二级展开式齿轮减速器说明书.docx

齿轮传动装置毕业设计说明书设计课题：2LY-18.8-4硬齿面二级圆柱齿轮减速器国交系（院）班 级 :机械H141姓 名 :贾润学 号 :142106111指导教师 : 周益军2016 2017学年 第 2 学期一 传动方案驱动工作有轻微振动，经常满载、空载起动、单班制工作，减速器小批量生产，工作环境：灰尘较大，环境最高温度36C；动力来源：电力，三相交流，电压380/220v；检修间隔期：3年一次大修，一年一次小修；使用期限：5年左右。二级减速器44二 传动装置的总体设计2.1传动方案拟定 根据文献1（机械设计 机械设计基础课程设计指导赵又红 周知进主编 辽中南大学出版社）附表23确定部分效率如下：联轴器：滚动轴承（每对）：（三对减速器轴承，）圆柱齿轮传动：（精度7级）得电动机至工作机间传动装置及工作机的总效率 =122432=0.9920.9830.972=0.812.2电动机的选择电动机额定功率为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由一般常选用同步转速为或的电动机作为原动机，根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案。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，选定型号为Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率为4KW满载转速960r/min，同步转速1000r/min。方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比高速级低速级1Y132m1-64100096018.884.2153.012.3计算总传动比及分配各级的传动比 （1）总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n960/5118.8（2）合理分配各级传动比由于减速箱是展开布置，所以，取高速级传动比，由得低速级传动比为。从而高速级传动比为。表1-1传动比分配 总传动比电机满载转速高速轴-中间轴中间轴-低速轴960r/min=5.13=3.662.4运动参数及动力参数计算（1）各轴转速 960r/min =960r/min960/5.13187.13r/min/187.13/3.66=51r/min（2）各轴输入功率40.993.96kW23.960.980.973.76kW23.760.990.973.58kW各轴输入转矩 = Nm电动机轴的输出转矩=9550 =95504/960=33.4N.m所以: =33.45.130.97=192.1Nm=668.43.660.980.97=668.4Nm=668.40.980.96=648.4Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输入电动机轴439.89601轴3.9633.49602轴3.76192.1187.133轴3.58668.451三 传动零件的设计计算3.1高速级齿轮1.选择齿轮材料、热处理、精度等级、齿数、齿宽系数，并初选螺旋角考虑此减速器要求，大小齿轮都选择硬齿面，材料均为40Cr，调质后表面淬火处理。因为载荷平稳，选择7级的精度。硬齿面齿轮传动，考虑传动的平稳性，齿数宜选择多些，初选小齿轮齿数=25，大齿轮齿数即为=102，取整数=102，初选螺旋角=13。由于硬齿面齿轮非对称安装，查表8.5选取齿宽系数=0.82.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）穿选载荷系数初选=1.25（2）小齿轮传递的扭矩=（3）大小齿轮的弯曲疲劳强度极限由图8.7查得（4）应力循环次数（5）弯曲疲劳寿命系数、由图8.8查得=0.88，=0.90（6）计算需用弯曲应力选取弯曲疲劳安全系数，应力修正系数得（7）查取齿形系数厚度应力校正系数根据当量齿数（8）计算大小齿轮的并加以比较由表6.4查取齿形系数和应力校正系数=0.0093=0.008（9）取重合度系数，螺旋角系数取=0.7，=0.863.设计计算（1）机选齿轮模数=1.53（2）计算圆周速度v（3）计算载荷系数由表8.2查的使用系数，根据v=1.5m/s，7级精度，有图8.11查的动载系数，斜齿轮，取齿间载荷分配系数，由图8.13查的，所以载荷系数（4）按实际的载荷系数校正所得的齿轮模数=1.6取标注模数=2mm4.计算齿轮传动的几何尺寸（1）中心距取整数a=125mm（2）螺旋角=12.6(3)分度圆直径（4）齿宽33，5.校核齿面接触疲劳强度(1) 大小齿轮的接触疲劳强度极限按齿面硬度由图8.6查大小齿轮的接触疲劳强度极限（2）接触疲劳寿命系数、由图8.8查的=0.89，=0.92（3）计算许用接触应力取定安全系数（4）节点区域系数、重合度系数、螺旋角系数由图8.19查得节点区域系数=2.4，重合度系数=0.8，螺旋角系数=0.985（5）材料系数由表8.3查得材料系数=189.86.校核计算=919.4MPa3.2 低速级齿轮传动的设计计算1.选择齿轮材料、热处理、精度等级、齿数、齿宽系数，并初选螺旋角考虑此减速器要求，大小齿轮都选择硬齿面，材料均为40Cr，调质后表面淬火处理。因为载荷平稳，选择7级的精度。硬齿面齿轮传动，考虑传动的平稳性，齿数宜选择多些，初选小齿轮齿数=25，大齿轮齿数即为=87，取整数=87，初选螺旋角=13。由于硬齿面齿轮非对称安装，查表8.5选取齿宽系数=0.82.