二级齿轮减速器.docx

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1、二级齿轮减速器的设计一、传动装置的总体设计减速器的传动方式如图1所示，为二级齿轮减速器，大批量生产，工作环境清洁，机 器载荷平稳，工作年限为6年2班制。图1.减速器传动装置图1.1电动机的选择 1.1.1选择电动机类型根据设计要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式 结构，电压为380 V。1.1.2选择电动机容量根据设计数据，工作机的有效功率为Fv1900* 0.910001000=1.7MW从电动机到工作机输送带之间的总效率为:g = 日舛利4式中，、n2、n3、n4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传递效率。由表9.1取 n1=0.99、n2=0.99、n3

2、=0.97、n4=0.96，贝g* =咔吒琨气=0.992x0.994x0.972x0.96 = 0.82所以电动机所需工作功率为乩=丝竺=2.0则 d-0.821.1.3确定电动机转速按表2.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比 = 840,而工作机卷筒轴的转速为60 * 1000 * v60* 1000* 0.9n =r/min 次 68.75 r/minw ndn*250所以电动机转速的可选范围为nd = i,nw = (840) * 68.75 r/min = (5502750)r /min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种

3、。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1000 r/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，查表15.1选定电动机型号为Y112M-6,其主要性能如 表1：电动机型号额定功率/Kw满载转速/(r/min)启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y112M-62.29402.02.0表1. Y112M-6电动机主要性能型号HABCDEFxGDGKbb1b2AAHAL1Y112M-61121901407028608*724122451901155015400电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如表2：表2.电动机的主要安装尺寸和外形尺寸1.2计算

4、传动装置总传动比并分配传动比总传动比i为n940r/mini _ m/is =nw68.75r/min=13.67分配传动比i2 = f1*f2考虑润滑条件，为使结构紧凑，各级传动比均在推荐值范围内，勒=1.4、，故i1 = J1.4% = J1.4* 13.67 = 4.37L 13.67弓=侦石7 = 3.131.3计算传动装置各轴的运动及动力参数1.3.1各轴的转速I 轴： nj = nm = 940r/minII 轴：n =% = 940r/min = 215.10r/minjj i14.37III 轴：Hjjj = % = 215.1r/min = 68.75 r/min卷筒轴：nW

5、 = nixi = 68.75 r/min1.3.2各轴的输入功率I 轴：P = Pd% = 2.01kW * 0.99 = 1.99kWII 轴： =弓% = i.99kW* 0.99 * 0.97 = 1.91kWIII 轴：Pjjj = PIIn2n3 = 1.91kW * 0.99 * 0.97 = 1.83kW卷筒轴：p卷=%2 = 1.83 * 0.99 * 0.99 = 1.80kW1.3.3各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为T = 9.55x106 *珞=9.550* 106 * 2.01kW = 2.04* 104N mm dnm940r /min则I 轴：TI = Tdn

6、1 = 2.04* 104N mm* 0.99 = 2.02* 104N mmII 轴：TII = Tin1n2iI = 2.02 * 104N mm* 0.99 * 0.97 * 4.37 = 8.48 * 104N mmIII 轴：TIII = TIIn2n3iII = 8.48 * 104N mm* 0.99 * 0.97 * 3.13 = 2.55 * 105N mm卷筒轴：T卷=TIIIn1n2 = 2.55* 105N mm* 0.99 * 0.99 = 2.50* 105N mm将以上结果汇总到表，如下W名参数一 一、电动机轴I轴II轴III轴滚筒轴转速 n/（r/min）940

7、940215.168.7568.75功率P/(kW)2.011.991.911.831.80转矩 T/(N mm)2.04* 1042.02* 1048.48* 1042.55* 1052.50* 105传动比i14.373.131效率0.990.960.960.96二、传动件设计2.1高速级直齿圆柱齿轮传动设计2.1.1选择第一级齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，由文献1 表 6.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为217255HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比 大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为 162

