二级减速器的设计过程

展开式二级齿轮减速器设计目录一、 题目及总体分析二、 主要部件选择三、 电动机选择四、 分配传动比五、 传动系统的运动和动力参数计算六、 设计高速级齿轮七、 设计低速级齿轮八、 链传动的设计九、 减速器轴及轴承装置、键的设计轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计十、 润滑与密封十一、 箱体结构尺寸十二、 设计总结一、 题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力，运输带速度，运输机滚筒直径为。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年300个工作日，每天工作16小时，具有加工精度7级（齿轮）。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下：图示：5为电动机，4为联轴器，为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊在第 1 页在第 1 页环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。二、 各主要部件的选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿轮传动平稳高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承此减速器轴承所受轴向压力不大球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器链传动工作可靠，传动效率高单排滚子链三、 电动机的选择3.1 电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=7KN，V=0.5m/s。则有：P=3.5KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为=式中，分别为V链传动效率,滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，滚筒效率。据机械设计手册知=0.96，=0.98，=0.97，=0.99，=0.97，则有：=0.960.8所以电动机所需的工作功率P为：P=K= 1.270000.50.81000=5.25KW 其中K为过载系数，按照说明书的要求取K=1.2按照PdP的原则，查手册可知，取P=5.5KW一般地最常用、市场上供应最多的是周期转速为1500r/min的电动机，故在满足额定功率的情况下优先选用之。查询机械设计手册（软件版）【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为Y123S-4，其满载转速为1440r/min，额定功率为5.5KW,同步转速为1500r/min。四、 传动比分配1、分配原则、各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值。、使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸。、使二级齿轮减速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等，以利实现油池润滑。、使各级圆柱齿轮传动的中心距保持一定比例。2、传动比分配目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比i=nmnw，其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动比等于各级传动比的连乘积，nm是电动机的满载转速，nw为工作机输入轴的转速，单位均为r/min。计算如下：nm =1440 m/min，nw=60vd=600.53.140.29=32.95 r/mini=nmnw=.95=43.7查表可知，链传动比推荐值为 23.5，故取i=3i2=ii1=43.73=14.6i2=ilih取il=3.5, ih=4.2其中i为总传动比，i1为链传动比，il为低速级齿轮传动比，ih高速级齿轮传动比i1=3i2=14.6ih=4.2il=3.5五、 传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到传输机滚筒轴分别是1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为n1、n2、n3、n4；对应各州的输入功率分别为P1、P2、P3、P4；对应的各轴的输入转矩分别为T1、T2、T3、T4;相邻两轴的传动比分别为i12、i23、i34；相邻两轴的传动效率分别为12、23、34。其参数表格如下：轴号电动机两级圆柱减速器工作机1轴2轴3轴4轴转速n（r/min）n0 =1440n1=1440n2=342.86n3=97.96n4=32.65功率P(Kw)P=5.5P1=4.244P2=4.034P3=3.834P4=3.607转矩T(Nm)T1=28.146T2=112.390T3=373.87T4=1055.336两轴联接联轴器齿轮齿轮链轮传动比ii01 =1i12 =4.2i23=3.5i34=3传动效率01=0.9912=0.97230.9734=0.96六、 设计高速级齿轮1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用标准圆柱斜齿轮传动； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；（GB1009588） 3）材料的选择。由查表可知，选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS； 4）选小齿轮齿数为Z=24，大齿轮齿数Z可由Z=得 Z=100.8，取101；5）选取螺旋角。初选螺旋角为=142.按齿面接触疲劳强度设计按公式试算：（1）确定公式中各数值 1）试选K=1.6。 2）由图1030，选取区域系数ZH = 2.433 3）由2表10-7选取齿宽系数=1。 4）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T=0.28147N。 5）由图1026查得1=0.78，2=0.87， = 1+2 =1.65 6）由2表10-6查的材料的弹性影响系数Z=189.8MP 7）由2图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP。8）由式10-13计算应力循环次数 N1=60njL =3.32109N2=3.32109/4.2 =0.791099）由2图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.90； K=0.95。 10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S=1，有 =0.9600=540MP =0.95550=523MP =(+)/2 = 532.2MP (2) 计算确定小齿轮分度圆直径d，代入 中较小的值 1）计算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式可得： =38.02mm 2)计算圆周速度。 v=2.8m/s 3）计算齿宽b b=166.7=37.1mm 4）计算模数与齿高模数齿高 5) 计算齿宽与齿高之比 6）计算载荷系数K。已知使用系数K=1，据v=1.54，8级精度。由2图10-8得K=1.07，K=1.46。