二级减速器设计方案

PAGEPAGE22目录第一章：传动方案的拟定及说明…………………2第二章：电动机的选择……………2第三章：计算传动装置的运动和动力参数………3一．传动比分配二．运动和动力参数计算第四章：带传动设计………………4一．带传动设计二．V带的结构图第五章：齿轮设计…………………6一．高速级齿轮传动设计二．低速级齿轮传动设计三．齿轮结构图四．齿轮设计归纳总结第六章：减速器装配草图设计……………………14一．减速器零件的位置尺寸二．减速器装配草图第七章：轴的设计计算……………15一．高速轴的设计计算二．中间轴的设计计算三．低速轴的设计计算第八章：滚动轴承的选择及计算…………………18第九章：键连接的选择及校核计算………………19一．中间轴上键的选择及校核计算二．低速轴上键的选择及校核计算第十章：联轴器的选择……………20第十一章：减速器箱体和附件的选择……………20第十二章：润滑与密封……………21第十三章：设计小结………………21第十四章：参考文献………………22第一章：传动方案的拟定及说明已知：带式输送机驱动卷筒的转速为=71r/min，减速器的输出功率=5.2kw，该设备的使用年限为29年，一年工作365天，工作制为单班制（8小时），工作中有轻微振动。传动方案的拟定为双级圆柱齿轮减速器，采用高速级分流式。齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器结构较复杂，但可用于大功率，变载荷场合。第二章：电动机的选择一：电动机容量工作机所需功率已知：=5.2kw,转速=71r/min2.电动机的输出功率由表2-4得：V带传动效率=0.96，弹性联轴器传动效率=0.99，闭式圆柱齿轮传动效率,,=0-97，滚动轴承传动效率,,=0.99，考虑传动装置的功率损耗，电动机输出功率为==0.84故电动机的输出功率==5.2kw/0.84=6.19KW3.电动机的额定功率根据计算出的输出功率查表20-1可得电动机额定功率=7.5kw。4.电动机的转速V带传动比的范围为2~4，单级圆柱齿轮的传动比为3~6，故电动机的转速初步估算为：=71*2*3*3~71*4*6*6=1278~10224据此同步转速为1500r/min和3000r/min的电动机均符合，对比如下：方案型号额定功率同步转速满载转速质量1Y132S2—27.5KW3000r/min2900r/min70Kg2Y132M—47.5KW1500r/min1440r/min81Kg5.电动机的确定通过方案对比，考虑到在同样满足功率和转速的情况下，方案2体积尺寸小，节省空间和材料，故选择方案2，即Y132M—4型电动机。第三章：计算传动装置的运动和动力参数一．传动比分配1.传动装置总传动比2.各级传动比分配V带传动比高速级齿轮传动比低速级齿轮传动比二．运动和动力参数计算电动机轴为0轴，高速轴为1轴，中间轴为2轴，低速轴为3轴。各轴转速各轴输入功率各轴转矩动力参数表项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速（r/min）144072021371功率（KW）7.57.26.786.51转矩（N.m）49.7195.5304875.64传动比23.383效率0.960.940.96第四章：带传动设计一．带传动设计已知电动机功率=7.5KW,转速=1440r/min,传动比=2,工作制为单班制8小时，工作中有轻微振动。确定计算功率查表8-7得工作情况系数，故：选择V带的带型根据由图8-11选用V带的带型为A型。确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径由表8-6和表8-8，取小带轮基准直径验算带速因5m/s<V<30m/s，故带速合适。计算大带轮的基准直径根据表8-8取圆整为确定V带的中心距和基准长度根据式（8-20）有：取初定中心距为计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度为计算实际中心距验算小带轮上的包角验算带的根数Z计算单根V的额定功率由和=1440r/min,查表8-4a得根据=1440r/min,=2和A型带，查表8-4b得查表8-5得查表8-2得，于是:计算V带根数取整为5根。二．V带的结构图第五章：齿轮设计一．高速级齿轮传动设计已知高速级分流输入功率为3.6KW,小齿轮转速=720r/min，传动比=3.38，工作寿命为29年，每年工作365天，单班制，工作中有轻微振动。1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮传动,因运输机是一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。