8、217HBW，平均硬度为 190HBW。大小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBW之间。选用8级精度。2.1.2初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。由）2式中各参数为:小齿轮传递的转矩T1T = 20200N - mm设计时，因V值未知K,，不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.11.8此处初取Kt由前面设计可知，1=1.4。由表6.6取齿宽系数七=1.0由表6.5查得弹性系数ZE = 189- MP由图6.14查得节点区域系数ZH = 2.5（6）齿数比=1=4.37要求。初选：=19,则丁气=83,03，取丁 83。传动比误差小于5%端面重合

9、度系数 = 1.88 - 3.2 （工 + -1） = 1.88 - 3.2 （工 + -1） = 1.65。a1983Z1 Z2由图6.16查得重合度系数2 = 0.87。接触许用应力可由SH求得。由图6.29（e）、（a）得接触疲劳极限应力aHlim1 = 570MPa， 390MPa，由表6.7查得安全系数SH = 1.0。大小齿轮1、2的应力循环次数分别为符合设计Hlim2N1 = 60n1aLh = 60 x 940 x 1-0x 2 x 8 x 250 x 6 = 1-354 X 109NN2 = y1 = 3.10X 1081由图6.30查得寿命系数ZN1 = 1.0, ZN2

10、= 1.13（允许有局部点蚀）；由表6.7，取安全系数 SH = 1.0。同H1ZNi；Hlim = 1.0 X?70 = 570.0MPa Sh1.0gH2H2?N2 ”Hlim =SH aH2 = 429.0MPa 计算小齿轮1的分度圆直径d1t，得1.13 X 390=440.7MPa1.0故取aH1du72 X 1.4 X 202004.37 + 1,189.8 X 2.5 X 0.87 21.04.37429.032KtTT .U + 1, ZeZhZ 2du a=40.07mm2.1.3确定传动尺寸(1)计算载荷系数K。由表6.3查得使用系数KA=1.0。齿轮线速度如下式nd nV

11、= 60* 1000n X 40.07 X 94060* 1000=1.97m/s由图6.7查得动载荷系数KV = 1.08(设轴刚性大)；由图6.12查得齿向载荷分布系数% = 1.09；由表6.4查得齿间载荷分布系数Ka = 1.1，故K = KAKvKpKa = 1.0 X 1.08 X 1.09 X 1.1 = 1.29(2)对d1t进行修正。因为3与 有较大差异，故需对按照Kt值设计出来的d1t进行修 正，即di = d3itK= 40.07 XKt38.99=2.0519按表6.1，取m = 2。计算传动尺寸。中心距+ Z2X 19 + 83=102mm齿轮直径及齿宽为d = mz

12、 - 2x 19 = 38mmd = mz - 2 x 83 -166mmX di = 1.0 X 38mm = 38mm取2 = 38mm，bi = 45mm。2.1.4校核齿根弯曲疲劳强度2KTbm YFYsY M 岛1式中各参数:K、m同前。齿宽 b = b2 = 38mm。齿形系数YF与应力修正系数Ys。查图6.20得齿形修正系数YF1 = 2.75, YF2 = 2.24。由图6.21查得应力修正系数Ys1 = 1.53, Ys2 = 1.78。.s1 查图6.22得重合度系数匕=0.66。许用弯曲应力可由下式算得。YN”FlimSF查图6.29得弯曲疲劳极限应力查图6.32得寿命系

13、数YN1 查得安全系数* = 1.25,FM1Flim1=YN2故YN1 %im1SF=220Mpa，%皿=170Mpa=1.0。1.0X220=176MPa1.25gfi2KT Lbm d YfiYsin 1YN”Flim2SF1.0 X 170=136MPa1.252 X 1.29 X 2020038 X 2 X 38 X 宫7 X 以3 X 0.66 = 50.12MPa 岛1= a “F2“s2 = 50.12 X = 47.49MPa 3 也.土. Z 2气叽式中各参数为：(1) 小齿轮传递的转矩&。T2 = 84800N mm(2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系

