二级减速器设计说明书.doc

《二级减速器设计说明书.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级减速器设计说明书.doc（40页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、一、设计要求设计一用于卷扬机传动装置中的两级圆柱齿轮减速器。轻微震动，空载起动，使用年限年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为。卷筒直径D=280mm,运输带的有效拉力F=1800N,运输带速度。二、传动装置总体设计1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：2.1选择电动机1.选择电动机类型：按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结果，电压380V，Y型。2.选择电动机的容量电动机所需的功率为： KW

2、 KW所以 KW由电动机到运输带的传动总功率为带传动效率：0.96每对轴承的传动效率：0.99圆柱齿轮的传动效率：0.96联轴器的传动效率：0.99卷筒的传动效率：0.96则：所以 3.确定电动机转速卷筒的工作转速为r/min取V带传动的传动比；二级圆柱齿轮减速器传动比，所以总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围是： r/min符合这一范围的同步转速有3000、1000和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案如下：方案电动机型号额定功率KW同步转速r/min额定转速r/min1Y90L-2 2.2300028402Y100L2-4 2

3、.2150014203Y112M-6 2.210009404Y132S-82.2750710综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见第三方案比较适合。因此选定电动机型号为Y90L-6，其主要参数如下；2.2确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比：分配传动比：取，则，取，经计算注：为带传动比，为高速级传动比，为低速级传动比。2.3计算传动装置的运动和动力参数将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；，依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。1各轴转速：r/min r/min r/min = r/min2.各轴输入功率：KW

4、 KW KW KW 3.各轴输入转矩：1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘轴承传动效率0.99。运动和动力参数结果如下表：轴名功率P KW转钜T N.m转速r/min输入输出输入输出电动机轴1.5615.849401轴1.491.4730.4329.434702轴1.421.39109.92107.72123.683轴1.351.32261.22255.7849.474轴1.281.25253.44248.3749.47三、设V计带和带轮1.确定V带型号查机械设计基础课本表8-8得：，则 KW，又r/min,确定选取A型普通V带，取，取，标准化得2.验算带速：m/s故带

5、速合适3.确定带的基准长度： 解得取mm,由表8-2选取mm4.确定实际中心距amm按式8-24中心距变化范围为398462mm5.验算小带轮包角6.计算V带的根数Z：由表8-4查得KW，由表8-6查得，由表8-2查得由表8-5查得KW，则V带的根数因此取Z=27.计算作用在带轮轴上的载荷由表8-3查得A型V带单位长度质量q=0.1Kg/m,所以单根V带张紧力故作用在轴上载荷四、齿轮设计4.1高速齿轮设计4.1.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照2中表10-8，选择7级精度（GB10095-88）3.

6、材料 由2中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS 小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS4. 试选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 齿数比4.1.2 按齿面接触强度设计1. 确定公式内各计算数值试选载荷系数=1.6小齿轮转矩 由表10-5查得材料弹性影响系数齿宽系数：由表107知齿宽系数由文献2中图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限；大齿轮接触疲劳强度极限。计算应力循环次数由图10-23取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许应力取失效概率为1% 安全系数S=1由式10-14得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力由式（10-9）计算接

7、触疲劳强度用重合度系数计算 试算小齿轮分度圆直径 由公式（10-11）计算圆周速度 v=计算齿宽b b=计算齿宽与齿高比齿高h=齿高比 b/h=11.19 计算载荷系数已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.8m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.11；由表104查的的计算公式和直齿轮的相同。用插入法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时：=1.42 =1.35 = =1.4=由式（10-12），可得按实际载荷系数算得分度圆直径4.1.3按齿根弯曲疲劳强度计算（1） 查取齿型系数由表1017查得=2.592；=2.161（2） 查取应力校正系数由表1018查得=1.596；=1.811(

8、4)由图10-24c得（5）由图10-22得弯曲疲劳寿命系数取玩去疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得因为大齿轮大于小齿轮的，所以取计算模数计算速度。计算实际载荷系数。根据，7级精度，由图10-8得动载系数由，查表10-3得齿间载荷分配系数。由表10-4查得，查图10-13得则载荷系数为由式（10-13）计算齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.739并根据GB1357-87就近

