22.0 kN, Cr 0 =16.2kN2. 查机械设计得X=1, Y=0, fp 二 1.0 , ft =1.0,卩3,： =203. 计算轴承反力及当量动载荷：因为：轴承所受得总载荷2T2 8 08

25、102FtkN =17.95kN, F二 Ft xtana 6.26kNd90由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：P 二 XFr YFa4. 取轴承预期寿命Lh二10000h基本额定动载荷Cr 二由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：所以轴承6010不安全，不合格。选用6210的安全C.轴川1. 查机械设计课程设计表6-1，得深沟球轴承6016Cr =22.0 kN, Cr 0 =16.2kN2. 查机械设计得X=1,Y=0, fp 二 1.0，片=1.0,卩3,： =203. 计算轴承反力及当量动载荷：因为：轴承所受得总载荷22T2汉3627:<102FtkN 二 16.56kN，F

26、 Ft xtan a 6.03kNd438由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：P =XFr YFa4. 取轴承预期寿命Lh二10000h基本额定动载荷Cr =fpP 60n * Lh.03 631XkN =15.98kN由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：所以轴承6016安全，合格十一.键联接选择及校核1.键类型的选择选择45号钢，其许用挤压应力二p =150MPaI轴右端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为45mm，轴段长84mm ,所以选择单圆头普通平键（A型）键b=14mm,h=9mm,L=70mmn轴轴段长为48mm，轴径为54mm，所以选择圆头普通平键（A型）键 b=16mm,h=1

27、0mm,L=36mm川轴轴段长为68mm，轴径为84mm，所以选择圆头普通平键（A型）键 b=22mm,h=14mm,L=56mm右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为 75mm，轴段长110mm，所以选择圆头普通平键（A型）键b=20mm,h=12mm,L=90mm2键类型的校核I轴2T 2 127.69 103T =127.69N.m ，匚p9MPa -6p d"沁k45疋70"则强度足够，合格2T2 808.07 10354 36 10= 83.13MPa 十 p则强度足够,合格cp2T2T32 3650.83 1084 56 142 3650.83 10375 90

28、12= 110.87MPa _；p= 90.12MPa 打二p则强度足够， 合格,均在许用范围内。十二.联轴器和离合器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用 弹性套柱销联轴器1. 减速器进口端Tn = 1.27 105N *m选用LT7型(GB/T 4323-2002 )弹性套柱销联轴器，采用J1型轴孔，A型键,轴孔直径d=4550mm,选d=45mm,轴孔长度为 L=84mm2. 减速器的出口端T皿=3.627 106N *m选用矩形牙嵌式离合器器，A型键，轴孔直径d=80mm,轴孔长度 为 L=110mm十三.减速器附件的选择1.箱体设计名称符号参数设

29、计原则箱体壁厚100.025a+3 >=8箱盖壁厚81100.02a+3 >=8凸缘厚度箱座b151.5 8箱盖bl151.5 8底座b2252.5 8箱座肋厚m200.85 8地脚螺钉型号dfM240.036a+12数目n6轴承旁联接螺栓直径diM180.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M12() df连接螺栓的间距l150150200轴承盖螺钉直径d3M12() df观察孔盖螺钉d4M8() df定位销直径d8.4(0.7-0.8 ) d2d1,d2至外箱壁距离Ci18C1>=C1mi nd2至凸缘边缘距离C216C2>=C2mi n箱体外壁至轴承盖座端面的

30、距离li45C1+ C2+(510)轴承端盖外径D2135180145轴承旁连接螺栓距离S120145180注释：a取低速级中心距，a= 238.75mm2附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予 足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工 及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设 计。名称规格或参数作用窥视孔视孔盖140 X120为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在 箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部 能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺 钉固定在箱盖上。材料

31、为 Q235轴承盖凸缘式轴承盖 六角螺 栓(M12)固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端 用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。采用凸缘 式轴承盖，禾U用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承 盖是通孔，其中装有密封装置。材料为 HT200定位销M9 X38为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精 度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配 装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两 侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料 为45号钢油面指吐示器油标尺M20检查减速器内油池油面的咼度，经常保持油池内有适量的 油，一般在箱体便于观察、油面较稳

32、定的部位，装设油面 指示器，选用有气孔的杆式油标油塞M18 X1.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低 位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱 体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235起盖螺钉M18 X30为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻 璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为 此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将 上箱盖顶起。起吊装置吊耳为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径18。十四.减速器润滑方式、密封形式1润滑本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴 承中。1) .齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度小，所以浸油高度约为3050伽。取为30伽。2) .滚动轴承的润滑由于轴承周向速度小，所以宜开设油沟、飞溅润滑。2. 密封形式轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。十五.设计小结从这次机械的课程设计，我从中学到了很多知识，特别是对最以前比较生 疏或者一些比较模糊的知识有了一个较为全面的掌握。 这次的课程设计在最开始 的设计阶段用到了很多我以前从 机械设计基础 上学到的知识，让我对已学到 的很多知识有了一个比较深