二級減速器設計方案

PAGEPAGE22目錄第一章：傳動方案的擬定及說明…………………2第二章：電動機的選擇……………2第三章：計算傳動裝置的運動和動力參數………3一．傳動比分配二．運動和動力參數計算第四章：帶傳動設計………………4一．帶傳動設計二．V帶的結構圖第五章：齒輪設計…………………6一．高速級齒輪傳動設計二．低速級齒輪傳動設計三．齒輪結構圖四．齒輪設計歸納總結第六章：減速器裝配草圖設計……………………14一．減速器零件的位置尺寸二．減速器裝配草圖第七章：軸的設計計算……………15一．高速軸的設計計算二．中間軸的設計計算三．低速軸的設計計算第八章：滾動軸承的選擇及計算…………………18第九章：鍵連接的選擇及校核計算………………19一．中間軸上鍵的選擇及校核計算二．低速軸上鍵的選擇及校核計算第十章：聯(lián)軸器的選擇……………20第十一章：減速器箱體和附件的選擇……………20第十二章：潤滑與密封……………21第十三章：設計小結………………21第十四章：參考文獻………………22第一章：傳動方案的擬定及說明已知：帶式輸送機驅動卷筒的轉速為=71r/min，減速器的輸出功率=5.2kw，該設備的使用年限為29年，一年工作365天，工作制為單班制（8小時），工作中有輕微振動。傳動方案的擬定為雙級圓柱齒輪減速器，采用高速級分流式。齒輪相對于軸承為對稱布置，沿齒寬載荷分布較均勻。減速器結構較復雜，但可用于大功率，變載荷場合。第二章：電動機的選擇一：電動機容量工作機所需功率已知：=5.2kw,轉速=71r/min2.電動機的輸出功率由表2-4得：V帶傳動效率=0.96，彈性聯(lián)軸器傳動效率=0.99，閉式圓柱齒輪傳動效率,,=0-97，滾動軸承傳動效率,,=0.99，考慮傳動裝置的功率損耗，電動機輸出功率為==0.84故電動機的輸出功率==5.2kw/0.84=6.19KW3.電動機的額定功率根據計算出的輸出功率查表20-1可得電動機額定功率=7.5kw。4.電動機的轉速V帶傳動比的范圍為2~4，單級圓柱齒輪的傳動比為3~6，故電動機的轉速初步估算為：=71*2*3*3~71*4*6*6=1278~10224據此同步轉速為1500r/min和3000r/min的電動機均符合，對比如下：方案型號額定功率同步轉速滿載轉速質量1Y132S2—27.5KW3000r/min2900r/min70Kg2Y132M—47.5KW1500r/min1440r/min81Kg5.電動機的確定通過方案對比，考慮到在同樣滿足功率和轉速的情況下，方案2體積尺寸小，節(jié)省空間和材料，故選擇方案2，即Y132M—4型電動機。第三章：計算傳動裝置的運動和動力參數一．傳動比分配1.傳動裝置總傳動比2.各級傳動比分配V帶傳動比高速級齒輪傳動比低速級齒輪傳動比二．運動和動力參數計算電動機軸為0軸，高速軸為1軸，中間軸為2軸，低速軸為3軸。各軸轉速各軸輸入功率各軸轉矩動力參數表項目電動機軸高速軸中間軸低速軸轉速（r/min）144072021371功率（KW）7.57.26.786.51轉矩（N.m）49.7195.5304875.64傳動比23.383效率0.960.940.96第四章：帶傳動設計一．帶傳動設計已知電動機功率=7.5KW,轉速=1440r/min,傳動比=2,工作制為單班制8小時，工作中有輕微振動。確定計算功率查表8-7得工作情況系數，故：選擇V帶的帶型根據由圖8-11選用V帶的帶型為A型。確定帶輪的基準直徑并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑由表8-6和表8-8，取小帶輪基準直徑驗算帶速因5m/s<V<30m/s，故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑根據表8-8取圓整為確定V帶的中心距和基準長度根據式（8-20）有：取初定中心距為計算帶所需的基準長度由表8-2選帶的基準長度為計算實際中心距驗算小帶輪上的包角驗算帶的根數Z計算單根V的額定功率由和=1440r/min,查表8-4a得根據=1440r/min,=2和A型帶，查表8-4b得查表8-5得查表8-2得，于是:計算V帶根數取整為5根。二．V帶的結構圖第五章：齒輪設計一．高速級齒輪傳動設計已知高速級分流輸入功率為3.6KW,小齒輪轉速=720r/min，傳動比=3.38，工作壽命為29年，每年工作365天，單班制，工作中有輕微振動。1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數選用斜齒圓柱齒輪傳動,因運輸機是一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。