二级齿轮减速器(共19页)

1、 燕山大学机械设计课程设计说明书题目(tm)： 圆柱齿轮二级减速器 学院(xuyun)（系）：车辆(chling)与能源学院 年级专业： 11交通运输一班 学 号：110113010003学生姓名： 宋嘉健 指导教师： 邵晓荣 教师职称： 教授 日期：2014.1.15目录(ml) TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc377540526 一电动机选择(xunz)计算 一电动机选择计算1原始数据运输链牵引力F=2104N运输链工作速度V=0.63m/s滚筒直径 D=0.24m2电动机型号选择1.类型：选择Y系列电动机33kw.1100063.021041000PFV2

2、.容量：工作功率，取 取1=0.99（连轴器）,2=0.97（齿轮传动效率8级） ,3=0.99（轴承）, 4=0.96（卷筒），则 a=1222 344=0.85电动机功率 Pd=Pw / a=1.33/0.85=1.56kw3.转速：卷筒轮转速 二级圆柱齿轮减速器推荐传动比为ia=840故电动机转速可选范围nd=ian=(840)50.2=401.62008 r / min综合考虑选电动机型号为Y112M-6，主要性能如下表：电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y112M-62.210009402.02.2二总传动比确定及各级传动比分配 总传动比为 传动比

3、分配故三运动和动力参数的计算设第一级小齿轮轴为1轴，第二级小齿轮轴为2轴，第二级大齿轮轴为3轴,卷筒轴为4轴。1.各轴转速：n1=nm =940 r / minn2=nm / i1= 940/4.33= 217.09r / minn3= n2 / i2= 217.09/4.33=50.14r / minn4= n3=50.14r/min2.各轴输入功率：P1=Pd1=1.560.99=1.54kwP2=P132=1.540.990.97=1.48kwP3=P223=1.480.970.99=1.42kwP4= P33=1.420.99=1.41kw3.各轴输入转距：T1=9.55103 P1/

4、n1=9.55103 1.54/940=15.65NmT2=9.55103 P2/n2=9.55103 1.48/217.09=65.11NmT3=9.55103 P3/n3=9.55103 1.42/50.14=270.46NmT4=9.55103 P4/n4=9.55103 1.39/50.14=264.75Nm运动和动力参数计算结果整理于下表：轴号功率P（Kw）转矩T(Nm)转速n（r/min)传动比i轴1.5415.659404.33轴1.4865.11217.09 4.33轴1.42270.4650.141四传动零件的设计计算 = 2 * ROMAN II轴小齿轮(1).选择材料、精

5、度及参数 小齿轮：45号钢，调质，HB1=240HBS，z1=25 大齿轮：45号钢，正火，HB2=200HBS，z2=108z2= z1i1=4.3325=108.25HB1HB2=40HBS合适初选8级精度，(2)初选螺旋角，齿宽系数=14，d=1.0(3).按齿面接触疲劳强度设计确定小齿轮分度圆直径 确定公式内各计算数值a.使用系数 查表取 KA=1.25b.动载系数 预估v=4m/s，则vZ1/100=1m/s 查图取 KV=1.08c.齿间载荷分配系数端面重合度 轴向重合度 =1.025/tan14=1.981总重合度 查图取 d.齿向载荷分布系数 查图取 K=1.09 则K=KAK

6、VKK=2.13e.材料的弹性影响系数 查表得 ZE=189.8f. 齿向区域系数 查图取 ZH=2.43g.重合度系数 h.螺旋角系数 i.接触疲劳强度极限查图取 Hlim1=550MPaHlim2=450MPaj. 应力循环次数 查表得 接触疲劳寿命系数 KHN1= 1 KHN2 =1.05k.计算接触疲劳许用应力，取安全系数SH=1(失效概率为1%)则 H1=550MPa H2=472.5MPa故 =472.5MPa计算试算小齿轮分度圆直径d1b.校核圆周速度结果与前面假设不符合，需要对计算结果修正。c.修正载荷系数 vz1/100=0.1625m/s 取KV=1，则d.校正分度圆直径确

7、定主要参数计算法向模数 查表取标准值 mn=2.5mm计算中心距 圆整取 a=171mm修正螺旋角 大于出去值，故设计合理，不需再做修正。计算分度圆直径计算齿宽 则取b1=70mm，b2=65mm校核齿根弯曲疲劳强度计算重合度系数计算螺旋角系数计算当量齿数查取齿形系数 YFa1=2.6，YFa2=2.17查取应力集中系数 YSa1=1.6，YSa2=1.8计算弯曲疲劳许用应力 F=KFNFlim/SH弯曲疲劳极限应力 Flim1=420MPa，Flim2=390MPa查取寿命系数 KFN1=KFN2=1安全系数 SH=1 (取失效概率为1%)则 F1=1420/1=420MPaF2=1390/

