二级直齿减速器课程设计402.4%1.2%300%85%140.doc
二级直齿减速器课程设计402.4%1.2%300%85%140
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减速器课程设计
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二级直齿减速器课程设计402.4%1.2%300%85%140,减速器课程设计
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1 目录 一、前言 2 1作用意义 2 2传动方案规划 2 二、 电机的选择及主要性能的计算 3 1电机的选择 3 2传动比的确定 3 3传动功率的计算 4 三、结构设计 6 1齿轮的计算 6 2 轴与轴承的选择计算 9 3轴的校核计算 11 4键的计算 14 5箱体结构设计 14 四、加工使用说明 16 1技术要求 16 2使用说明 16 五、结束语 17 参考文献 18 nts 2 一、 前言 1 作用及意义 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的 工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为 二 级直齿圆柱齿轮减速器，第二级传动为 链 传动。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之 。本设计采用的是 二 级直齿轮传动 (说明直齿轮传动的优缺点 )。 说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合 。 综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力， 2 传动方案规划 原始条件 ：胶带运输机 由电动机通过减速器减速后通过链条传动（传动比为2，传动效率为 0.88），连续单向远传 输送谷物类散粒物料，工作载荷较平稳，设计寿命 10 年，每天工作 8 小时，每年 300 工作日，运输带速允许误差为 %5 。 原始数据 : 运输机工作拉力 )/(NF 2400 运输带工作转速 )/( smv 2.1 卷筒直径 mmD/ 30 nts 3 二、 电机的选择及主要性能参数计算 1电动机的选择 电机类型的选择，按已知工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封 闭自扇 鼠 笼型三相异步电动机，电压 380V 电动机的选择 滚筒工作所需功率为： kWFvP 88.21000 2.124001000 确定各个部分的传动效率为：链条传动效率 88.01 ，滚动轴承效率（一对）98.02 ，闭式齿轮传动效率 97.03 ，二级减速器传动效率 96.04 ，带入得 733.096.097.098.088.0 24423421 所需电动机功率为： kWPPd 93.3733.088.2 因载荷平稳，电动机额定功率 Ped 大于 Pd，查 电动机技术数据选择电动机的额定功率为 5.5kW。 确定电动机的转速 滚筒轴的工作转速为： m in4.76100060 rD vn 根据书 1中 表 2-1 推荐的传动比范围，二级圆柱齿轮减速器为 840，链传动比为 2， 总传动比 8016ai，故电动机转速可选范围为 m in30564.12224.76)8016( rnin wad 符合这一范围的同步转速有 1500 和 3000 minr 两 种，考虑到传动装置及电动机的价格和质量，查 1中表 8-169 中 Y 系列电动机技术数据，选电动机 选用1500 minr 电动机，型号为 Y132S-4。额定功率 5.5kW，转速 1440 minr ，额定转矩 2.2 。 2传动比的确定 总传动比为： 85.184.761 4 4 0 wmn nnints 4 分配传动比：链传动传动比为 2，则减速器的传动比为： 425.9285.18 i 取二 级圆柱齿轮减速器低速级传动比 12 3.1 ii 所以高速级传动比 69.23.1425.93.11 ii低速级传动比 5.369.2 425.92 i3传动功率计算 轴 1： MNnPTrnkWPP d53.25144085.395509550m in144085.398.093.3111121 轴 2： kWPP 66.397.098.085.33212 m i n32.53569.21440112 rinn MNnPT 29.6532.53566.395509550222图 1 nts 5 轴 3： MNnPTrinnkWPP2.2179550m in1535.332.53548.33332233223 轴 4： MNnPTrinnkWPP51.3749 5 5 0m in5.76215300.34430342134 将以上算得的运动和动力参数列表如下： 轴名 参 数 电动机轴 轴 1 轴 2 轴 3 工作轴 4 转 速 n(r/min) 1440 1440 535.32 153 76.5 功 率 P(kW) 3.93 3.85 3.66 3.48 3.00 转 矩 T(Nm) 26.06 25.53 65.29 217.2 374.51 传 动比 i 1 2.69 3.5 2 效 率 0.98 0.95 0.95 0.862 nts 6 三、 结构设计 1齿轮的计算 （ 1） 由 2表 10-1 选用闭式直齿圆柱齿轮传动，为使结构紧凑，小齿轮选用40Cr（调质），硬度 280HBS，大齿轮选用 45 钢（调质），硬度 240HBS，二者材料硬度差 40HBS。