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）穿选载荷系数初选=1.25（2）小齿轮传递的扭矩（3）大小齿轮的弯曲疲劳强度极限由图8.7查得（4）应力循环次数（5）弯曲疲劳寿命系数、由图8.8查得=0.88，=0.90（6）计算需用弯曲应力选取弯曲疲劳安全系数，应力修正系数得（7）查取齿形系数厚度应力校正系数根据当量齿数（8）计算大小齿轮的并加以比较由表6.4查取齿形系数和应力校正系数=0.0093=0.009（9）取重合度系数，螺旋角系数取=0.7，=0.863.设计计算（1）机选齿轮模数=2.3（2）计算圆周速度v（3）计算载荷系数由表8.2查的使用系数，根据v=1.5m/s，7级精度，有图8.11查的动载系数，斜齿轮，取齿间载荷分配系数，由图8.13查的，所以载荷系数（4）按实际的载荷系数校正所得的齿轮模数=2.6取标注模数=3mm4.计算齿轮传动的几何尺寸（1）中心距取整数a=145mm（2）螺旋角=14.83(3)分度圆直径（4）齿宽49.6，5.校核齿面接触疲劳强度(2) 大小齿轮的接触疲劳强度极限按齿面硬度由图8.6查大小齿轮的接触疲劳强度极限（2）接触疲劳寿命系数、由图8.8查的=0.89，=0.92（3）计算许用接触应力取定安全系数（4）节点区域系数、重合度系数、螺旋角系数由图8.19查得节点区域系数=2.4，重合度系数=0.8，螺旋角系数=0.985（5）材料系数由表8.3查得材料系数=189.86.校核计算=919.4MPa3.3 高速轴设计确定轴径最小尺寸 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取 取20mm轴的设计 同理，把此轴分6段进行设计A、d1段设计由于该段装有联轴器，取此段轴径为d1=20B、d2段设计由于轴的左端需轴向定位，同时轴2段又是安装毡圈位置，故h0.07d1，取 h=2.5mm,则d2=25mm。C、d3段设计 由d2段零件安装需靠轴肩轴向定位故取h=3mm，根据轴径d3=30mm，此段安装深沟球轴承。D、d4段设计 D4段，为齿轮的定位轴肩取此段轴的大小为D4=34，L4=88mmE、d5段设计为齿轮安装处的轴段，其直径大小为齿轮的齿顶圆直径，此段按照齿轮的宽度尺寸L5=46mmF、d6段设计 D6段为轴承的定位轴肩位置，大小和轴3段一样，直径为34mm，根据整轴的长度计算该段为L6=9mmG、d7段设计 D7段为轴承位置，大小和轴2段一样，直径为30mm， 轴承大小DXdxP=30x62x17，因此轴7段的长度为轴承的长度L6=29mmH、高速轴的总长度 L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+L7 =296mm3.4 中间轴设计 确定轴径最小尺寸 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取 取35mm轴的设计 同理，把此轴分5段进行设计A、d1段设计该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，轴径选择35mm，那么该段的直径为D3=35mm，根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与左端面间的距离为10mm，则取第二段的长度L1=42mmB、d2段设计 d2段为高速齿轮级的大齿轮，根据大齿轮的齿轮宽度，轴径需要大于轴承段的轴径，该段轴径d2=45mm，根据大齿轮的宽度，此段宽度为L2=41mmC、d3段设计 D3段，高速级大齿轮和低速级小齿轮之间的定位轴段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D3=47mm ,长度取L3=16mmD、d4段设计 该段装有低速级的小齿轮，则第四段的直径取低速级小齿轮，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=65mmE、d5段设计 D5段为轴承位置，大小和轴1段一样，直径为30mm， 轴承大小DXdxP=30x14x62，因此轴6段的长度为轴承的长度L5=40mmH、中间轴的总长度 L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6 =204mm3.5 低速轴设计确定轴径最小尺寸 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取 取42mm轴的设计 同理，把此轴分7段进行设计A、d1段设计由于该段装有联轴器，联轴器的孔径应与轴径相适应，联轴器的计算转矩Tca=KAT 查书1表11则Tca=KAT=1.251.92105=2.4105Nmm根据工作要求，选用弹性柱销联轴器，型号为HLA3半联轴器长度L=112mm（J型孔）与轴的配合段长度L1=82mm取L1=84mmB、d2段设计由于联轴器左端需轴向定位，同时轴2段又是轴承位置，故h0.07d1，取 h=2.5mm,则d2=45mm。