大小齒輪的材料均為，并經調質及表面淬火，齒面硬度為48~55HRC.選小齒輪齒數為，大齒輪齒數為，初選螺旋角。2.按齒面接觸強度設計確定公式內各計算數值試選載荷系數計算小齒輪傳遞的轉矩由表10-7選齒寬系數由表10-6查得材料彈性影響系數由表10-30選取區(qū)域系數由圖10-26查得故計算接觸疲勞許用應力由圖10-19取接觸疲勞壽命系數由圖10-21d按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強度計算應力循環(huán)次數：取失效率為1%，安全系數S=1,由式（10-12）得：計算試算小齒輪分度圓直徑取計算圓周速度計算齒寬及模數計算齒寬與齒高之比計算縱向重合度計算載荷系數根據圓周速度為，7級精度由圖10-8得動載荷系數由表10-3查得由輕微振動查表10-2得使用系數由表10-4查得由齒寬與齒高之比和查圖10-13得載荷系數按實際載荷系數校正所得分度圓直徑計算模數3.按齒根彎曲強度校核確定計算參數計算載荷系數由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4根據重合度由圖10-28查得螺旋角影響系數計算當量齒數查取齒形系數和應力校正系數由表10-5得：計算大小齒輪的并加以比較小齒輪的數值較大。校核計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數3.14大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數1.44，滿足條件要求，故取模數標準值為：取分度圓直徑為大小齒輪齒數為：4.幾何尺寸計算計算中心距按圓整后的中心距修正螺旋角因值與相差不大，故參數等不必修正。計算大小齒輪分度圓直徑計算齒輪寬度取圓整后二．低速級齒輪傳動設計已知低速級輸入功率為6.51KW,小齒輪轉速n3=71r/min，傳動比=3，工作壽命為29年，每年工作365天，單班制，工作中有輕微振動。1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數選用直齒圓柱齒輪傳動,因運輸機是一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。大小齒輪的材料均為，并經調質及表面淬火，齒面硬度為48~55HRC.選小齒輪齒數為&&=30，大齒輪齒數為&&=90.2.按齒面接觸強度設計確定公式內各計算數值試選載荷系數計算小齒輪傳遞的轉矩由表10-7選齒寬系數由表10-6查得材料彈性影響系數計算接觸疲勞許用應力由圖10-19取接觸疲勞壽命系數由圖10-21d按齒面硬度查得齒輪接觸疲勞強度計算應力循環(huán)次數：取失效率為1%，安全系數S=1,由式（10-12）得：計算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值取計算圓周速度計算齒寬及模數計算齒寬與齒高之比計算載荷系數根據圓周速度為，7級精度由圖10-8得動載荷系數由表10-3查得直齒輪由輕微振動查表10-2得使用系數由表10-4查得由齒寬與齒高之比和查圖10-13得載荷系數按實際載荷系數校正所得分度圓直徑計算模數3.按齒根彎曲強度校核確定計算參數計算載荷系數由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4查取齒形系數和應力校正系數由表10-5得：計算大小齒輪的并加以比較小齒輪的數值較大。校核計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數與由齒根彎曲疲勞強度計算的模數相差不大，故取標準值：取分度圓直徑為大小齒輪齒數為幾何尺寸計算計算大小齒輪分度圓直徑計算中心距計算齒輪寬度取圓整后三．齒輪結構圖四．齒輪設計歸納總結高速級小齒輪高速級大齒輪低速級小齒輪低速級大齒輪齒數21713090分度圓直徑6522090270齒根圓直徑57.5212.582.5262.5齒頂圓直徑712269696齒寬70659892模數3中心距142.5180第六章：減速器裝配草圖設計一．減速器零件的位置尺寸代號名稱取用值齒輪頂圓至箱體內壁的距離15齒輪端面至箱體內壁的距離20軸承端面至箱體內壁的距離12旋轉零件間的軸向距離15齒輪頂圓至軸表面的距離20大齒輪頂圓至箱體內壁的距離40箱底至箱底內壁的距離20減速器中心高191箱體內壁至軸承座孔端面的距離54軸承端蓋凸緣厚度9.6，12箱體內壁軸向距離305.5箱體軸承座孔端面的距離413二．減速器裝配草圖第七章：軸的設計計算已知各軸基本情況如下：項目高速軸中間軸低速軸轉速（r/min）72021371功率（KW）7.26.786.51轉矩（KN.m）95.5304875.64一．