14、数Kt = 1.11.8，此处初取Kt =1.3。(3) 由参考文献1 表6.6取齿宽系数与=L0。(4) 由参考文献1 表6.5查得弹性系数冬=189.8 所。(5) 由参考文献1图6.15查得节点区域系数Zh =4.5。(6) 齿数比 u = i2 = 3.13。(7) 初选z3=23,则z4 = uz3 = 3.13 X 23 = 71.99，取有 = 72。传动比误差 52.334mm,合适)d = mz = 2.5 x 72 = 180mmb =8 d = 1.0x57.5mm = 57.5mm取 b = 64mm, b = 58mm因为齿轮3采用正变位，圆整中心距a =120 mm

15、,则啮合角为冬,cos a = a cos a = 118.75 x cos 20 = 0.929904156a120，即a = 21.5801故变位系数x =勺 + 七(inva 一 inva)2 tan a23 + 72一x(inv21.5801 inv 20)2 tan 2023 + 72x (0.018882 - 0.014904)2 tan 20=0.5192.2.4校核齿根弯曲疲劳强度2KT- Y YY &md f s s f式中各参数：(1) K、T2、m 同前。(2) 齿宽 b = b3 =58mm。(3) 齿形系数YF与应力修正系数Ys。YF4 = 2.06Ys4 = 1.9

16、1查参考文献1图6.20得扇=2.15,尸3查参考文献1图6.21得;3 = 1.83，查参考文献1图6.16得重合度系数丫 = 0.875。许用弯曲应力可由下式算得q = N FlimF SF查图6.29得弯曲疲劳极限应力由前面计算n3 查参考文献1 查参考文献1E = 220MpaFlim4 = 170MPa=N2 = 3.10 X 108，N4 = 9.9 X 107图6.31得寿命系数九；=0 = 1.0。表6.7得安全系数SF = 1.25，故山 =板 W.31-0 X 220F3SF)=匕.沥4 L F4SF=176MP。1.251.0 X 170 = 136MPq1.252KT2

17、 X 1.49 X 84800% =亦廿3七3匕= 58 x 2 5 x 575 * 2-15 X 1.83 X 0.875 = 104.35MPa心3%4a 44 = 104.35 X 2?6 * 1.91 = 104.35MPa尸3%3七32.15 X 1.83容易看出%3原3%4 88mm机盖壁厚们0.02a + 3 88 mm机座凸缘厚度b1.5812 mm机盖凸缘厚度b11.58112mm机座底凸缘厚度P2.5820 mm地脚螺钉直径df0.036a+ 12M16地脚螺钉数目nn=6/轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM12机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)dfM10连接螺栓

18、d2的间距l70轴承端盖螺栓直径虫(0.40.5)dfM8窥视孔盖螺栓直径d4(0.30.4)dfM6定位销直径d(0.70.8)d28 mmdf、d1、d2至外壁距离ci/22、18、16mmd1、d2至凸缘距离C2/16、14mm轴承旁凸台半径R1C216 mm凸台高度H153mm外机壁至轴承座端面距离_11_c1 + c2 + (58)41mm内机壁至轴承座端面距离I8 + c1 + c2 + (58)49mm大齿轮齿顶圆与内机壁距离11.2611 mm齿轮端面与内机壁距离,88 mm机盖、机座肋厚m1、mm1 次 0.858, m 次 0.8588、8mm轴承端盖外径D2轴承座孔径+(

