二级直齿减速器课程设计2412%35rmin%400%252.5%320.doc
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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2412%35rmin%400%252.5%320,减速器课程设计
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1 nts 2 机械设计课程设计 绞车传动装置的设计 一、 设计任务 书 1， 技术参数： 卷筒圆周 力 F： 12 kN 卷筒转速 n： 35 r/min 卷筒直径 D： 400 mm 2，工作条件： 间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，启动载荷为名义载荷的 1.25倍。传动比误差为 5%， 两班制， 工作年限 10年（每年 300个工作日） 。 二、系统总体方案设计 根据要求及已知条件对于传动方案的设计可选择二级展开式圆柱齿轮减速器。它能承受较大的载荷且传动平稳，能实现一定的传动比。 nts 3 三、 电动机选择 1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器） 2、电动机功率选择： （ 1）传动装置的总功率：（查指导书表 3-1） = 1 2 2 33 4 5=0.99 0.993 0.97 0.970.98=0.8769 1 联轴器 传动 的效率，取 0.99； 2 滚动轴承 传动 的效率（球轴承），取 0.99； 3， 4 8级精度齿轮传动的效率，取 0.97（表 3-1） ； 5卷动轴承传动的效率（滚子轴承），取 0.98. (2) 电机所需的工作功率： Pd=PW/ PW=Fv 式中： Pd为所需电动机输出的功率，单位 kW； PW为工作机输入的功率，单位 kW； 为 传动装置的总功率 ； F为工作机卷轴的圆周阻力，单位 kN；v为工作机卷轴的线速度，单位 m/s. 其中， v=6035 D=307得 Pd=8769.030 712 =10.03kW 3、确定电动机转速： 卷筒转速 n =35r/min 按指导书 P14 表 3-2 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围 ia=9 25，由于只有圆柱齿轮减速器，所以 总传动比理时范围为 ia=9 25。故电动机转速的可选范围为 nd= ia n =（ 9 25） 35=315 875r/min，符合这一范围的同步转速 电动机 只 有 750r/min一种。 根据容量和转速，由指导书附表 17-7查出有 一 种适用的电动机型号 ， 其技术参数及传动比 情况 如下表： 电动机型号 额定功率Ped/kW 电动机转速 /(r/min) 总传动比 同步转速 满载转速 Y180L-8 11 750 730 20.857 F=12kN n=35r/min D=400mm =0.8769 Pd=10.03kW 电动机的型号为Y180L-8 Ped=11kW nm=730r/min nts 4 4、确定电动机型号 由于 在 容量和转速 方面 只有一种 电动机符合要求，且 电动机和传动装 置的尺寸、重量以及减速器的传动比 也符合要求，因此选定电动机型号为Y180L-8，额定功率为 Ped=11kW，满载转速 nm=730r/min。 四 、计算总传动比及分配各级的传动比 总传动比： i=nm/n=730/35=20.857 取 高速级的传动比 i1，低速级的传动比 i2， 减 速 器 的传动比为 i3 ， 其中 i3=i， 根据指导书中（ 3-7）得 i1 =3)4.13.1( i得 i1 =5.31 i2= i3/i1=20.857/5.31=3.93 五 、传动参数的计算 1、 各轴的转速 n（ r/min） 高速轴一的转速 n1=nm=730 中间轴二的转速 n2=n1/i1=730/5.31=137.476 低速 轴三的转速 n3=n2/i2=137.476/3.93=34.98 滚筒轴四的转速 n4= n3=34.98 2、 各轴的 输入功率 P(kW) 高速轴一的输入功率 P1= Pm c=11 0.99=10.89 中间轴二的输入功率 P2=P1 1 g=10.458 低速轴三的输入功率 P3=P2 2 g=10.042 滚筒轴四的输入功率 P4=P3 g c=9.843 Pm 为电动机的额定功率； c为联轴器的效率； g为一对轴承的效率； 1为高速级齿轮传动的效率； 2为低速级齿轮传动的效率。 