大小齿轮的材料均为，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC.选小齿轮齿数为，大齿轮齿数为，初选螺旋角。2.按齿面接触强度设计确定公式内各计算数值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩由表10-7选齿宽系数由表10-6查得材料弹性影响系数由表10-30选取区域系数由图10-26查得故计算接触疲劳许用应力由图10-19取接触疲劳寿命系数由图10-21d按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度计算应力循环次数：取失效率为1%，安全系数S=1,由式（10-12）得：计算试算小齿轮分度圆直径取计算圆周速度计算齿宽及模数计算齿宽与齿高之比计算纵向重合度计算载荷系数根据圆周速度为，7级精度由图10-8得动载荷系数由表10-3查得由轻微振动查表10-2得使用系数由表10-4查得由齿宽与齿高之比和查图10-13得载荷系数按实际载荷系数校正所得分度圆直径计算模数3.按齿根弯曲强度校核确定计算参数计算载荷系数由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4根据重合度由图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数查取齿形系数和应力校正系数由表10-5得：计算大小齿轮的并加以比较小齿轮的数值较大。校核计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数3.14大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数1.44，满足条件要求，故取模数标准值为：取分度圆直径为大小齿轮齿数为：4.几何尺寸计算计算中心距按圆整后的中心距修正螺旋角因值与相差不大，故参数等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径计算齿轮宽度取圆整后二．低速级齿轮传动设计已知低速级输入功率为6.51KW,小齿轮转速n3=71r/min，传动比=3，工作寿命为29年，每年工作365天，单班制，工作中有轻微振动。1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动,因运输机是一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。大小齿轮的材料均为，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48~55HRC.选小齿轮齿数为&&=30，大齿轮齿数为&&=90.2.按齿面接触强度设计确定公式内各计算数值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩由表10-7选齿宽系数由表10-6查得材料弹性影响系数计算接触疲劳许用应力由图10-19取接触疲劳寿命系数由图10-21d按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度计算应力循环次数：取失效率为1%，安全系数S=1,由式（10-12）得：计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值取计算圆周速度计算齿宽及模数计算齿宽与齿高之比计算载荷系数根据圆周速度为，7级精度由图10-8得动载荷系数由表10-3查得直齿轮由轻微振动查表10-2得使用系数由表10-4查得由齿宽与齿高之比和查图10-13得载荷系数按实际载荷系数校正所得分度圆直径计算模数3.按齿根弯曲强度校核确定计算参数计算载荷系数由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4查取齿形系数和应力校正系数由表10-5得：计算大小齿轮的并加以比较小齿轮的数值较大。校核计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的模数相差不大，故取标准值：取分度圆直径为大小齿轮齿数为几何尺寸计算计算大小齿轮分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度取圆整后三．齿轮结构图四．