二级减速器课程设计说明书.doc

目录1、传动装置的总体设计31.1传动方案的拟定32.电动机的选择及传动装置的运动和动力参数的确定32.1计算电动机所需功率32.2确定电动机转速42.3确定传动装置的总传动比和传动比的分配42.4传动装置的运动和动力参数的确定52.4.1计算各轴转速、功率、转矩53、带的设计63.1确定计算功率Pca63.2选择V带的类型73.3确定带轮的基准直径并验算带速v73.4确定V待的中心距a和基准长度Ld73.5验算小带轮上的包角83.6计算带的根数Z83.7计算单根V带的初拉力83.8计算压轴力83.9主要设计结论84.齿轮传动计算94.1高速级齿轮传动的计算94.2低速级齿轮传动设计计算155、轴的计算21 5.1I轴的设计计算215.2 II轴的设计计算245.3 III轴的设计计算276.轴承的寿命计算316.1 I轴上的轴承6208寿命计算316.2 II轴上轴承6211的寿命计算316.3 轴上轴承6214的寿命计算317.润滑及密封类型选择317.1 润滑方式317.2 密封类型的选择318.减速器附件设计328.1观察孔及观察孔盖的选择与设计328.2 油面指示装置设计328.3 通气器的选择328.4 放油孔及螺塞的设计328.5 起吊环的设计328.6 起盖螺钉的选择328.7 定位销选择339.主要尺寸及数据3310.参考文献34计 算 及 说 明结果1、传动装置的总体设计1.1传动方案的拟定 2.电动机的选择及传动装置的运动和动力参数的确定2.1计算电动机所需功率 已知，有效拉力F=2000N，速度v=1.6m/s，滚筒直径D=350mm。 电动机所需的工作功率为 =KW 工作机所需工作功率=由电动机至运输带的传动总效率为 =、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。查表1取=0.96，=0.98（滚子轴承），=0.98，=0.99，=0.96，所以=0.81。 =3.95 kw2.2确定电动机转速 卷筒轴工作转速为 n=87.35r/min按表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比=2-4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比=8-40，则总传动比合理范围为=16-160，故电动机转速的可选范围为=（16-160）87.35=139713976r/min符合这一范围的同步转速有1500r/min,3000r/min。根据容量和转速，由手册查出有2种适用的电动机型号，因此有2种传动比方案。 方案电动机型号额定功率电动机转速r/min同步转速满载转速1Y112M-24300028902Y112M-4415001440 综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格和带传动，减速器的传动比，可见方案1比较适合，因此选用电动机型号为Y112M-2。电动机主要外形和安装尺寸列于下表：中心高H外形尺寸底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D E装键部位尺寸F GD112400305 265190 1401228 608 2.3确定传动装置的总传动比和传动比的分配 （1）由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 =33.09 （2）分配传动装置传动比 = 、分别为带传动和减速器的传动比。 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取=2.4，则减速器的传动比为： =13.79 （3）分配减速器的各级传动比 按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图12展开式曲线查得高速级传动比=4.3=2.4传动装置的运动和动力参数的确定2.4.1计算各轴转速、功率、转矩（1） 各轴转速轴：n=轴：n=轴：n=卷筒轴：n=n=87.24r/min（2） 各轴输入功率，P=P=PP=PP=P-轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，P=P=P=P=（3) 各轴输入转矩电动机轴输出转矩 Td=轴T=轴T=T轴T=T卷筒轴输入转矩T=T=-轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98。T=T=T=T=运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名效率P(kw)转矩T(N.m)转速传动比效率输入输出输入输出电动机轴3.9513.0528902.40.96轴3.803.7230.0729.471204.17轴3.653.58124.18121.70280.044.30.96轴3.513.44382.83375.1787.243.210.97卷筒轴3.413.34371.42363.9987.2410.973、带的设计电动机功率P=4kw，转速n=2890r/min，传动比i=2.4，每天工作16h。3.1确定计算功率Pca 由表8-8查得工作情况系数,故 3.2选择V带的类型 根据，n，由图8-11选用Z型。3.3确定带轮的基准直径并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径，由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径 2）验算带速v，按下式验算带的速度 因为v3.6计算带的根数Z 1）计算单根V带的额定功率由，查表8-4得根据和Z型带，查表8-5得 查表8-6得,查表8-2得,于是 2）计算V带的根数Z 取根数Z=7。3.7计算单根V带的初拉力 由表8-3得Z型带的单位长度质量，所以 3.8计算压轴力 3.9主要设计结论 选用Z型普通V带7根，基准长度1540mm，带轮的基准直径，中心距控制在495.9mm-565.2mm。单根带初拉力。4.齿轮传动计算4.1高速级齿轮传动的计算 （1）选精度等级、材料及齿数a.精度等级选7级精度b.小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。c.选小齿轮齿数，大齿轮齿数=d.初选=14，=20。 （2）按齿面接触强度设计 1)确定公式内的各计算数值 a.试选=1.3 b.计算小齿轮传递的转矩 = c.由表10-7选取齿宽系数，由图10-30选取区域系数。 