19、55.5)d3102、94、122mm轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d310 mm轴承旁连接螺栓距离ss D2102、94、122mm3.2草图第一阶段 3.2.1间距确定(1) 机体内壁与大齿轮齿顶圆距离A1 -1,25，取% = 11mm，机体内壁距离小齿轮端面 距离A2券，取A2= 8mm。(2) 因采用脂润滑，轴承外圈端面至机体内壁的距离要留出安放挡油板的空间，一般A3 - (812)mm，取乌=10mm ；取挡油板宽度C=8mm。(3) 中间轴上两齿轮轴向间距八4=(58)mm，取A4= 6mm。轴承端盖凸缘厚度度T.2d3= 9.6mm，取& = 10mm。3.2.2高速轴轴系部件

20、设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径和长度A对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3表9.4查得，C=118106，考虑轴端 弯矩比转矩小，取C=108，则1.99=13.86mm 940考虑键槽影响，取dmin1 = 13.86 x (1 + 5%)mm = 14.56mm。(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定 方式。(4) 联轴器及轴段前面计算的dmin即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计

21、 与联轴器的设计同时进行。由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献1表12.1取KA=1.5，计算转矩上=夕1 = 1.5 x 20200 = 30300-mm由参考文献2表13.1查询可得GB/T 5014-2003中的LH2型弹性柱销联轴器符合要求， 其参数为：公称转矩315 N-m，许用转速为5600 r/min，轴孔直径范围是2032 mm，满足 电动机轴径要求。取与轴相连端轴径20 mm，J型轴孔，轴孔长度38 mm，选用A型平键， 联轴器主动端代号为LH220 X 38 GB/T5014- 2003。相应的，轴段的直径即=20mm，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为=36 m

22、m。(5) 密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=3 mm，则轴段的直径弓=25mm。由于 工作环境清洁无尘，则用毛毡圈密封即可，由参考文献3查表得毛毡圈小径取24mm。(6) 轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，查参考文献2表12.1，取轴承型号为6206， 其内径d=30 mm，外径D=62 mm，宽度B=16 mm，定位轴肩直径damin = 36mm。故轴段 的直径d3 = 30mm。轴段的直径应与轴段相同，即d7 = 30mm。(7) 轴段由于齿轮齿根圆直径较小，若选择d4 = 32mm，e = (df 1 -d4)/2 . = (35.5 -32)/2-

23、3.3 2.5m故轴与齿轮应做成齿轮轴，取过渡轴段d4 = 32mm。(8) 轴段做成齿轮轴，齿轮轴的分度圆直径d1 =38mm，齿顶圆直径da1 =40mm，齿根圆直径 df1 =35.5mm。(9) 在轴段和齿轮轴段间取过渡轴段d6 = 32mm。(10) 机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8 mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的 拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10 mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。轴段的长度l2 = 41mm；取轴段的长度l3 = 31mm ；轴段的长度l4 = 70mm；轴段的长度l5 = 45m

24、m ;轴段的长度l = 3mm；6轴段的长度l = 29mm。7轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨足之= 68mm； L2 = 115.5mm； L3 = 46mm。完成的结构草图如图3所示。图3.高速轴各轴段尺寸示意图(11)键连接设计联轴器与轴之间采用A型普通平键连接，查参考文献2表11.27得键的型号为:6x6x32GB/T1096-2003, h=6, t1 = 2.8mm。3.2.3中间轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径和长度A

25、对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3表9.4得，C=118106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 108，贝1.91=22.36mm215.1(3)确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定 方式。(4) 轴承与轴段及轴段轴承类型选择深沟球轴承，暂取轴承型号为6205，由文献2表12.1查得内径d=25 mm，外径D=52 mm，宽度B=15 mm，定位轴肩直径damin = 31mm，。故轴段的直径 d1 = 25mm。轴段的直径应与轴段相同，即d5 = 25mm。(5) 齿轮3与轴段为了便于齿轮的安装，d2应略大于d1，取d2 = 2

