二级减速器课程设计.doc
【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流二级减速器课程设计.精品文档.二级减速器课程设计组别：A-2-2姓名：xxx学号：xxx班级：xxxx 目录一、 电动机的选择 3二、 确定传动装置的总传动比和分配传动比 3三、 链条传动零件的设计 4四、 齿轮传动零件的设计 5五、 轴的设计计算及校核 9六、 轴承的校核 20七、 润滑与密封 22八、 键、轴承与联轴器标准的选择 23九、 箱体结构的设计 24十、 参考文献 24一 电动机的选择1. 选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结果，电压308V，Y型（IP44）。2.选择电动机的容量负载功率：Pw=10007.13000´×1.25=6.375kw电动机所需的功率Pd=Pw/a kw （其中：Pd为电动机功率，Pw为负载功率，a 为总效率）联轴器效率1=0.99滚动轴承效率2=0.98闭式齿轮传动效率3=0.97滚子链效率4=0.96滚筒效率5=0.96传动装置的总效率a应为组成传动装置的各部分副效率的乘积即： a =132345=0.99×0.9830.970.960.96=0.83折算到电动机的功率： Pd=PW/a=7.7kw3.选择电动机的转速：滚筒的工作转速：n=601000v/D=6010001.7/450=72.18r/min查表得：齿轮传动比i=37，滚子链传动比i=26.即为减速器的总传动比，所以电机的可选范围为：n'd=i'dn=（642）72.18=（433.083031.56）r/min所以选择的电机是：序号电机型号额定功率（kw）电机转速（r/min）堵转转矩最大转矩质量（kg）1Y160M-41114602.2二确定传动装置的总传动比和分配传动比1.减速器的总传动比:ia=nm/n=1460/72.18=20.23202.分配传动装置传动比：ia=i1 i2（i1为齿轮的传动比，取5；i2为滚子链的传动比）减速器的传动比i2=ia/i1=20.23/5=4.4643.各轴的动力和动力参数(1)各轴的转速I轴的转速：n1=nm=1460r/minII轴的转速：n2=n1/i1=1460/5=292r/min滚筒轴的转速：n3=n2/i2=292/4.46=73r/min(2)各轴的输入功率：I轴：P1=Pd1=7.70.99=7.623kwII轴：P2=P123=7.6230.980.97=7.25kw滚筒轴：P3=P224=7.25×0.980.96=6.82kw.(3)各轴的转矩 电动机的输出转矩：Td=9550Pd/nm=95507.7/1460=50.36NmI轴：T1=Td1=12.148 0.99=49.9NmII轴：T2=T1i123=49.950.980.97=237.1Nm滚轴：T3=T2i224=237.14.460.980.96=892.2Nm 三、链条传动零件的设计 电动机传到链轴的功率为1 确定链轮齿数 因为小链轮转速为，假定转速0.62，结构紧凑，故取 大链轮齿数2 计算当量的单排链的计算功率 -工况系数 这里取 1-主动轮齿数系数 这里取 1.55-多排链系数，单排为1-传递功率3 确定链条型号和节距P 根据计算功率和主动齿轮齿数n ，查<<机械手册>>可知链条型号为28A，节距P=44.45mm4 节数和中心距 初选=40P= 取=124为中心距计算系数 查<<机械手册>>可得=0.24421中心距调整2P=88.90mm实际中心距=1680.4mm 取=1680mm5 确定链速 V= 在原估计值的范围内 故符合6 链传动作用在轴上的压轴力 -有效圆周力 -压轴力系数 对于水平传动=1.15 垂直传动=1.05 这里为水平传动 取=1.15 =7956.0N四、齿轮传动零件的设计1.选择齿轮材料 初选大齿轮的材料为45钢，经调质处理，其硬度为250HBS；小齿轮的材料为40Cr，表面淬火，4056HRC，齿轮等级精度均为8级。由于减速器沿输送方向具有轻微振动，但为了保证稳定，所以选用圆柱斜齿轮，初选=10o。2.计算齿轮1）许用接触应力 查表得：limb1=17HRC+20N/mm2=1748+20=836N/mm2 limb2 =2HBS+69N/mm2=2250+69=569N/mm2 对调质处理的齿轮，SH=1.1 由于载荷稳定，故求齿轮的应力循环次数NH NH=60 n1t t=2836510h=58400h NH=60146058400=5.1109 循环基数NHo查表得：当HBS为250时，NHo=1.7107 NH>NHo，则KHL=1，许用接触应力为 H2=N/mm2=517.27N/mm22)许用弯曲应力： F =KFCKFL 查表得： Flimb1=600 N/mm2 Flimb2=1.8HBS=1.8250=450N/mm2 取安全系数SF=2.单向传动取KFC=1.因为NF>NFo，所以KFL=1. F1=N/mm2=300N/mm2 F2=N/mm2=225N/mm23)根据接触强度，求小齿轮分度圆直径。 齿轮的工作转矩T2=49863Nmm d1=32dd21ii+··KTKd 取Kd=73，d=1，K=1.05 d1=73325.+1527.517105.149863´´´=45.1mm,取d1=45mm4)中心距 (1+i1)=21.45.