8、1=390MPa计算弯曲应力故设计合理。五轴的设计和计算1.初选材料以及轴承润滑方式a.轴的材料：选用45钢,调质，b.轴承润滑及密封： 因为齿轮的圆周速度,所以轴承采用脂润滑，毡圈密封。2轴强度校核AC=121.5mm，CB=67mm。a图计算大齿轮受力：转矩 T3=240.43Nm 由此画出大齿轮轴受力图，见上图（a图）计算轴承反力 水平面 垂直面 画出水平弯矩MH图(图b)，垂直面弯矩Mv图(图c)和合成弯矩图（图d）。MHMVM画出轴的转矩T图（图h），T=407890NmmT危险截面：C截面C为过盈配合，由附表3，,求安全系数 设为无限寿命，kN=1则综合安全系数为 故轴安全。六滚动

9、轴承的选择计算由于传动装置采用二级展开式斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用深沟球轴承。现计算轴上的一对轴承的寿命。轴承型号为6209，d=45mm，D=85mm，B=19mm，基本额定动载荷 Cr=31500N，基本额定静载荷 Cor=20500N，采用脂润滑nlim=7000r/min,。计算内部轴向力 受力如图 计算寿命 取P1、P2中的较大值带入寿命计算公式因为是球轴承，取=3，则静载荷验算 查表得X0=0，Y0=0.6，则P01= Y0=0.6727=436.2N因 P01 ，故取 P01= =727NC。 P02= Y0=0.61567=940.2Nnf12f22nlim=1170

10、00=7000r/minn 故选用6209型角接触球轴承符合要求。七键连接的选择轴键槽部分的轴径为22mm，所以选择普通圆头平键键 A628 GB/T 1096-79 轴上端键槽部分的轴径为32mm，所以选择普通圆头平键键 A1056 GB/T 1096-79 下端键槽部分的轴径为32mm，所以选择普通圆头平键键 A1025 GB/T 1096-79轴下端键槽部分的轴径为47mm，所以选择普通圆头平键键 A1450 GB/T 1096-79上端键槽部分的轴径为35mm，所以选择普通圆头平键键 A1050 GB/T 1096-79八减速器附件的选择窥视孔盖 窥视孔盖的规格为220120mm。箱体

11、上开窥视孔处设有凸台5mm，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Q215A钢，用四个M6螺栓紧固。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 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 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

12、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。吊环和吊钩 为了便于拆卸和搬运，在箱盖上装有环首螺钉或铸出吊环、吊钩，并在箱座上铸出吊钩。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。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。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。九润滑和密封说明1润滑说

13、明因为是二级圆柱齿轮减速器，且其传动的圆周速度v12m/s，故采用浸油润滑，取浸油深度h=30mm；轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/22/3。2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。轴伸处密封应涂以润滑脂。十拆装和调整的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面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度

14、要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。十一减速箱体的附加说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。十二设计小结本学期我们所进行的机械课程设计是我们入学以来一次比较系统全面的课程设计，这是一次比较完整的由我们自己设计，自己布图，自己绘图的课程设计。

15、从拿到任务书到最初的齿轮和轴的设计，再到后来完完全全的一个月的绘图，我们对设计有了一次亲身的体验，可谓是痛并快乐着呀！这一个月的设计，总的来说，我们学到了很多东西，就是总体的设计，一步接着一步都有它自己独特的道理，每一步的设计也都有它们各自的依据。除了学到新的东西，也对以往的东西做了一次巩固。经过这次实习我们真的学到了很多东西，和宝贵的经验。 这次课程设计非常感谢邵晓荣老师的指导，老师在设计过程中没有特别的指导我们，更多的是让我们独立的思考和画图，这对我们以后的学习与工作都有很大的帮助。感谢老师对我们辛勤的指导。 十三参考资料许立中，周玉林机械设计北京：中国标准出版社，2009韩晓娟机械设计课

16、程设计指导手册北京：中国标准出版社，2008龚溎义，潘沛霖机械设计课程设计图册北京：高等教育出版社，2006成大先机械设计手册北京：化学工业出版社，2007邵晓荣，曲恩互换性与测量技术基础北京：中国标准出版社，2007=1.33kwa=0.85Pd=1.56Kwn=50.2r/min电动机型号Y112M-6nd=1000r/minnm=940r/minia=18.73i1=4.33i2=4.33n1=940r / minn2=217.09r/ minn3=50.14r/ minn4=50.14r/minP1=1.54kwP2= 1.48kwP3= 1.42kwP4=1.41kwT1=15.65 NmT2=65.11NmT3=270.46NmT4=264.75Nm齿轮计算公式和有关数据皆引自机械设计第75页100页齿轮材料用45钢，z1=25z2=108KA=1.25K=1.45K=1.09Kv=1.08K=2.13 F1=420MPaF2=390MPaKA=1.25KV=1.08轴的计算公式和有关数据皆引自机械设计第137页第153页轴的材料选用常用的45钢d1=28mmd3=42mmd2 =30mm 轴承的计算公式和有关数据皆引自机械设计第159页第173页S1=315.765NS