课程设计说明书--二级减速器.doc

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除设计计算内容结果第1章 机械传动装置的总体设计1.1选择电机1.1.1电机类型的选择选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。1.1.2电机容量的选择（1）卷筒轴所需功率，取工作机的传动效率，则卷筒轴所需功率（2） 电动机输出功率式中分别为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率，查表2-41得V带传动，滚动轴承，圆柱齿轮传动，弹性联轴器。则故（3） 电动机额定功率由表20-11选取电动机额定功率1.1.3电动机转速的选择工作机卷筒轴的转速为：由表2-11查得V带传动常用传动比范围，二级圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速的可选范围为可见同步转速为750 r/min、1000 r/min、1500 r/min的电动机均符合，这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min两种电动机进行比较，如表1-1所示表1-1电动机型号选择表由表中数据可知两个方案均可行，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，因此选用Y132M2-6型电动机，电动机安装及有关尺寸如下：/mm中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓直径轴伸尺寸HABKDE132515(270/2+210)3152161781238801.2传动比的分配（1） 传动装置总传动比（2） 分配各级传动比取V带传动比，则减速器的传动比，对于二级圆柱齿轮减速器，为使两级的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比和低速级传动比有1.3传动系统的运动和动力参数计算1.3.1各轴的转速、功率和扭矩计算（1）各轴转速 （2） 各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即（3）各轴输入转矩 Pd=5.17kWPed=5.5kW设计计算内容结果1.3.2各轴的运动参数表见附表1第2章 V带传动的设计2.1 V带的参数设计（1） 确定计算功率查表8-72得工况系数（2） 选择带型根据计算功率和小带轮转速由图8-72确定A型普通V带（3） 确定带轮的基准直径D1和D2由表8-42取主动轮直径，则从动轮直径为取验算带的速度（4） 确定中心距a和带的基准长度Ld根据初步确定中心距确定带的计算长度由表8-32选取基准长度计算实际中心距（5） 验算主动轮包角（6） 确定带的根数由查表8-6(a)2和表8-6(b)2得设计计算内容结果查表8-92得,查表8-102得，采用化学纤维线绳结构的带，取K=1.33根（7） 确定带的预紧力（8） 计算轴上的压轴力（9） 带轮结构设计1 小带轮结构采用实心式，查表得电动机轴径轮缘宽：轮毂宽：2 大带轮结构采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行2.2 V带的主要参数表见附表2第三章 齿轮的设计3.1.齿轮参数设计3.1.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算1、选择材料，确定许用应力由表9-13根据工作要求，采用齿面硬度350HBS。小齿轮选用40Cr，调质处理，硬度为260HBS；大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为240HBS；选用8级精度。2、 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为（1） 选择齿数通常，取（2） 小齿轮传递转矩为T1=147010Nmm（3） 初定载荷系数Kt因v未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数，初选设计计算内容结果（4） 选择齿宽系数齿轮采用非对称简支布置，查表9-63取齿宽系数（5） 初选螺旋角，由图9-113查取节点区域系数ZH=2.433（6） 螺旋角系数Z=0.985，弹性系数ZE=189.8（7） 计算重合度系数Z端面重合度：纵向重合度：则重合度系数（8）初算小齿轮的分度圆直径d1t（9） 确定载荷系数查表9-23可得使用系数KA=1.0，因，查图9-83得动载系数KV=1.1，齿间载荷分配系数K=1.2，齿向载荷分配系数K=1.11，则载荷系数为因K与Kt有较大差异，故需对Kt计算出的进行修正，即（10） 确定模数，取mn=2.5mm（11） 确定齿轮传动尺寸中心距，取a=201mm则螺旋角所以 （12） 校核齿根弯曲疲劳强度1 K、T1、m和d1同前2 齿宽b=b2=52.22mm3 齿形系数和齿根应力修正系数当量齿数为查表9-53得4 重合度系数5 螺旋角系数所以3.1.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算1、选择材料，确定许用应力由表9-13根据工作要求，采用齿面硬度350HBS。小齿轮选用40Cr，调质处理，硬度为280HBS；设计计算内容结果大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为260HBS；选用8级精度。2、因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为（1）选择齿数通常，取（2）小齿轮传递转矩为T2=820650Nmm（3）初定载荷系数Kt因v未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数，初选（4） 选择齿宽系数齿轮采用非对称简支布置，查表9-63取齿宽系数（5） 初选螺旋角，由图9-113查取节点区域系数ZH=2.433（6） 螺旋角系数Z=0.985，弹性系数ZE=189.8（7） 计算重合度系数Z端面重合度：纵向重合度：则重合度系数（8） 初算小齿轮的分度圆直径d1t（9） 确定载荷系数查表9-23可得使用系数KA=1.0，设计计算内容结果因，查图9-83得动载系数KV=1.02，齿间载荷分配系数K=1.2，齿向载荷分配系数K=1.07，则载荷系数为因K与Kt差异不大，故无需对Kt计算出的进行修正（10） 确定模数，取（11） 确定齿轮传动尺寸中心距，取则螺旋角所以 （12） 校核齿根弯曲疲劳强度1 K、T1、mn和d1同前2 齿宽b=b2=52.22mm3 齿形系数和齿根应力修正系数当量齿数为查表9-53得设计计算内容结果4 重合度系数5 螺旋角系数所以3.2齿轮的主要参数表高速级斜齿圆柱齿轮序号名称符号计算公式及参数选择1模数mn,mt2螺旋角3分度圆直径4齿顶高5齿根高3.125mm6全齿高h5.625mm7顶隙0.625mm8齿顶圆直径9齿根圆直径10中心距201mm低速级斜齿圆柱齿轮结果序号名称符号计算公式及参数选择1模数mn,mt2螺旋角14.303分度圆直径4齿顶高3.5mm5齿根高4.375mm6全齿高h7.875mm7顶隙0.875mm8齿顶圆直径9齿根圆直径10中心距242mm3.3斜齿圆柱齿轮上作用力的计算3.3.1高速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 高速轴传递的转矩T1=147010Nmm，转速n1=343r/min,高速级齿轮的螺旋角=14.03，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径（2）齿轮1的作用力圆周力其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力其方向为由力的作用点指向齿轮1的转动中心轴向力其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1 的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为法向力为设计计算内容结果(3) 齿轮2的作用力 从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，方向相反3.3.2低速级齿轮传动的作用力（1） 已知条件 中间轴传递的转矩，转速n2=59r/min,低速级齿轮的螺旋角=14.30，为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径（2）齿轮3的作用力圆周力其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力其方向为由力的作用点指向齿轮3的转动中心轴向力其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1 的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为法向力为（3）齿轮4的作用力 从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，方向相反第4章 轴的设计1、轴的基本参数中间轴传递的功率，转速,齿轮分度圆直径，齿轮宽度2、 选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，查资料常选用45钢，调质处理3、 查表14-23得C=103126，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值C=105，则结构设计轴的结构构想如图所示(1) 轴承部件的结构设计 轴承采用两端固定方式。