由 2表 10-4选择齿轮精度 7级。取小齿轮齿数 1z 24,则大齿轮齿数 2z 2.69 24 64.56，取 2z 65。 （ 2）按齿面接触疲劳强度设计，由书 2 设计公式（ 10-9a）进行试算： 3 211 )(132.2nEdtZuuKTd1）确定公式内各个计算数值 试取 3.1tK， 小齿轮转矩 mmN102 .5 5 3T 41 查 2表 10-7，选取齿宽系数 1d查 2表 10-6，得 材料的弹性影响系数 218.189 MPZ E 查 2图 10-21d ，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH 6001lim ，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim 计算的寿命系数NY（以工作寿命 10年，每年工作 300天，每天 8 小时设计）： 小齿轮应力循环系数 911 10074.2830010114406060 hLnN 大齿轮应力循环系数 9112 1077.0 iNN由 2图 10-19 查得按接触疲劳疲劳寿命系数 92.01 HNK， 95.02 HNK，取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由 2式 10-12得 5521 92.0600 11l i m1 S K HNHH MPa 5.5221 95.0550 22l i m2 S K HNHH MPa 2）试算齿轮分度圆直径 nts 7 3 211 )(132.2nEdtZuuKTd=42.175mm 计算圆周速度： smndv t 18.3100060 1440175.42100060 11 计算齿宽： mmdbd 175.42175.421 计算齿宽与齿高比 模数： mmZdm tt 757.124175.4211 齿高： mmmht 954.3757.125.225.2 67.10954.3 175.42 hb计算载荷系数：根据 smv /18.3 ，查 2表 10-8，得动载系数 12.1vK。查 2表 10-3 得直齿轮 1 FH KK。查表 10-2 得 1AK 。查 2表 10-4， 7 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置 418.1HK。由齿宽与齿高比 10.67 及418.1HK ,查 2中图 10-13 得 33.1FK 。所以载荷系数为 588.1418.1112.11 HHVA KKKKK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，有 2公式（ 10-10a）得 mmKKddtt 086.453.1588.1175.42 3311 计算模数： mmZdm 88.124086.4511 （ 3）按齿根弯曲强度计算 3 211 )(2FSaFadYYzKTm式中各个计算数值 查书 2图 10-20c得小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 ； 由书 2图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 88.0,85.021 FNFN KK； nts 8 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由 2中公式 10-12得 M P aSK FEFNF 57.303 111 ， M PaSK FEFNF 86.238 222 计算载荷系数： 49.133.1112.11 FFVA KKKKK查表取 齿形系数： 65.21 FaY, 26.22 FaY查表取应力校正系数： 74.1,58.121 SaSa YY故，小齿轮 01379.0 1 11 F SaFaYY，大齿轮 01646.0 2 22 F SaFaYY，大齿轮的值大 故 mmmn 296.101646.02410553.249.12324 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于 齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数 1.296，并 圆整为标准值 1.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 086.451 d mm 算出小齿轮齿数： 305.1 086.4511 mdz 大齿轮齿数： 7.8069.230112 izz 取 832 z 。 (4)几何尺寸计算 mmmzd 455.130111 mmmzd 5.1245.183122 mmdda 852 5.124452 21 齿宽： mmdbd 454511 所以取小齿轮齿宽： mmB 551 大 齿轮齿宽： mmB 502 齿轮 3 和齿轮 4 的确定： 同理，通过计算，取齿轮 3 的齿数为 313 z，齿轮 4 的齿数为 1094 z ，模nts 9 数为 22 m 计算几何尺寸： mmmzd 62231233 mmmzd 2182109244 mmdda 1402 218622 432 齿宽： mmdbd 626213 所以取小齿轮齿宽： mmB 703 ，大齿轮齿宽： mmB 654 齿轮 参数 第一对齿轮 第二对齿轮 齿轮 1 齿轮 2 齿轮 3 齿轮 4 齿数 Z 30 83 31 109 模数 m/(mm) 1.5 1.5 2 2 分度圆直径 d/(mm) 45 124.5 62 218 齿宽 b/(mm) 55 50 70 65 传动比 i 2.69 3.5 中心距 a/(mm) 85 140 2轴与轴承的选择和计算 输出轴即轴 3 的 设计计算 (1)初步确定轴的最小直径： 已知 48.33 Pkw , 1533 nr/min, 2.217T Nm 选用材料为 45 钢，经调质处理，根据查 2表 15-3，取 1250 A,查 2 表15-1得对称循环弯曲许用应力 MPa60 1 ,按扭转强度计算，初步计算轴径 mmnPAd 7.31153 48.3112 33330m i n 考虑键槽的影响， 增大 3% ，则 mmd 7,32)03.01(7.31m i n 轴最小直径输出直径为安装联轴器处，联轴器的孔径有标准系列，故轴最小直径处须与联轴器的孔径想适应， 所以，取轴的最小直径为 mmd 35 nts 10 (2)确定轴各段的直径和长度 1d ： mmd 351 1L ：根据联轴器的长度，取 mmL 801 2d ：半 联轴 器需 要 定位， 故需 设计 一 定位轴 肩， 轴肩 高 度5.32 0 4 535)1.007.0()1.007.0( 1 dh ，所以取 mmh 5.3则 mmd 427352 2L ：根据外伸长度确定为 60mm 3d： 这段与轴承配合，初选轴承内径为 mmd 45 ，初定为 6209 3L：根据轴承宽度 b=19mm，所以 L3=20mm 4d ：有轴承的安装尺寸确定，取 mmd 524 4L ： 根据装配草图大齿轮和轴承在箱体内位置取 mmL 5.664 7d：安装轴承，采用套筒给齿轮定位， mmd 457 7L： 根据装配草图， 确定 mmL 5.427 6d： 这段安装齿轮，取 mmd 506 6L：根据齿轮宽度，取 mmL 623656 5d：这段为轴环的直径，用来定位齿轮，故需要设计定位轴肩， mmd 605 5L：轴环长度，按 hL 25.1 确定，所以 这里取 mmL 125 (3)轴承的选择 对轴进行受力分析 ，轴承上受到的力为 21,FF ，如图 3 图 2 图 3 nts 11 NdTF t 868850 2.21722 NFF tr 316 2tan 求支反力 垂直方向： 0611822 21 tH tHH FFFFF NFNFHH 2912577621 水平方向： 061182 21 21 VV rVV FFFFF NFNFVV 1060210221 所以轴承上受到的力为： NFFFVV 61462 2211 , NFFFHH 3 0 9 92 22 12 轴承只受到径向力，没有轴向力， 计算当量动载荷 P， 根据 2中公式 13-8a )(trp YFXFfP 取 1,2.1 Xfp，则 2.737561462.1 P N 根据书 2公式 13-6，求轴承应有的基本额定动载荷值 NlnPC h 4454410 24000153602.73751060 3 63 6 查 机械设计手册 6选择 C=52800N 的 6309 轴承。 同理，对另外两对轴承进行计算选择，得： 深沟球轴承 参数 第一对 第二对 第三对 型号 6305 6405 6309 内径（ mm） 25 25 45 额定动载荷 Cr(KN) 22.2 38.3 52.8 3 轴的校核及计算 考虑到箱体的结构，对齿轮以及 轴进行修正 。 (1)齿轮 修改模数，第一对齿轮取 5.21 m ，第二对 齿轮模数取 3 则 齿轮 参数 第一对齿轮 第二对齿轮 齿轮 1 齿轮 2 齿轮 3 齿轮 4 齿数 Z 30 83 31 109 模数 m/(mm) 2.5 2.5 3 3 分度圆直径 d/(mm) 75 207.5 93 327 齿宽 b/(mm) 54 60 90 84 nts 12 中心距： mmdda 1402 5.207752 211 mmdda 2102 327932 432 (2)根据齿轮，修改 输出 轴 3 各段尺寸如 图 4： 同理计算，可等输入轴，与中间轴的各段尺寸： 输入轴 1： 中间轴 2： 图 4 图 5 图 6 nts 13 对输入轴 1 进行校核计算： 直齿圆柱齿轮传动，将受到的法向载荷分解为圆周力tF和径向力 rF ， 受力如图所示， 得 NdTF t 159632255302211 NFF tr 581364.01596t a n 垂直方向： 01552122 21 tV tVV FFFFF 得 NFNFVV 116742921 垂直方向 最大弯矩 mmNFM VV 664951551 弯矩图如图所示 水平方向： 01552122 21 rH rHH FFFFF 得 NFNFHH 42515621 水平方向最大弯矩 mmNFM HH 2 4 1 8 01551 合成弯矩： mmNMMM VH 7 0 7 5 522 如图所示 扭矩： mmNT 25530 按照第三强度理论： 2222244 WTWMca 1322 7.21321.07 1 1 6 8 M P aWTMca所以满足使用要求。 