由2图10-13查得K=1.40，由2图10-3查得K=K=1故载荷系数： K=KKKK =1=1.56 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 8）计算模数m m=3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：（1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 K=KKKK=1 =2.35 2）查取齿形系数由2表10-5查得Y=2.592，Y=2.17 3）查取应力校正系数由2表10-5查得Y=1.59，Y=1.80 4）由2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP 5）由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.85，K=0.886）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： =303.57Mp =238.86MP 7）计算大、小齿轮的，并加以比较0.01363=0.01635经比较大齿轮的数值大。（2）设计计算 m=1.186mm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法面模数，取 m =1.5mm，已可满足弯曲疲劳强度。分度圆直径d1=41.32mm来计算应有的齿数。于是有：41.32cos141.5=26.69取Z=27，则Z113.41144.几何尺寸计算1）计算中心距 108.79mm将中心距圆调整为109mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角14.09由于值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=Z1mncos =41.06mmd2=Z2mncos =175.76mm4）计算大、小齿轮的齿根圆的直径df1=d1-2.5mn=37.5mmdf2=d2-2.5mn=171.5mm5）计算齿轮宽度 b=142.05=42.05mm圆整后取B=45mm，B=50mm5.验算Ft=2T1d1=1350.15NKAbFt=33.2N/mm S=1.5故该轴在截面的右侧的强度也是足够的。综上所述该轴安全。3、 III轴（输出轴）的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P=5.28KW，n=28.6r/min，T=1.76N2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d=352mm而 F=10081N F=FN3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A=110，于是得： d=A62.8mm同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=K查2表14-1取K=1.3.则：T按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查5P表8-7可选用LX4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为N。半联轴器孔径d=63mm，故取d=63mm半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l=132mm。4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-5图7-5（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=65mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为132mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L略短一些，现取l=132mm. 2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据d =65mm和方便拆装可取l=95mm。3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d=70mm，由轴承目录里初选6214号其尺寸为d=70mm125mm24mm，l=24mm由于右边是轴肩定位，d=82mm，l=98mm，d=88mmmm，l=12mm。 4）取安装齿轮段轴径为d=80mm，已知齿轮宽为108mm取l=104mm。齿轮右边-段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处d=70mm。取l=48mm（3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d由5P表4-1查得平键截面b键槽用键槽铣刀加工长为125mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键22齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。现将计算出各个截面处的M，M和M的值如下： F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N M=-N M=N M=N T=1.76N图7-6 6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据2式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力=24.0MP前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1查得=60Mp，故安全。4、轴承的寿命计算1） I轴上的轴承6208寿命计算预期寿命：已知N，47000h44800h故 I轴上的轴承6208在有效期限内安全。2）II轴上轴承6210的寿命计算预期寿命：已知，20820h44800h故III轴上的轴承6214满足要求。5、键连接的校核1） I轴上键的强度校核查表4-5-72得许用挤压应力为-段键与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。-段与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。2） II轴上键的校核查表4-5-72得许用挤压应力为II-III段键与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。 IV-V段与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。3） III轴上键的校核查表4-5-72得许用挤压应力为 I-II段键与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。-段与键槽接触疲劳强度故此键能安全工作。十、 润滑和密封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。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。十一、 箱体的结构尺寸箱体壁厚=8mm箱盖壁厚=8mm箱座凸缘厚度b=15mm箱盖凸缘厚度b=15mm箱座低凸缘厚度b=25mm地脚螺栓直径d=24mm地脚螺栓数目n=6轴承旁联接螺栓直径d=M20机座与机盖联接螺栓直径d=M16窥视孔盖螺钉直径d=M6定位销直径d=12.5mm d,d,d至外箱壁的距离c=34m