二级减速器好好学习

一、 19 二、 滚动轴承的选择与计 算 23 三、 键联接选择及校 核 24 四、 联轴器的选择与校 核 25 五、 减速器附件的选 择 26 六、 润滑与密 封 28 七、 设计小 结 29 八、 参考资 料 29 一.设计题目： 设计带式运输机传动装置（简图如下） 1电动机 2联轴器 3二级圆柱齿轮减速器 4联轴器 5卷筒 6运输带 原始数据： 数据编号 04 运送带工作拉力 F/N 2200 运输带工作速度 v/(m/s) 0.9 卷筒直径 D/mm 300 1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有 粉尘； 2.使用期：使用期 10 年； 3.检修期：3 年大修； 4.动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V; 5.运输带速度允许误差：5%； 6.制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。 设计要求 1.完成减速器装配图一张（A0 或 A1） 。 2.绘制轴、齿轮零件图各一张。 3.编写设计计算说明书一份。 二. 电动机设计步骤 1. 传动装置总体设计方案 本组设计数据： 第四组数据：运送带工作拉力 F/N 2200 。 运输带工作速度 v/(m/s) 0.9 , 卷筒直径 D/mm 300 。 1.外传动机构为联轴器传动。 2.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。 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，两大吃论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 Y 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 Y 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10wkVFP 试中 Fw=2200N V=0.9m/s 工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率 取 0.94w 代入上试得 2.11wkwVFP 电动机的输出功率功率 按下式o wok 式中 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 由试 由表 2-4 滚动轴承效率 =0.99：联轴器传动效率 = 23gcrrc 0.99：齿轮传动效率 =0.98（7 级精度一般齿轮传动）g 则 =0.91 所以电动机所需工作功率为 2.1.309wokP 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 Y 系 列电动机数据，选电动机的核定功率 Pw 为 3.0kw。 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259i 而工作机卷筒轴的转速为 446100.9/min57.32/in3wwnrrDV 所以电动机转速的可选范围为 min)12.439.1(i.)259( rriwd 符合这一范围的同步转速有 750 和 1000 两种。综合考虑电动机minrinr 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 的 Y 系列电动机 Y132S,其满载转速为 960r/min,电minr wn 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 并分配传动比i 1.总传动比 为i 9601.75.32mwni 2.分配传动比 ii 考虑润滑条件等因素，初定 ，67.4i 59.3i 3. 计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴的转速 I 轴 min960rnm II 轴 i57.2i III 轴 in6.rin 卷筒轴 mi2.57w 4.各轴的输入功率 I 轴 oc = .309=.kwP II 轴 282.3rg III 轴 .16r 卷筒轴 wc =2.1609.=21kwPr 5.各轴的输入转矩 I 轴 .39505.496TNmn II 轴 2.013.67 III 轴 .695095.2NmP 工作轴 2.103.87Twwn 电动机轴 .395095.6oomNm 将上述计算结果汇总与下表，以备查用。 项目 电动机 轴轴轴工作轴 转速（r/min） 960 960 205.57 57.26 57.26 功率 P（kw） 2.32 2.30 2.23 2.16 2.12 转矩 T（Nm） 22.98 23.94 103.60 360.25 353.58 传动比 i 1 4.67 3.57 1 效率 0.99 0.97 0.97 0.93 五. 高速级齿轮的设计 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，软齿轮面闭式传动。 2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)。 3.材料选择。由机械设计 ，选择小齿轮材料为 40Gr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4.选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿数 21z 07.986.4212zi 取 92z 1). 按齿轮面接触强度设计 1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计，即 2311 )(2. HEdt ZuKTd 1.确定公式内的各计算数值 1.试选载荷系数 。.t 2.计算小齿轮传递的转矩 mNnPT46.1 1038.2059 3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数 。1d 4.由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 。MPaZE8.9 5.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 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。MPaH601lim H502lim 6.