26、8mm，齿轮3左端用套筒固定，则轴 段的长度应略小于齿轮3的宽度b3,取l2 = 62mm。(6) 轴段齿轮3右端用轴肩固定，取13 = 32mm o 13 = 6mm(7) 齿轮2与轴段齿轮2左端也用轴肩固定。d4略小于齿轮2的宽度，可取d4 = 28mm，齿轮2右端用 套筒固定，则轴段的长度应略小于齿轮2的宽度b2，取14 = 36mm。(8) 轴段的长度11 = 15 = 35mm完成的结构草图如图4所示。图4.中间轴各轴段尺寸示意图(9)键连接设计齿轮2、齿轮3与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键 8x7x 32GB/T1096 2003，11 = 3.3mm ；键 8 X 7

27、 x 42GB/T1096 2003，t1 = 3.3mm。3.2.4低速轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径和长度A对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3表9.4得，C=118106，考虑轴端弯矩1.836875 = 32-25mm%= 108X 3 n “37比转矩小，取C= 108,则d_=C，mm3考虑键槽影响，取dmin3 = 32.25 x(1 + 5%)mm = 33.86mm。(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变

28、化不大，故轴向固定采用两端固定 方式。(4) 联轴器及轴段前面计算的即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计与联 轴器的设计同时进行。由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献1表12.1取KA=1.5，计算转矩T =瞬3 = 1.5 X 255000 = 382500N mm由参考文献2表13.1查询可得GB/T 5014-2003中公称转矩630 N - m的弹性柱销联轴 器满足要求，其许用转速为5000 r/min，轴孔直径范围是30-48mm。取与轴相连端轴径35 mm，轴孔长度为上=60mm，J型轴孔。相应的，轴段的直径电=35mm，取其长度为 l1=58 mm。(5)

29、 密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴段的直径弓=38mm。(6) 轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，取轴承型号为6208，由文献2 表12.1查得 内径d=40 mm，外径D=80 mm，宽度B=18 mm，定位轴肩直径damin = 47mm，。故轴段 的直径d3 = 40mm。轴段的直径应与轴段相同，即d6= 40mm。(7) 轴段56mm。取d5= 42mm，齿轮4右端用挡油板固定，则轴段的长度应略小于齿轮4的宽度 b4，取 q =(8) 轴段齿轮4左端用轴肩固定，d4 = 48mmo(9) 机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=10 mm。由于所选联

30、轴器不影响轴承端盖螺栓的 拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=15mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。轴段的长度l2 = 43mm ；取轴段的长度l3 = 39mm；取轴段的长度l4 = 48mm取轴段的长度l5 = 56mm ；轴段的长度l6 = 41mm ；轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距 = 83.5mm； L = 104mm ； L = 59mm。完成的结构草图如图5所示。图5.低速轴各轴段尺寸示意图(10)键连接设计联轴器、和齿轮4与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键 1： 10 x 50GB/T10

31、96 2003，h=8，t=5mm，t1 = 3.3mm。键 5：12 x 50GB/T1096 2003，h=8，t=5mm，t1 = 3.3mm。3.2.5轴系部件校核计算本设计已完成高、中、低速轴的轴系部件校核计算，均满足设计要求，此处只给出低 速轴校核计算过程。(1)轴的受力分析a.画受力简图圆周力 F =芟 = 2x2.55x105 = 2833.33N t d180径向力 4 = Ffx tan a = 2833.33xtan20 = 1031.25Nb.计算支反力F =矣H1L2+L3FH2 = Fr - FH1 = 69444 NT FtL3 = 925.36N L2+L3Ft - FV1 = 1907.97N=336.81NFV1FV2轴承1的总的支反力为2/(925.36)2+(336.81)2 = 984.75NFR1 = /fV12+FH12轴承2的总的支反力为FR2 =/FV22+FH22 = (1907.97)2+(694.44)2 = 2030.42Nc.画弯矩图在水平面上，轴承1处，A-A面左侧MaH1 = FH1L2 = 336.81Nx100mm = 33681N mmA-A面右侧MaH2=Fh2L3 = 694.44Nx48.5mm = 33680,34N