3、 各轴的输入转矩 T（ N m） 高速轴一的输入转矩 T1=9550P1/n1=142.465 中间轴二的输入转矩 T2=9550P2/n2=726.482 低速轴三的输入转矩 T3=9550P3/n3=2741.598 滚筒轴四的输入转矩 T4=9550P4/n4=2687.268 i=20.857 i1=5.31 i2=3.93 i3=20.857 n1=730 n2=137.476 n3=34.98 n4=34.98 P1=10.89 P2=10.458 P3=10.042 P4=9.843 T1=142.465 T2=726.482 T3=2741.598 T4=2687.268 nts 5 根据以上数据 列出各轴的传动参数的数据表 传动参数的数据表 电机轴 轴 1 轴 2 轴 3 滚动轴 4 功率 P/kW 11 10.89 10.458 10.042 9.843 转矩T/( N m) 143.904 142.465 726.482 2741.598 2687.268 转速n/(r/min) 730 730 137.476 34.98 34.98 传动比 i 1 5.31 3.93 1 效率 0.99 0.9603 0.9603 0.9801 六 、传动零件的设计计算 圆柱 直 齿轮传动的设计计算 （ 1）高速级的一对齿轮的设计。 根据要求所示，所传递的功率不大，所以齿轮采用软齿面，根据表 10-1可查 得 ，小齿轮为 40Cr经调质处理，硬度为 280HBS，大齿轮为45钢 调质 处理硬度为 240HBS，都 是 一般传动，采用 8级精度。 压力角为 =20o 先选小齿轮为 Z1=24,则大齿轮为 Z2=i1Z1=5.31 24=128 1. 按齿面接触强度设计 由设计计算公式 （ 10-9a）进行试算，即 dt1 3 21 )()1(32.2HEdZuuKT 试选载荷系数为 Kt=1.3 根据表 10-7选得 齿宽系数 d=1 根据表 10-6选得 材料的弹性影响系数 ZE=189.8 MPa 1/2 根据已知条件可以算出转矩 T1=142465N mm 由图 10-21d 查的小齿轮的接触疲劳强度 H lim1=600 Mpa 大齿轮接触疲劳强度为 H lim2=550 Mpa Kt=1.3 d=1 ZE=189.8 MPa 1/2 T1=142465N mm H lim1=600 H lim2=550 N1=2.1024 109 N2=0.3959 109 KHN1=0.91 KHN2=0.95 H 1=546 MPa nts 6 由式 10-13计算应力循环系数 N1=60hjLn1=60 730 2 8 300 10 1=2.1024 109 N2=N1/5.31=0.3959 109 由图 10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.91 KHN2=0.95 取失效概率为 0.01 安全系数为 S=1 H 1=0.91 600=546 MPa H 2=0.95 320=522.5 MPa 计算带入较小值得出 d1t 71.311mm 圆周速度100060 11 ndv t=2.726m/s 计算齿宽 b b= d dt1=71.311mm 模数 mt=d1t/Z1=71.311/24=2.971mm 齿高 h=2.25mt=2.25 2.971=6.68mm 则齿宽与齿高之比为 b/h=71.311/6.68=10.675 计算载荷系数 根据 v=2.726m/s 8级精度由图 10-8查的 Kv=1.15 直齿轮 FH KK =1(P195) 由表 10-2查的 使用系数 KA=1 由表 10-4 查的 疲劳强度计算的齿向载荷分布系数HK=1.421 由图10-13得 弯曲强度计算的齿向载荷系数FK=1.35 故载荷系数 K= HHVA KKKK=1 1.15 1 1.421=1.634 由（ 10-10a）得311ttkddk=79.035mm 计算模数 m=d1/Z1=79.035/24= 3.29 2、按齿根弯曲强度设计 3 211 2FdSaFaZ YYKTm 由图 10-20c查的小齿轮 弯曲疲劳强度极限 FE1=500 MPa 大齿轮 FE2=380 MPa 由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.90 取弯曲疲劳安全系数 S=1.3（ 1.25 1.5） F1=0.85 500/1.3=326.92 MPa F2=0.90 380/1.3=263.08 MPa H 2=522.5 MPa v=2.726m/s b=71.311mm mt=2.971mm h= 6.68mm b/h=10.67 KA=1 HK=1.421 FK=1.35 K=1.634 d1=79.035mm m=3.29 FE1=500 MPa FE2=380 MPa KFN1=0.85 KFN2=0.90 F1=326.92 F2=263.08 K=1.587 nts 7 计算载荷系数 K= FFVA KKKK=1 1.15 1 1.38=1.587 由表 10-5查的齿形系数得 YFa1=2.65 YFa2=2.1576 齿形校正系数 YSa1=1.58 YSa2=1.8496 0 1 2 8 1.092.326 58.165.2111 FSaFa YY 01517.008.263 8496.11576.2222 FSaFa YY 设计计算得出 m 2.28 经圆整 m=2.5算出小 齿轮齿数 Z1= d1/m=32 大齿轮 Z2=170 几何尺寸 计算 小齿轮 分度圆直径 d1=Z1m=32 