9、圆整为标准值，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径。算出小齿轮的齿数： 圆整取20大齿轮的齿数 圆整取，互质。实际传动比：传动比误差： 允许计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度一般小齿轮略加宽（）mm，所以4.1.4强度校核1.按齿面接触疲劳强度校核计算实际载荷系数由表10-2查得使用系数，根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数。齿轮的圆周力: 查表10-3得齿间载荷分配系数，由表10-4查得，则：齿面接触疲劳强度满足要求。2.齿根弯曲疲劳强度校核计算实际载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数。由表10-2查得使用系数。由，查表10-3得齿间载荷分配系数，由表10-4用插值法查得

10、。则载荷系数为由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数由图10-24c得由图10-22得弯曲疲劳寿命系数齿轮弯曲疲劳强度满足要求。齿数，中心距，齿宽，小齿轮选用40Cr，大齿轮选用45钢，7级精度。4.2低速级齿轮设计4.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动 传动速度不高，选择7级精度（GB10095-88） 材料选择小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45 调质 硬度240HBS 选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 圆整取694.2.2 按齿面接触强度设计1.确定公式内各计算数值试选载荷系数 小齿轮传递的扭矩由2中表10-6查得材料弹性影响系数

11、由2中表10-7选取齿宽系数由2中图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 由2中式10-13计算应力循环次数 由2中图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许应力取失效概率为1% 安全系数S=1由2中式10-12计算接触疲劳强度重合系数。2.计算 计算小齿轮分度圆直径，代入 计算圆周速度 计算宽度b 计算齿宽与齿高比模数m 齿高 计算载荷系数据 7级精度。由2中图10-8查动载荷系数；直齿轮。由2中表10-2查得使用系数。由表10-4用插入法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时 ,由 查图10-13得 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直

12、径，由2中式10-10a得 计算模数m 4.2.3 按齿根弯曲强度计算1. 确定公式内各计算数值 由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由图10-22取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数 由式10-14 计算载荷系数K 由表10-17查得 查取应力校正系数由表10-18查得 计算大小齿轮的 大齿轮的数值大2.设计计算 就近圆整为标准值计算小齿轮齿数 圆整取计算大齿轮齿数 圆整取实际传动比：传动比误差： 允许 分度圆直径 中心距 齿轮宽度 4.2.4强度校核1.按齿面接触疲劳强度校核计算实际载荷系数由表10-2查得使用系数，根据，7级精度，由

13、图10-8查得动载荷系数齿轮的圆周力: 查表10-3得齿间载荷分配系数，由表10-4查得，则：计算接触疲劳强度重合系数。齿面接触疲劳强度满足要求。2.按齿根弯曲疲劳强度校核计算实际载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数。由表10-2查得使用系数。由，查表10-3得齿间载荷分配系数，由表10-4用插值法查得。则载荷系数为由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数由图10-24c得由图10-22得弯曲疲劳寿命系数齿轮弯曲疲劳强度满足要求。齿数，中心距，齿宽，小齿轮选用40Cr，大齿轮选用45钢，7级精度。五、轴的设计5.1输入轴的设计5.1.1确定基本参数1、确定轴的材料

14、输入轴材料选定为40Cr，锻件，调质。2、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率 输入轴的转速 输入轴的转矩 圆周力： 径向力： 3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据表153，取 输出轴的最小径是安装联轴器的直径，为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，转矩变化很小，故取，则查机械设计手册，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000.半联轴器的孔径，故取半联轴器长度L=42mm，半联轴器与孔配合的毂孔长度L=30mm。5.1.2轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（如下图）

15、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径长度1、 为满足半联轴器的轴向定位要求，1轴段右端需要一轴肩，轴肩高度 ，故取2段的直径。半联轴器与轴配合的毂孔 长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在端面上，故的长度应该比略短一点，故取。2、 初步选择滚动轴承，参照工作要求并根据，初选型号6205轴承， 其尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载荷，故,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取。3、 取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中, 并考虑右轴承的拆卸,轴段4的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径确定。4、轴段5上安装齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒

16、端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段6的直径, 轴肩高度,取,故取为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段7的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即，。5、取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，6、参考表152，取轴端为5.1.3输入轴的结构布置5.1.4受力分析、弯矩计算1、支撑反力 2、在垂直面上故总支撑反力5.1.5计算弯矩并做弯矩图1、 水平面弯矩图2、 垂直面弯矩图3、 合成弯矩图4、 作受力、弯矩和扭矩图5.1.6选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（C型） 齿轮：选普通平键 （A型）

17、联轴器:由式，查表，得 ，键校核安全齿轮: 查表62，得 ，键校核安全5.1.7按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力由表查得，故安全轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，取取由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，所以，则年，符合要求。5.2中间轴及其轴承、键的设计5.2.1基本参数设定中间轴上的功率求作用在齿轮上的力高速大齿轮: 低速小齿轮: 初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取，于是由式初步估算轴的最小直径这是安装轴承处轴的最小直径5.2.2确定轴的各段直径和长度1.

18、初选型号6206的深沟球轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷 故。轴段1和7的长度与轴承宽度相同,故取，2.轴段3上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取3.轴段5上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮左端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度

19、,取,故取。取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得, ，4.参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见下图。5.2.3轴的受力分析、弯距的计算1.计算支撑反力：水平方向 在垂直面上：待添加的隐藏文字内容2故总支撑反力2.计算弯矩在水平面上：在垂直面上：故3.计算转矩并做转矩图5.2.4选用校核键1.低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全2.高速级大齿轮的键 由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全5.2.5按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取由表查得，校核安全。轴承A寿命校核轴

20、承寿命可由式进行校核，取,取,取由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，所以，则，校核安全。年，符合要求。校核轴承B和计算寿命径向载荷当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命8年，故符合要求。5.3输出轴及其轴承装置、键的设计5.3.1基本参数设定1.输入功率转速转矩第三轴上齿轮受力2.初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径取，为保证与箱体的距离，取。5.3.2轴的结构设计1.轴段2和轴段7用来安装轴承，根据，初选型号6309的深沟球轴承。参数基本： 基本额定动载荷基本额定静载荷。由此可以确定： 2.为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段3和6的直径应根据6309的深沟球轴承的

21、定位轴肩直径确定,即，取3.轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，取。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度,取,故取。4.取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取5.取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，6.参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见下图。5.3.3轴的受力分析、弯距的计算1.计算支承反力在水平面上 在垂直面上故2.计算弯矩水平面弯矩在C处，垂直面弯矩在C处，合成弯矩在C处3.计算转矩，并作转矩图 (CD段)5.3.4选

22、用校核键低速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A型） 由式，查表，得 ，键校核安全5.3.5按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取由表查得，校核安全5.3.6校核轴承和计算寿命1.校核轴承A和计算寿命径向载荷当量动载荷因为，校核安全。该轴承寿命该轴承寿命年2.校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命年。所以合格。六、其他结构设计6.1 滚动轴承的润滑和密封当浸油齿轮圆周速度,轴承内径和转速乘积时，宜采用脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧适当装挡油环。6.

23、2 联轴器和轴承端盖的选择6.2.1 联轴器的选择为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性，可频繁的起动和正反转，可以补偿两轴的相对位移。根据以上的计算选择HL1和HL3型弹性柱销联轴器。4.2.2 轴承端盖的选择根据箱体设计，选用凸缘式轴承端盖。6.3 通气器的设计通气器多装在箱盖顶部或窥视孔盖上，其作用是将工作时箱内热涨气体及时排出。其结构基本如下：6.4吊环螺钉、吊耳及吊钩为便于拆卸及搬运，应在箱盖上铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。6.5 启盖螺钉启盖螺钉的直径一般等于凸缘联接螺栓的直径，螺纹有效长度大于凸缘厚度。螺杆端部要做成圆柱形或大倒角、半圆形，以免启盖

24、时顶坏螺纹。6.6 定位销定位销有圆柱形和圆锥形两种结构，一般取圆锥销。高度为206.7 油标油标用来指示油面高度，常见的有油尺、圆形油标、长形油标等。一般采用带有螺纹部分的油尺。油尺安装位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出，不能太高以免与吊耳相干涉，箱座油尺座孔的倾斜位置应便于加工和使用。 6.8 放油孔及螺塞在油池最低位置设置放油孔，螺塞及封油垫圈的结构尺寸按照国标型号选择。 6.9箱体采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。减速器机体结构尺寸如下：机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58