C、d3段设计 D3段为轴承位置，直径为60mm， 轴承大小DXdxP=50x19x50，因此轴3段的长度为轴承的长度L3=63mmD、d4段设计 考虑轴承的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D4=77mm ,长度取L4=100mmE、d5段设计D5段，为齿轮安装处的轴段，其直径大小为齿轮的孔的大小，因此此段轴的大小D5=49，其长度为齿轮的宽度，有计算出来的数据可以知道，轴的宽度为49mm 因此取L5=69mmG、d6段设计 D6段为轴承位置，大小和轴3段一样，直径为45mm，因此轴7段的长度为轴承的长度L6=31mmH、低速轴的总长度 L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7 =328mm3.6低速轴的强度校核1、求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d1=284.99mm作用在齿轮上的转矩为：T2 =9.71105Nmm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=29.71105/284.99=6814.3 求径向力FrFr=Fttan=6814.3tan200=2480.2N （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 3407.2N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr62/128= 1240.1N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA62=211.2Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=76.8Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd1/2=971Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=624.4Nm ,由表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=62.41000/(0.1663)=46Nm-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=582.61000/(0.1563)=47.4Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下：四滚动轴承的选择及校核计算4.1高速轴轴承设计高速轴的轴承段d=35mm，选取角接触球轴承，n=1440r/min，则取fp=1.2，X1=1，Y1=0，X2=0.44，Y2=1.40，所以合格4.2中间轴轴承设计高速轴的轴承段d=35mm，选取角接触球轴承，n=278.53r/min，则取fp=1.2，X1=1，Y1=0，X2=01，Y2=0，所以合格4.3低速轴轴承低速轴的轴承段d=45mm，选取角接触球轴承 表10-5 动载荷系数fp载荷性质无冲击或轻微冲击中等冲击强烈冲击动载荷系数fp1.01.21.21.81.83.0 表10-6 温度系数ft轴承工作温度/100125150175200225250300350温度系数ft10.950.900.850.800.750.700.600.50，n=69.98r/min，则取fp=1.2，X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0，所以合格五 键联接的选择及计算5.1高速轴键高速输入轴与V带轮联接采用平键联接此段轴径d1=27mm,L1=75mm查手册得，选用A型平键，得：C键 87 GB1096-79 L=L1-b=75-8=67mmT=82Nm h=7mm根据课本P243（10-5）式得p=4 T/(dhL)=4821000/（27867） =58Mpa R (110Mpa)5.2输出轴键输出轴与输出大齿轮联接用平键联接轴径d4=66mm L3=90mm T=991.5Nm查手册P51 选用A型平键键2014 GB1096-79l=L3-b=90-20=70mm h=14mmp=4T/（dhl）=4991.51000/（661470）=101.89Mpa p (110Mpa)低速输出轴与联轴器联接采用平键联接此段轴径d1=50mm,L1=82mm查手册得，选用A型平键，得：A键 149GB1096-79 L=L1-b=82-14=68mmT923.3Nm h=8mm根据课本P243（10-5）式得p=4 T/(dhL)=4923.31000/（50968） =93.8Mpa R (110Mpa)六 联轴器的选择与计算6.1 高速轴连接联轴器1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。（2）载荷计算计算转矩TC=KAT=1.2533.4=41.75Nm，其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.25（3）型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 50142003，选用HL2型弹性柱销联，其额定转矩T=315Nm, 许用转速n=5600r/m ,故符合要求6.2低速轴段连接联轴器1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。（2）载荷计算计算转矩TC=KAT=1.25668.4=835.5Nm，其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.25（3）型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 50142003，选用HL3型弹性柱销联，其额定转矩T=6300Nm, 许用转速n=6300r/m ,故符合要求七 减速器的润滑方式和密封类型的选择 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各