d.弹性影响系数 e.计算接触疲劳强度重合度系数 f.螺旋角系数, g.由图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。 h.计算应力循环次数 i.由图10-19取接触疲劳寿命系数 j.计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1。 2）计算a.试算小齿轮分度圆直径d，代入中的较小值= b.计算圆周速度v c.计算齿宽b d.计算载荷系数K 查表10-2得，,根据v=1.70m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数，由表10-4查得,由表10-3查得,故载荷系数e.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 f.计算模数 （3） 按齿根弯曲强度设计 1)确定公式中的各参数值 a.计算载荷系数 试选载荷系数 b.计算弯曲疲劳强度的重合度系数 c.螺旋角系数 d.计算当量齿数 e.查取齿形系数 由表10-5查得 f.查取应力校正系数 由表10-5查得 g.确定许用应力 由图10-20c查得小齿轮、大齿轮的弯曲疲劳强度极限， 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 取安全系数S=1.4，则 h.计算大小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大，所以取0.01670。 2）试算齿轮模数 （3） 调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备a.圆周速度v b.齿宽bc.齿高h及宽高比 2）计算实际载荷系数 a.根据v= 1.957m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数1.06 b.由表10-3得齿间载荷分配系数 c.由表10-4用插值法查得结合查图10-13，得则载荷系数为3) 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，于是有 取则,取。(4) 几何尺寸计算 a.计算中心距 将中心距圆整为95mm。 b.按圆整后的中心距修正螺旋角 c.计算大小齿轮的分度圆直径 d.计算齿轮宽度 圆整后取，。（5） 圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整之后，、和、等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。1） 齿面接触疲劳强度校核 先计算式（10-22）中的各参数。,，,将它们代入式（10-22），得到 满足齿面接触疲劳强度条件。2） 齿根弯曲疲劳强度校核 先计算式（10-17）中的各参数。,，。将它们代入式（10-17），得到 48000h故 I轴上的轴承7206在有效期限内安全。6.2 II轴上轴承7206的寿命计算预期寿命：已知，48000h故II轴上轴承7206在有效期内安全。6.3 轴上轴承7210的寿命计算 预期寿命：已知48000h故III轴上的轴承7210满足要求。7.润滑及密封类型选择7.1 润滑方式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。7.2 密封类型的选择1. 轴伸出端的密封 轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。2. 箱体结合面的密封 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3. 轴承箱体内，外侧的密封 （1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。 （2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。8.减速器附件设计8.1观察孔及观察孔盖的选择与设计观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查5表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为和。8.2 油面指示装置设计油面指示装置采用油标指示。8.3 通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表5表15-6选 型通气帽。8.4 放油孔及螺塞的设计放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表5表15-7选型外六角螺塞。8.5 起吊环的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。8.6 起盖螺钉的选择 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。8.7 定位销选择为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。9.主要尺寸及数据 箱体尺寸： 机座壁厚=6.125mm 机盖壁厚=5.5mm 机座凸缘厚度b=9.19mm 箱盖凸缘厚度b=8.25mm 箱座低凸缘厚度b=15.31mm 地脚螺栓直径d=16.5mm 地脚螺栓数目n=4 轴承旁联接螺栓直径d=12.375mm 机座与机盖联接螺栓直径d=9mm 联接螺栓d的间距L=150mm 轴承端盖螺钉直径d=7.5mm 窥视孔盖螺钉直径d=6.0mm 定位销直径d=7mm d,d,d至外箱壁的距离c=13mm d，d至凸缘边缘的距离c=11mm 轴承旁凸台半径R=11mm 凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离L=33mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离=8mm 齿轮端面与内箱壁距离=9mm 箱盖，箱座肋厚m=4.675mm 轴承端盖外径D2：84mm 轴承端盖凸缘厚度t：8.5mm 轴承旁联接螺栓距离s：85mm10.参考文献1 濮良贵，陈国定，吴立言.机械设计.9版.北京：高等教育出版社，2013.2 龚溎义.机械设计课程设计图册.3版.北京：高等教育出版社，1989.3 龚溎义.机械设计课程设计指导书.2版.北京：高等教育出版社，1990.4 汝元功，唐照民.机械设计手册.北京：高等教育出版社，19