计算应力循环次数 91 1364.183651906 hjLnN823.7i 7.由机械设计图 6.6 取接触疲劳寿命系数 ； 。90.1HNK95.02HN 8.计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S=1 MPaSKHNH 540690.1lim11 .25.2li2 2.设计计算 1.试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。td1H mZuKTdHEdt 563.9)(132. 21 2.计算圆周速度 。v snt 98.1106.106 计算齿宽 b d139.5.3tm 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 1.61.842ttz 齿高 .52thm396.14.2b 3.计算载荷系数 K 查表 10-2 得使用系数 =1.0;根据 、由图 10-8Asv98.1 得动载系数 直齿轮 ；由表 10-2 查的使用系数10.V FK1A 查表 10-4 用插值法得 7 级精度查机械设计 ，小齿轮相对支承非对称布置.47K 由 b/h=9.331 由图 10-13 得 故载荷系数 1.471.34F 1.059AV 4.校正分度圆直径 d 由机械设计 mKktt 325.4.1/.63./ 31 5.计算齿轮传动的几何尺寸 1.计算模数 m mzd063.21/35.4/11 2.按齿根弯曲强度设计，公式为 1312FaSYKTmdz 1.确定公式内的各参数值 1.由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲强度极限 ；MPaF5801lim MPaF3802lim 2.由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ，.1FNK92.0FN 3.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数 ,得0.2STYMPaSYKFETNF 9.314./80511FETF 7.2./93222 4.计算载荷系数 K 1.0.41AVF 5.查取齿形系数 、 和应力修正系数 、1aY2SaY2 由机械设计表查得 ； ； ；76.1Fa 8.2F56.1Sa79.12SaY 6.计算大、小齿轮的 并加以比较；F S 01369.1FSaY 57.2FSa 大齿轮大 7.设计计算 4312.74.3810.6371.58mm 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数 大于由齿根弯曲疲1m 劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 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，可取由弯曲强度算得的模数 1.358 并就进圆整为标准值 =2mm 1 接触强度算得的分度圆直径 =43.668mm，算出小齿轮齿数1d143.25mz 大齿轮 取74.1026.412zi 1032z 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。 2.集合尺寸设计 1.计算分圆周直径 、 1d2 mmz4 d06312 2.计算中心距 mda125/)24(21 3.计算齿轮宽度 db1 取 ， 。mB452mB50 3.轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，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 43mm 轮毂长度 与齿宽相等 dl 轮毂直径 )(45ml )(178mD 轮缘厚度 板厚度 )(104c 腹板中心孔直径 腹板孔直径)(130mD)(20md 齿轮倒角 取 2n 齿轮工作图如下图所示 六. 低速级齿轮的设计 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，软齿轮面闭式传动。 2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)。 3.材料选择。由机械设计 ，选择小齿轮材料为 40Gr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 4.选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿数 213z 39.75.2134zi 取 754z 2). 按齿轮面接触强度设计 1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计，即 233 )(12. HEdt ZuKTd 1.确定公式内的各计算数值 1.试选载荷系数 。.1t 2.计算小齿轮传递的转矩 mNnPT 46.3 103.059 3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数 。1d 4.由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 。MPaZE8.9 5.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 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。MPaH601lim H502lim 6.计算应力循环次数 93 17.1836517.205 hjLnN841.0i 7.由机械设计图 6.6 取接触疲劳寿命系数 ； 。96.03HNK98.04HN 8.计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S=1 MPaSKHNH 576609.3lim3 MPaSKHNH 539098.4lim4 2.设计计算 1. 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值。td3HmZuKTdEdt 36.4)(12. 233 2.计算圆周速度 。v snt 692.010657.2.1063/ 计算齿宽 b d343tm 计算齿宽与齿高之比 b/h1640652.5.38996.8ttthbmz 3.