25、mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+1216.3mm地脚螺钉数目a1.210mm齿轮端面与箱体内壁距离229 mm两齿轮端面距离4=55 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=26mmC11=21mmC12=18mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=22mmC21=17mmC22=15mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=48mmK1=38mmK2=33mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d113mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C

26、2f+(35)52 mm吊环螺钉直径dq=0.8df13mm总结 终于到尾声了，经过几个星期的课程设计，我深深的体会到作为一个设计人员的不易，为了能巩固以前学过的知识并且学到更多未涉及到的知识，我在本次设计中尽可能的以真正的设计人员的标准要求自己，所以在这几个星期里，我不断的查找各类书籍，以便完善我的课程设计。从选电动机开始，我便开始认真的比较各类电动机，并且试着去了解更多电动机，外形尺寸、功率等一系列的计算我都认真独立完成，让我最感到困难的是齿轮和轴的计算，因为我此前几乎没这么系统的计算过齿轮和轴，所以大量的计算有些让我不知所措，不过我很快静下心来，一步一步计算，这期间总会遇到这样那样的专业

27、名词、公式，有些公式甚至让人一头雾水，于是我便查阅一些资料了解公式的“来历”。现在我终于了解了一个机器的诞生是需要花费大量的心血的，每个零件都有关联，而且要从头算起，就像这次课程设计，我们要从电动机算起，然后是带的传动、齿轮传动、轴的载荷等，并且还要计算键、轴承，包括箱内的油量也是需要考虑的，接下来就是箱体的设计，要考虑到大带轮直径不可以大过箱体的高度、螺栓螺钉周围要留出扳手的空间其他的零部件我也是斟酌比较之后选择的，所以整体我认为工艺性还比较理想。本来要设计油沟的，但因为齿轮转速极低，所以齿轮利用浸油润滑，而轴承利用脂润滑，这些是我看了许多资料之后才懂得，所以说本次课程设计对我的帮助十分大。

28、为了能更快更准确的完成课程设计，我是边计算边画图的，这样有一个最大的好处：能及时发现问题可以及时改正。其实我认为这样改能让我不断的校验自己是否计算有误，这段期间，我为了完善课程设计，不断的计算、改图，几乎每时每刻都能发现一些问题，总有令人不满意的地方，并且总是出现错误和马虎的现象，所以大部分时间用在了校验、检验、反复核查，这才完成了本次课程设计，经过了短暂而又漫长的设计时期，我感到自己学到了很多课堂上未学到的知识，在与指导老师交流中，我发现自己的能力提高了很多，当然，我还初出茅庐，还有更多的知识等待我去学习，所以我会更加努力完善自己的学识，用自己的所学为社会做出重大的贡献！参考文献1关阳.机械

29、零件设计指导M.辽宁科技技术出版社,19852濮良贵,纪明刚.机械设计M（第八版）.高等教育出版社,20063蔡春源.机械零件设计手册M（第三版）.冶金工业出版社4张锦明.机械设计基础课程设计指导书M.东南大学出版社,20095韩桂新.机械制图M.北京大学出版社,20056王宇平.公差配合与几何精度检测M.人民邮电出版社,2007致谢从接受课题开始到现在完成课程设计，我衷心的感谢我的指导老师，虽然大部分时间是我自己在完成课程设计，但没有老师的精心的指导，我不可能学到那么多知识，尤其在课题设计的前期准备阶段和本人的数据计算阶段,肖老师提出许多宝贵的设计意见,在最后的修改阶段肖老师在百忙之中抽出时间为我提供了必要的帮助。在课程设计期间，应该说老师给我提供了许多我想不到的问题，这让我受益匪浅，老师知识的渊博让我更加知道了我要学习的知识还有很多，老师思路的开阔让我更加了解了作为一个设计人员所要具备的素质，还有老师实事求是的工作作风让我明白了做任何事都要认真严谨，争取不出任何错误。谨此再次向老师表示衷心的感谢和崇高的敬意。