2.5=80mm d2=Z4m=170 2.5=425mm 中心距 a=（ d1+d2） /2=252.5mm 齿轮宽度 b= dd1=1 80=80mm 小齿轮齿宽 B1=85mm 大齿轮齿宽 B2=80mm （ 2）低速级齿轮设计 1、按接触疲劳强度设计 与第一组齿轮设计类似 取小齿轮 Z3=26 根据 Z4=i2Z3=26 3.93=103 按照以上的步骤可得 N3=60hjLn2=60 137.476 1 2 8 300 10=0.3959 109 N4=N3/3.93=0.1007 109 由前面可得 T2=726482N mm 材料和强度都按以前的数据 此时取接触疲劳 寿命系数 KHN3=0.95 KHN4=0.99 H 1=0.95 600=576 MPa H 2=0.99 550=544.5 MPa 321 93.3)5.544 8.189(93.47264823.132.2td =121.59mm 圆周速度100060 476.13759.121100060 21 ndv t=0.875m/s b=1 121.59=121.59 YFa1=2.65 YFa2=2.1576 YSa1=1.58 YSa2=1.8496 m 2.28 Z3=32 Z4=170 d1=80mm d2=425mm a=252.5mm b=80mm B1=85mm B2=80mm N3=0.3959 109 N4=0.1007 109 T2=90544N mm KHN1=0.95 KHN2=0.99 H 1=576 H 2=544.5 b=121.59 mt=4.6765 b/h=11.558 Kv=1.08 KA=1 HK=1.475 43.1FK nts 8 模数 mt=121.59/26=4.6765 h=2.25mt=2.25 4.6765=10.52 b/h=121.59/10.52=11.558 根据 v=0.875m/s 8 级精度 Kv=1.08 直齿轮 FH KK =1 由表 10-2查的 KA=1 由表 10-4查的HK=1.475由图 10-13得 43.1FK则载荷系数 K= HHVA KKKK=1 1.08 1 1.475=1.549 311ttkddk=128.90mm m=128.90/26=4.96mm 2、按弯曲疲劳强度计算 3 232 2FdSaFaZ YYKTm 由图 10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.90 KFN2=0.95 取弯曲疲劳安全系数 S=1.3（ 1.25 1.5） F1=0.90 500/1.3=346.15 MPa F2=0.95 380/1.3=277.69MPa 计算载荷系数 K= FFVA KKKK=1 1.08 1 1.43=1.544 由表 10-5查的齿形系数得 YFa1=2.6 YFa2=2.1824 齿形校正系数 YSa1=1.595 YSa2=1.7924 0 1 1 9 8.015.346 595.16.2111 FSaFa YY 01409.069.277 7924.11824.2222 FSaFa YY 设计计算 m 3.60 对比圆整后的 m为 4 经圆整 m=4算出小齿轮齿数 Z3=33 大齿轮 Z4=127 几何尺寸 计算分度圆直径 d3=Z3m=33 4=132mm d4=Z4m=127 4=508mm 中心距 a=（ d3+d4） /2=320mm K=1.549 d1=128.90mm m=4.96mm KFN1=0.90 KFN2=0.95 F1=346.15 F2=277.69 K=1.544 YFa1=2.6 YFa2=2.1824 YSa1=1.595 YSa2=1.7924 m 3.60 m=4 Z3=33 Z4=127 d3=132mm d4=508mm a=320mm B3=137mm B4=132mm nts 9 齿轮宽度 b= dd3=1 132=132mm 小齿轮齿宽 B3=137mm 大齿轮齿宽 B4=132mm 七 、轴的设计计算 （ 1）高速轴的设计计算 根据前面已知我们可得到该轴上的功率是 P1=10.69KW 该轴上的转矩是 T1=142465 N mm 高速级的小齿轮的分度圆直径 d1=80mm 625.3561801424652211 dTF tN 43.1296625.3561364.0t a n tr FF N 先初步估算轴的最小直径。 选取材料为 45钢，调质处理。根据表表 15-3，取 A0=120，于是有 36.29730 69.10120 33110m i n nPAd根据轴上有键槽都在此基础上直径有增量的出最后的为 31mm，我们根据电动机的选择 Y180L-8型号 ，查设计教程上的表 17-9可得电动机的轴径为 48mm，在由电动机的计算转矩为 187.075 N m,再 查 17-4可得联轴器选为 LT7 型号，其轴径为 40-48mm，则轴的最小轴径我们选为 42，即与联轴器相连的轴径为 d1=42mm（如下图中的 d1） ，半联轴器的长度 L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度0L=84mm，则取6L=82mm。 