计算载荷系数 K 查表 10-2 得使用系数 =1.0;根据 、由图 10-8Asmv692.0 / 得动载系数 直齿轮 ；由表 10-2 查的使用系数10.V 1FK1A 查表 10-4 用插值法得 7 级精度查机械设计 ，小齿轮相对支承非对称布置.423K 由 b/h=9.33 由图 10-13 得 故载荷系数 1.4231.35F 1.056AV 4.校正分度圆直径 d 由机械设计 ， mKkdtt 62.703.1/56.3.64/3 5.计算齿轮传动的几何尺寸 1.计算模数 m zd36.21/6.70/32 2.按齿根弯曲强度设计，公式为 322FaSKTYdz 1.确定公式内的各参数值 1.由机械设计图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；MPaF5803lim 大齿轮的弯曲强度极限 ；MPaF3804lim 2.由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 ，92.03FNK94.FN 3.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数 ,得.STY MPaSYKFETNF 57.3284.1/905333 FETF /8444 4.计算载荷系数 K 1.0.35148AVF 5.查取齿形系数 、 和应力修正系数 、3FaY4SaY 由机械设计表查得 ； ； ；76.23Fa26.4F56.3Sa764.14SaY 6.计算大、小齿轮的 并加以比较；F SaY 0134.3FSaY 562.4FSa 大齿轮大 7.设计计算 43221.4850.361.0562.mm 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术 大于由齿根弯曲疲2 劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 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，可取由弯曲强度算得的模数 2.22 并就进圆整为标准值 =2.5mm 接触强度算得的分度圆直径 =70.626mm，算出小齿轮齿数2m3d3270.6285dz 大齿轮 取52.109.334zi 102z 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。 2.集合尺寸设计 1.计算分圆周直径 、 1d2 mmz705.83 d024 2.计算中心距 mda1602/)57(243/ 3.计算齿轮宽度 db013 取 ， 。mB702mB751 3.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 48mm 轮毂长度 与齿宽相等d l 轮毂长度 与齿宽相等 l )(70ml 轮毂直径 取)(8.764.16.1D61D 轮缘厚度 腹板厚度 )(0m )(2c 腹板中心孔直径 腹板孔直径5 40md 齿轮倒角 取 )(2n 齿轮工作图如下图所示 七.齿轮传动参数表 高速级 低速级名称 符 号 单位 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 中心距 a mm 125 160 传动比 i 4.67 3.59 模数 m mm 2 2.5 压力角 20 20 齿数 Z 222 103 28 100 分度圆直径 d mm 44 206 670 250 齿顶圆直径 da mm 48 210 75 255 齿根圆直径 df mm 39 201 63.75 243.75 齿宽 b mm 50 45 75 70 旋向 左旋 右旋 右旋 左旋 材料 40Cr 45 40Cr 45 热处理状态 调质 调质 调质 调质 齿面硬度 HBS 280 240 280 240 八.轴的结构设计 1.初选轴的最小直径 选取轴的材料为 45 号钢，热处理为正火回火。 1 轴 ，考虑到联轴器、键槽的影响，取 d1=30 314.72PdCmn 2 轴 ，取 d2=35 3. 3 轴 ,取 d3=38 36.8PdCmn 2.初选轴承 1 轴选轴承为 30207 2 轴选轴承为 30207 3 轴选轴承为 30208 各轴承参数见下表： 基本尺寸/mm 安装尺寸/mm 基本额定/kN轴承代号 d D B da Da 动载荷 Cr 静载荷 Cor 30207 35 72 17 42 62 54.2 63.5 30208 40 80 18 47 69 63.0 74.0 3.确定轴上零件的位置和固定方式 1 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，使用圆锥滚 子轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性柱销联轴器。 2 轴：高速级采用实心齿轮，采用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，低速级 用自由锻造齿轮，自由锻造齿轮上端用轴肩固定，下端用套筒固定，使用圆锥 滚子轴承承载。 3 轴：采用自由锻造齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用圆锥 滚子轴承承载，下端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。 4.各轴段长度和直径数据见下图 九.轴的校核计算 1. 1 轴强度校核 1 1). 高速轴的强度校核 由前面选定轴的材料为 45 钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得 抗拉强度 =735Mpab 2）. .计算齿轮上受力（受力如图所示） 切向力 NdTFte 10849.2331 径向力 ter 964.0an 3）.计算弯矩 水平面内的弯矩： max39614739.058reyFbMNml 垂直面内的弯矩： ax0.1tezl 故 222379.5879408.1yz N 取 =0.6， 计算轴上最大应力值： 222321max 340.1.68MTW 故高速轴安全，合格。7.93735bPa 弯矩图如下： 2 1). 低速轴的强度校核 由前面选定轴的材料为 45 钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得 抗拉强度 =735Mpab 2）. .计算齿轮上受力（受力如图所示） 切向力 NdTFte 28501.36234 径向力 ter 0496.an 3）.