图 7 nts 14 4键的计算 输出轴 3 安装齿轮的键， 材料为 45 钢，静载荷时 p MPa150120 ，根据安装齿轮段轴的直径，选择普通平键 14 56 载荷载键上工作面上均匀分布，普通平键连接强度条件 pp kldT 3102 得： M P ap 4650425.4102.2172 3 p 所以满足强度要求。 同理计算出，中间轴 2 上键的型号为普通平键 12 45 5箱体的结构设计 1）减速器箱体的结构设计 箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计： 名称 符号 尺寸关系 尺寸大小 箱体壁厚 8025.0 a 9 箱盖壁厚 1 885.0 9 箱座、箱盖、箱座底 凸缘厚度 b、 b1 、b2 5.225.2;5.135.1;5.135.1 211 bbb 地脚螺栓直径及数目 fd 、 n 4;8047.0200 nada f， 620ndf 轴承旁联接螺栓直径 1d fd75.0 16 箱盖、箱座联接螺栓直径 2d fd)6.05.0( 10 轴承端盖螺钉直径 3d轴承外圈直 D 10070 140110 3d10 12 螺钉数目 4 6 检查孔盖螺钉直径 4d 双级减速器 64 d 至凸缘边缘距离、距离至箱外壁、221dddddff1c 、 2c 螺栓直径 M10 M16 M20 min1c 16 22 26 min2c 14 20 24 nts 15 轴承座外径 2D 3)5.55( dD 21D 22D 23D130 150 185 轴承旁联接螺栓距离 S 一般取2DS 轴承旁凸台半径 1R 2c 轴承旁凸台高度 h 由结构决定，可取 38mm 箱外壁至轴承座端面距离 1L )85(21 cc 50 箱盖、箱座肋厚 1m 、 m 85.0;85.0 11 mm 881mm大齿轮顶圆与箱内壁间距离 1 2.1 10 齿轮端面与箱内壁距离 2 10 2）减速器附件的结构设计 （ 1）检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。 （ 2）放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。 （ 3）油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 （ 4）通气器 通气器用于通气， 使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。 （ 5）起盖螺钉 为便于起盖，在箱盖凸缘上装设 2 个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。 （ 7）定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。 nts 16 四、 加工使用说明 1 技术要求 .装配之前，所有零件均用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，未加工表面涂灰色油漆，内表面涂红色耐油油漆； .啮合间隙用铅丝检查，侧隙值应不小于 0.10mm； 用涂色法检查齿面接触斑点，按齿高不得小于 55%，按齿长不得小于 50%； 安装轴承时严禁用榔头直接敲击轴承内、外圈，轴承装配后应紧贴在轴肩或套筒端面上； 调整、固定轴承，应使各轴上轴承留有 0.05 到 0.10 mm 的轴向游隙； 减速器注入 90 号工业齿轮油（ SY1172-80）至规定高度； 装配时应在盖、座接合处用密封胶或水玻璃粘合，不允许使用任何填料； 按 JB1130-70 的规定进行负荷实验，实验时油池温升不得超过 35 度，轴承温升不得超过 40 度，密封处不得有漏油现象。 2使用说明 润滑方 式、润滑油牌号 的 选择 ，由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径 相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，选用 90 号工业齿轮油（ SY1172-80） 。 输入轴与输出轴处用毡圈密封。 密封说明 在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。 拆装和调整的说明 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为 3050mm 时，可取游隙为 4070mm。在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需 要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。 nts 17 五、 结束语 通过设计，该二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点：
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