初步拟定轴上零件的装配方案如下： Ft=3561.625N dmin=29.36mm d1=42mm 0L=84mm L6=82mm d2=46mm d3=50mm d4=56mm d5=66mm d6=56mm d7 =50mm L1=44mm nts 10 由联轴器的选择我们可以得到 d1=42mm,则 d2=46mm,d3上装载轴承，根据轴承的选择为 6010 深沟球轴承，查 得 其参数为 d D B=50 8016，可知轴承宽度为 16mm 内径为 50mm，得出 d3=50mm，查指导书中表15-2得 d4=56mm， d5=66mm， d7根据轴承知道 为 50mm，则 d6=56mm。 根据联轴器的选定 L0=84得，我们可定 L6=82， L5中有轴承端盖一般选为 20mm加上拆卸空间选定为 30mm， L5=50mm， L4=24mm 为轴承宽度， L1=16+8+16+4=44mm， B=16mm， b=12mm， L2=B1-4=81mm L3=137+20+16+8-12=169mm, 齿轮、联轴器、 与轴的周向定位都是平键连接，由表 6-1 查的齿轮与轴的连接平键的尺寸为 16 10 70，联轴器上的键尺寸为 12 8 70，齿轮与轴的配合采取过度配合，允许有过 盈配合的精确定位，所以选H7/r6，联轴器采取过度配合，但不允许过盈，所以选择 H7/r6，轴与轴承之间采取过度配合，轴的直径公差采用 k6（具有小过盈量，木锤装配）。 参考表 15-2，取轴端倒角为 2 45 。 求轴上的各个载荷，做出简图可得如下 根据轴上的布置，我们画出受力简图如上 L1=66mm L2=223mm L2=81mm L3=169mm L4=24mm B=16mm b=12mm L5=50mm L6=82mm L1=66mm L2=223mm nts 11 根据以上的图所示， 可以得出力 、弯矩、扭矩。 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 FNH1=2748.244N FNH2=813.381 N FNV1=1000.36 N FNV2=296.07 N 弯矩 MH=181384.07 N mm Mv=66911.94 N mm 总弯矩 22 VH MMM =193332.33 N mm 扭矩 T=142465N mm 按弯扭合成强度校核轴的强度 根据上面的弯矩图和扭矩图我们可以知道在装载齿轮的面上 强度最大，即这个面是最危险的，根据表中的数据，取 =0.6 轴的计算应力为 22caMTW 12.037Mpa 有前面所选定的材料 45 钢，调质处理，由表 15-1查得 1 =60Mpa。因此 1ca ，关全。 精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 M=103989.36 N mm 640B M pa 1 275M pa 1 155M pa 67.105.2 78.0q 85.0q FH1 nts 12 6L和5L两段上的任意截面都只受扭矩作 用， 每个直径都是由扭转强度算出的最小直径取得， 所以无需校核。 在此我们把 1L 与 2L 之间的截面定位面，我们只需校核面的左右两侧。 截面左侧 抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1 503=12500mm3 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2 503=25000mm3 则截面的左侧弯矩为 66 5.306633.1 9 3 3 3 2 M=103989.36N mm 截面上的扭矩 T=142465 N mm 截面上的弯曲 应力为 12500 36.103989WMb8.32MPa 截面上的扭曲切应力 25000142465TT WT5.7MPa 由材料 45钢，调质处理可查表 15-1得 640B M pa 1 275M pa 1 155M pa 根据 r/d= 2/50=0.04 D/d=1.12 在查附表 3-2 中得67.105.2 又由附图 3-1 可得轴的材料的敏 性系数为 78.0q， 85.0q故有效应力集中系数为 5 6 9 5.1)167.1(85.01)1(1819.1)105.2(78.01)1(1 qk qk 由附图 3-2 和 3-3 得 截面形状系数 71.0和 扭转剪切尺寸系数 84.0由附图 3-4 得表面质量系数 0 .9 2 表面未经强化处理 即 1q 则按式（ 3-12）及（ 3-12a）的综合系数 649.211 kK9 5 5.111 kK又由碳钢特性系数 知道 0.1 0.05 于是，计算安全系数 37.121 maKS 0.1 0.05 通过校核 轴径的选取在左侧是安全的 nts 13 81.311 maKS 18.1122 SSSSSca1.5 故 知安全。 截面右侧 抗弯截面系数 W按表 15-4中的公式计算。 