计算弯矩 水平面内的弯矩： max104967.5403.88reyFbMNml 垂直面内的弯矩： max26719.5237.18tezbl 故 2 24036.07yzMNm 取 =0.6， 计算轴上最大应力值： 222323max 316.7051148TW 故低速轴安全，合格。.8975bPMa 弯矩图如下： 中间轴的校核，具体方法同上，步骤略，校核结果合格。 十.滚动轴承的选择及寿命校核 考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承 轴30207 两个，轴30207 两个，轴选用 30208 两个 (GB/T297-1994) 寿命计算： 轴 1.查机械设计课程设计表 8-159，得深沟球轴承 30207 54.2rCkN063.5rk 2.查机械设计得 X=1, Y=0 3.计算轴承反力及当量动载荷： 在水平面内轴承所受得载荷 12 54terHrFN 在水平面内轴承所受得载荷 12 198rerVr 所以轴承所受得总载荷 2211549857.1rrrHrVFFN 由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷： .7.06.praPfXY 4.已知预期得寿命 10 年，两班制 hLh58436108210 基本额定动载荷 336 60958409.71.54.210hr rnCP kNCk 所以轴承 30207 安全，合格 轴 1.查机械设计课程设计表 8-159，得深沟球轴承 30208 63.0rCkN074.rkN 2.查机械设计得 X=1, Y=0 3.计算轴承反力及当量动载荷： 在水平面内轴承所受得载荷 1214terHrFN 在水平面内轴承所受得载荷 125.rerVr 所以轴承所受得总载荷 2 22114.13.49rrrHrVFFN 由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷： .53.908.praPfXY 4.已知预期得寿命 10 年，两班制 hLh8403618210 基本额定动载荷 336 657.2840.92.763.0101hr rnCP kNCk 所以轴承 30208 安全，合格。 中间轴上轴承得校核，具体方法同上，步骤略，校核结果轴承 30207 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 =150pMa 1 轴 左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为 32mm，轴段长 56mm， 所以选择单圆头普通平键(A 型)键 b=8mm,h=7mm,L=45mm 2 轴 轴段长为 73mm，轴径为 43mm，所以选择平头普通平键（A 型） 键 b=12mm,h=8mm,L=63mm 轴段长为 43mm，轴径为 43mm，所以选择平头普通平键（A 型） 键 b=12mm,h=8mm,L=35mm 3 轴 轴段长为 68mm，轴径为 48mm，所以选择圆头普通平键（A 型） 键 b=14mm,h=9mm,L=58mm 右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为 38mm，轴段长 78mm， 所以选择单圆头普通平键(A 型)键 b=10mm,h=8mm,L=69mm 2.键类型的校核 1 轴 T=23.94N.m ， 3p2.9410.675pTMadlk 则强度足够， 合格 2 轴 T=103.60N.m ， 3p210.6.54pTadlk 则强度足够， 合格 3 轴 T=360.25N.m ， 3p260.2518.894pTMadlk 则强度足够， 合格,均在许用范围内。 十二.联轴器的选择 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 )(1250mNT 选用 TX3 型（GB/T 5014-2003）弹性套柱销联轴器，采用 Z 型轴孔，A 型键， 轴孔直径 d=2230mm,选 d=30mm,轴孔长度 为 L=45mm 2.减速器的出口端 )(40mNT 选用 GY5 型（GB/T 5843-2003）弹性套柱销联轴器，采用 Y 型轴孔，C 型键， 轴孔直径 d=5071mm,选 d=50mm,轴孔长度 为 L=60mm 十三.减速器附件的选择 1.箱体设计 名称 符号 参数 设计原则 箱体壁厚 10 0.025a+3 =8 箱盖壁厚 1 8 0.02a+3 =8 箱座 b 15 1.5 箱盖 b1 12 1.51 凸缘厚度 底座 b2 25 2.5 箱座肋厚 m 8 0.85 型号 df M16 地脚螺钉 数目 n 4 0.036a+12 轴承旁联接螺栓直径 d1 M12 0.75 df 箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸 d2 M12 （0.5-0.6）df 连接螺栓的间距 l 160 150200 轴承盖螺钉直径 d3 8 （0.4-0.5）df 观察孔盖螺钉 d4 6 （0.3-0.4）df 定位销直径 d 9.6 （0.7-0.8）d2 d1,d2 至外箱壁距离 C1 22 C1=C1min d2 至凸缘边缘距离 C2 16 C2=C2min df 至外箱壁距离 C3 26 df 至凸缘边缘距离 C4 24 箱体外壁至轴承盖座端面的距 l1 53 C1+ C2+(510) 离 轴承端盖外径 D2 101 101 106 轴承旁连接螺栓距离 S 115 1 40 139 注释：a 取低速级中心距，a160mm 2.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 13010 0 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。材料为 Q235 通气器 通气螺 塞 M101 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大， 为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡， 不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通 常在箱体顶部装设通气器。材料为 Q235 轴承盖 凸缘式 轴承盖 六角螺 栓 （M8） 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。图中采用 的是凸缘式轴承盖，利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 M938 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