齿轮设计归纳总结高速级小齿轮高速级大齿轮低速级小齿轮低速级大齿轮齿数21713090分度圆直径6522090270齿根圆直径57.5212.582.5262.5齿顶圆直径712269696齿宽70659892模数3中心距142.5180第六章：减速器装配草图设计一．减速器零件的位置尺寸代号名称取用值齿轮顶圆至箱体内壁的距离15齿轮端面至箱体内壁的距离20轴承端面至箱体内壁的距离12旋转零件间的轴向距离15齿轮顶圆至轴表面的距离20大齿轮顶圆至箱体内壁的距离40箱底至箱底内壁的距离20减速器中心高191箱体内壁至轴承座孔端面的距离54轴承端盖凸缘厚度9.6，12箱体内壁轴向距离305.5箱体轴承座孔端面的距离413二．减速器装配草图第七章：轴的设计计算已知各轴基本情况如下：项目高速轴中间轴低速轴转速（r/min）72021371功率（KW）7.26.786.51转矩（KN.m）95.5304875.64一．高速轴的设计计算（齿轮轴）1.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得：，取查表14-1取，计算得到联轴器的转矩为124150N.mm，据此查表17-4选取HL2型弹性柱销联轴器。其半联轴器与轴配合的毂孔直径为60mm,但为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度应略短一些，取L=58mm.2.轴的具体尺寸和结构设计如高速轴设计图所示。二．中间轴的设计计算（齿轮轴）1.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得：，取2.轴的具体尺寸和结构设计如中间轴设计图所示。三．低速轴的设计计算1.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得：取查表14-1取，计算得到联轴器的转矩为，据此查表17-4选取HL5型弹性柱销联轴器。其半联轴器与轴配合的毂孔直径为107mm,但为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度应略短一些，取L=105mm.2.轴的具体尺寸和结构设计如低速轴设计图所示。3.低速轴强度校核计算（按弯扭合成强度条件计算）求作用在齿轮上的力强度校核，故满足强度要求。轴的计算简图和弯矩图如低速轴的载荷分析图所示。第八章：滚动轴承的选择及计算一.高速轴,中间轴轴承选择计算根据轴承受力和转速情况,以及装轴承处的轴颈直径,查表13-9选用30208型圆锥滚子轴承.二.低速轴轴承选择计算已知齿轮的轴向载荷,则轴承也无轴向载荷.齿轮的径向载荷,则轴承的径向载荷.低速轴的转速为,装轴承处的轴颈直径为,运转时有轻微振动,预期工作寿命为.考虑到无轴向力,选用深沟球轴承.具体选用过程如下:求比值,据此查表13-5得.初步计算当量动载荷按表13-6取,则:根据式(13-6),求轴应有的基本额定动载荷据此查表13-5选6313型深沟球轴承,其基本额定静载荷.第九章：键连接的选择及校核计算一．中间轴上键连接的选择及校核计算已知齿轮为7级精度，装齿轮处的轴颈，齿轮轮毂宽度为，需传递的转矩，载荷有轻微冲击。根据从表6-1中选用A型普通平键的，键长。校核键连接强度由表6-2查得许用挤压应力，键的工作长度为，键与轮毂槽的接触高度为。由式（6-1）得：满足强度要求。二．低速轴上键连接的选择及校核计算已知齿轮为7级精度，装齿轮处的轴颈，齿轮轮毂宽度为，需传递的转矩，载荷有轻微冲击。1.根据从表6-1中选用A型普通平键的，键长。2.校核键连接强度由表6-2查得许用挤压应力，键的工作长度为，键与轮毂槽的接触高度为。由式（6-1）得：满足强度要求。第十章：联轴器的选择该设计中高速轴和低速轴均用到联轴器，其中高速轴上安装联轴器的轴直径为，转矩。低速轴上安装联轴器的轴的直径为，转矩。查表14-1取工作情况系数。据此有联轴器的转矩：据此查表17-4选优HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径为，长度为，与轴配合的毂孔长度为。据此查表17-4选优HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径为，长度为，与轴配合的毂孔长度为。第十一章：减速器箱体和附件的选择减速器箱体结构尺寸名称符号尺寸箱座壁厚8箱盖壁厚8箱体凸缘厚度，，箱座，箱盖，箱底座加强肋厚，箱座，箱盖地脚螺钉直径18地脚螺栓数目n4轴承旁联接螺栓直径14箱盖箱座联接螺栓直径10轴承盖螺钉直径和数目n轴承盖（轴承座端面）外径120，170观察孔盖螺钉直径6至箱体外壁距离22至凸缘边缘的距离20轴承旁凸台高度和半径H，h=45，箱体外壁至轴承座端面距离47箱体的结构与减速器的附件设计均参