W=0.1d3=17561.6mm3 WT=0.2d3=35123.2 mm3 弯矩和扭矩都不变，其弯曲应力和扭转切应力为 M PaWMb 92.5 M P aWTTb056.4 由附表 3-8求 得 40.3k72.2k表面质量系数为 0 .9 2 故得综合系数为 49.311 kK81.211 kK所以右侧安全系数为 31.131 maKS 72.261 maKS 91.1122 SSSSSca1.5 故在右侧的截面强度也是足够的。综上所述，所设计的轴的强度符合强度要求。 键的设计与校核 已知 421 d mm， 566 dmm， 482.7261 T N m 参考教材，由式 6-1可校核键的强度，由于 1d 38 44， 6d50 58，所以联轴器与轴的连接平键的尺寸为 b h=12 8，齿轮与轴的连接平键的尺寸为 b h=1610。 查表得 =100 120MPa 通过校核计算，截面的右侧也是安全的，符合 强度要求。 b h l=12 8 70 b h l=16 10 70 =35Mpa A0=110 nts 14 取联轴器处的键长为 70mm，齿轮处的键长为 70mm， 131 1021 kldTd = 24.2942584 10465.1422 3 MPa48000 故可以选用 计算中间轴的轴承： 已知 n2=137.476 r/min 两轴承径向反力： NF r 31.12442 NF r 33.40063 轴向力 均为 0 eFFra 初步计算当量动载荷 P，根据 P= arp YFXFf 根据表 13-6，pf=1.0 1.2，取pf=1.2。 根据表 13-5， X=1 所以 P=1.2 1244.31=1493.172N P=1.2 4006.33=4807.596N 计算轴承 6010的寿命： hPCnL h 32.101617)596.4807 22000(476.13760 10)(6010 366 48000 故可以选用。 计算低速轴的轴承 nts 21 已知3 150.795n r/min 两轴承径向反力： NF r 60.3298 轴向力：为 0 eFFra 初步计算当量动载荷 P，根据 P= arp YFXFf 根据表 13-6，pf=1.0 1.2，取pf=1.2。 X=1 所以 P=1.2 3298.60=3958.32N 计算轴承 6019的寿命： hPCnL h 38.1 4 8 3 4 7 3)32.39585 7 8 0 0(98.3460 10)(6010 366 48000 故可以选用。 九、 减速器箱 体结构尺寸如下： 名称 符号 计算公式 结果 箱 座厚度 mmmma 8302 5.0 11 箱 盖厚度 1 （ 0.8 0.85） 8mm 9 箱 盖凸缘厚度 1b 111.5b 13 箱 座凸缘厚度 b 1.5b 16 箱 座底凸缘 厚度 2b 2 2.5b 27 地脚螺钉直径 fd 0 .0 3 6 1 2fda=+ M24 地脚螺钉数目 n A250mm 6 轴承旁联结螺栓直径 1d 1 0.75 fdd= M20 盖与座联结螺栓直径 2d 2d =（ 0.5 0.6） fd M12 轴承端盖螺钉直径 3d 3d =（ 0.4 0.5） fd M12 视孔盖螺钉直径 4d 4d =（ 0.3 0.4） fd M8 nts 22 定位销直 径 d d =（ 0.7 0.8） 2d M10 fd ， 1d ， 2d 至外箱壁的距离 1C 查手册表 5-3 34 26 18 fd ， 2d 至凸缘边缘距离 2C 查手册表 5-3 28 16 外箱壁至轴承端面距离 1l 1l = 1C + 2C +（ 5 8） mm 56 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 1 16 齿轮端面与内箱壁距离 2 2 13 箱盖，箱座肋厚 mm,1 mm,1 分别为 0.851d 、0.85 1m= 8 m= 10 轴承端盖外径 2D 见图 6-27 140（ I 轴） 140（ II 轴） 205（ III轴） 轴承旁联结螺栓距离 S 见图 7-2 145（ I 轴） 145（ II 轴） 210（ III轴） 十、减速器各部位附属零件的设计 1)窥视孔盖与窥视孔： 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔 , 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙 ,了解啮合情况 .润滑油也由此注入机体内 . (2)放油螺塞 放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。 (3)油标 油标用来检查油面高度， 以保证有正常的油量 .因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。 (4)通气器 减速器运转时，由于摩擦发热 ,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏 ,所以在机盖顶部或窥视孔上装
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