然后按照轴上零件的安装顺序，从最小直径处开始设计(2) 轴承的选择与轴段及轴段的设计 轴段、上安装轴承，其直径应便于安装而且符合轴承内径系列。取轴承7211C进行设计，验算其寿命符合要求，查表3-194得轴承内径d=55mm,外径D=100mm，宽度B=21mm，内圈定位轴肩直径，外圈定位内径直径，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则（3）轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定，齿轮2轮毂宽度范围为，齿轮2轮毂宽度，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取（4）轴段 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为，取其高度为,故齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴轮右端面距箱体内壁距离均取为,齿轮2与齿轮3的距离初定为，则箱体内壁之间的距离为则箱体内壁之间的距离为，则轴段的长度为（5）轴段及的长度 该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油盘阻止箱体内润滑油渐入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油盘完成，则轴段的长度为轴段的长度为（6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离，则可得轴的支点及受力点间的距离为5、键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查表3-224得键的型号分别为键16100 GB/T 1096-2003和键1663 GB/T 1096-20034.2高速轴（即轴）的设计4.2.1材料的选择和热处理1、 轴的基本参数设计计算内容结果小齿轮分度圆直径d1=59.27mm,齿轮宽度b1=70.20mm2、 选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料45钢，调质处理3、 初算最小轴径按扭转强度式估算最小轴径，查表14-23得C=103126，考虑轴端既承受转矩又承受弯矩，故取中间值C=110，则由于V带轮配合段直径处有一键槽，应增大3%取4、 结构设计绘制轴系结构草图，如图所示（1） 轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用部分式结构，该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计（2） 轴段轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行。初定d1=35mm,带轮轮毂的宽度为80mm，轴段的长度略小于毂孔宽度，取（3） 密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度。轴段的轴径,其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封，查表3-284选毡圈40 JB/ZQ 4606-86，则d2=40mm（4）轴承与轴段及轴段考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为7209C.查表3-193轴承内径d=45mm，外径D=85mm，设计计算内容结果宽度B=19mm，内圈定位轴肩直径，外圈定位内径，在轴上力作用点与外圈大端面的距离，故取轴段的直径。轴承采用脂润滑，需要用挡油盘，为补偿箱体铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距离取，挡油盘的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁，挡油盘轴孔宽度初定，轴承外端盖的止口m不宜太小，以免拧紧螺钉时端盖歪斜，通常，则，通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则，（5）齿轮与轴段该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装应略大于，可初定，查表3-224知该处键的截面尺寸为，轮毂键槽深度，则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为则有，（6）轴段和的设计该轴段直径可取略大于轴承内圈定位轴肩的直径，则，齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段的长度为，轴段的长(7) 轴段的长度 该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，查表3-24箱座壁厚，取，取轴承旁连接螺栓为M16，则，箱体轴承座宽度，取，取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为M20，则有轴承端盖连接螺钉直径为，取，轴承端盖凸缘厚度为，取，轴承端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t=2mm，端盖连接螺钉可用GB/T 5781 M825；为方便不拆卸带轮的条件下可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=28mm，带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。则（8）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距离轴承外圈大端面的距离，则轴的支点及受力间的距离为5、 键连接带轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表3-224得键1070 GB/T 1096-20033低速轴的设计计算1.已知条件低速轴传递的功率,转矩转速,齿轮4分度圆直径,齿轮宽度2. 选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材料45钢，调质处理3、初算轴径查表14-23得A=103126，考虑轴端只承受转矩，故取A=105，则由于轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%取4、结构设计轴的结构构想图如图所示（1）轴承部件的结构设计 该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计（2）联轴器及轴段 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查表15-13取，则计算转矩查表3-124得GB/T5014-2003 HL7型联轴器符合要求：公称转矩为，许用转速,轴孔直径范围为。考虑，取联轴器毂孔直径为85mm，轴孔长度132mm，J型轴孔，A型键，相应的轴段的直径，长度（3） 密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承端盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度。轴段的轴径，最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查得选用毡圈100 JB/ZQ4606-86,则（4） 轴承与轴段及轴段的设计 轴段及轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。先暂取轴承为702