高速軸的設計計算（齒輪軸）1.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得：，取查表14-1取，計算得到聯(lián)軸器的轉矩為124150N.mm，據此查表17-4選取HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器。其半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔直徑為60mm,但為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故軸的長度應略短一些，取L=58mm.2.軸的具體尺寸和結構設計如高速軸設計圖所示。二．中間軸的設計計算（齒輪軸）1.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得：，取2.軸的具體尺寸和結構設計如中間軸設計圖所示。三．低速軸的設計計算1.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得：取查表14-1取，計算得到聯(lián)軸器的轉矩為，據此查表17-4選取HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器。其半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔直徑為107mm,但為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故軸的長度應略短一些，取L=105mm.2.軸的具體尺寸和結構設計如低速軸設計圖所示。3.低速軸強度校核計算（按彎扭合成強度條件計算）求作用在齒輪上的力強度校核，故滿足強度要求。軸的計算簡圖和彎矩圖如低速軸的載荷分析圖所示。第八章：滾動軸承的選擇及計算一.高速軸,中間軸軸承選擇計算根據軸承受力和轉速情況,以及裝軸承處的軸頸直徑,查表13-9選用30208型圓錐滾子軸承.二.低速軸軸承選擇計算已知齒輪的軸向載荷,則軸承也無軸向載荷.齒輪的徑向載荷,則軸承的徑向載荷.低速軸的轉速為,裝軸承處的軸頸直徑為,運轉時有輕微振動,預期工作壽命為.考慮到無軸向力,選用深溝球軸承.具體選用過程如下:求比值,據此查表13-5得.初步計算當量動載荷按表13-6取,則:根據式(13-6),求軸應有的基本額定動載荷據此查表13-5選6313型深溝球軸承,其基本額定靜載荷.第九章：鍵連接的選擇及校核計算一．中間軸上鍵連接的選擇及校核計算已知齒輪為7級精度，裝齒輪處的軸頸，齒輪輪轂寬度為，需傳遞的轉矩，載荷有輕微沖擊。根據從表6-1中選用A型普通平鍵的，鍵長。校核鍵連接強度由表6-2查得許用擠壓應力，鍵的工作長度為，鍵與輪轂槽的接觸高度為。由式（6-1）得：滿足強度要求。二．低速軸上鍵連接的選擇及校核計算已知齒輪為7級精度，裝齒輪處的軸頸，齒輪輪轂寬度為，需傳遞的轉矩，載荷有輕微沖擊。1.根據從表6-1中選用A型普通平鍵的，鍵長。2.校核鍵連接強度由表6-2查得許用擠壓應力，鍵的工作長度為，鍵與輪轂槽的接觸高度為。由式（6-1）得：滿足強度要求。第十章：聯(lián)軸器的選擇該設計中高速軸和低速軸均用到聯(lián)軸器，其中高速軸上安裝聯(lián)軸器的軸直徑為，轉矩。低速軸上安裝聯(lián)軸器的軸的直徑為，轉矩。查表14-1取工作情況系數。據此有聯(lián)軸器的轉矩：據此查表17-4選優(yōu)HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為，半聯(lián)軸器的孔徑為，長度為，與軸配合的轂孔長度為。據此查表17-4選優(yōu)HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為，半聯(lián)軸器的孔徑為，長度為，與軸配合的轂孔長度為。第十一章：減速器箱體和附件的選擇減速器箱體結構尺寸名稱符號尺寸箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱體凸緣厚度，，箱座，箱蓋，箱底座加強肋厚，箱座，箱蓋地腳螺釘直徑18地腳螺栓數目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑14箱蓋箱座聯(lián)接螺栓直徑10軸承蓋螺釘直徑和數目n軸承蓋（軸承座端面）外徑120，170觀察孔蓋螺釘直徑6至箱體外壁距離22至凸緣邊緣的距離20軸承旁凸臺高度和半徑H，h=45，箱體外壁至軸承座端面距離47箱體的結構與減速器的附件設計均參