(1+5)=135 mm 就圆整成尾数为0或5，以便制造和测量，所以a=135mm 5)选定模数mn，齿数Z1、Z2 选定Z1=30，Z2=i1Z1=150 mn=1503010cos1352+´o=1.48mm 取标准模数mn=1.5mm Z1+Z2=1.510cos1352°··=178 Z1=.51177.27+=29.54，取Z1=30 Z2=178-30=148 i=Z2/Z1=4.93 与i2=5比较，误差为1.4% ，合格 =8.55o 6)计算齿轮分度圆直径1.5 小齿轮 d1=o55.8cos30´=45.51mm 大齿轮 d2=o55.8cos1481.5´=224.51mm 7)齿宽宽度 b=dd1=45.51mm 圆整大齿轮宽度 b2=60mm 取小齿轮宽度 b1=65mm 8)验算接触应力 H=ZHZZ 取ZH=1.76cos=1.76cos8.55o=1.74，Z=189.8， =1.73 =0.95 Z= 73.195.01´=0.78 齿轮圆周速度V=100060.14601.45´´´p=3.45m/s查表得Kv=1.04H=1.74189.80.785.15.11.4504.105.14986323+·´´´´=311.4<H2 故接触应力校核通过。9)验算弯曲应力 X=0时 Z1=30，YF1=3.88 Z2=148，YF2=3.75 2211/32.77/88.3300mmNmmNYFF=s 2222/.60/75.3225mmNmmNYFF=s ，故应算大齿轮的弯曲应力。 重合度系数=73.195.01´=0.61 螺旋角系数=1-=1-oo1405.8=0.94 =1.511.4504.105.149863294.075.361.02´´´´´´´´ =76.75N/mm2<F2 故弯曲强度校核通过。五 轴与轴承的设计计算及校核 轴主要用来支承作旋转运动的零件，如齿轮、带轮，一传递运动和动力。本减速器有两根轴，根据设计要求，设计的具体步骤、内容如下。设计计算与说明结果I轴的设计轴的转向方式：单向恒定 轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：1460r/min 功率:7.623kW 转矩：49862.77N·mm所设计的轴是实心轴1. 选择轴的材料确定许用应力普通用途、中小功率减速器，选用45刚，正火处理。查表材料牌号：45调质 硬度(HB)：230抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180MPa 2 按弯曲许用应力，初步估算轴的最小直径 有表查的 C=110，由式课的因由I轴上有键槽，应增大轴颈以考虑键槽对周强度的削弱，则轴颈应增大5%7%初定I轴的最小直径d1=30mm3 确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度 2.29m/s齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。4轴得初步设计 根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图，如图。考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用角接触球轴承，采用内嵌式轴承盖实现轴承两端单向固定，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案，如图所示。P=7.623kwn=1460r/minV=2.29m/s5、 轴的结构设计 轴的结构设计主要有三项内容：（1）各轴段径向尺寸的确定；（2）各轴段轴向长度的确定；（3）其他尺寸（如键槽、圆角、倒角、退刀槽等）的确定。 （1）径向尺寸的确定 如草图所示，从轴段d1=25mm开始，逐段选取相邻轴段的直径。d2起定位固定作用，一般轴肩高度h在23mm之间，故取d2=27mm 。d3与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取d3=40mm，选定轴承代号为7208AC。d4起定位作用，上套挡油环，按轴的标准直径系列，取d4=43mm。d5即是小齿轮部分，将d5作为分度圆的直径，即d5=45.51mm.。d6=d4=43mm d7=d3=40mm(2)轴向尺寸的确定 小齿轮齿宽b1=65mm,L5=68mm。L1与联轴器配合，因选取联轴器是弹性柱销联轴器（GB/T 5014-2003），取轴长L1=62mm。考虑轴承盖螺钉至联轴器距离1=30mm，轴承端盖长为20mm，初步取L2=50mm。L3与轴承箱配合，查轴承宽度B=18mm,于是取L3=20mm。一般情况下齿轮断面与箱壁的距离2取1015mm，轴承端面与箱体内壁的距离3=35mm，L4>箱体的内壁，结合大轴的尺寸L4取L4=20mm。L6=L4=20mm L7=L3=25mm两轴中心间跨距L=158mm下面是运用机械手册3.0进行轴的校核垂直弯矩水平弯矩合成弯矩 转矩 一、支反力计算 距左端距离 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 122mm -4316.39N -1582.01N 距左端距离 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 250mm 2106.41N 772.03N 二、内力 x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm 31 30 0 0 87 32 0 0 122 40 0 0 142 43 91943.39 91943.38 186 45.51 294218.87 143581.02 230 43 44871.08 44871.08 250 40 3.47 3.47三、弯曲应力校核如下：危险截面的x坐标：186mm 直径：45.51mm危险截面的弯矩M：100000N·mm 扭矩T：149589.31N·mm截面的计算工作应力：14.8MPa 许用疲劳应力：180MPa186mm处弯曲应力校核通过危险截面的x坐标：186mm 直径：45.51mm危险截面的弯矩M：270000N·mm 扭矩T：149589.31N·mm截面的计算工作应力：30.45MPa 许用疲劳应力：180MPa186mm处弯曲应力校核通过结论：弯曲应力校核通过 四、安全系数校核如下：疲劳强度校核如下：（这里选的弯矩为合成弯矩）危险截面的x坐标：186mm 直径：45.51mm危险截面的弯矩M：290000N·mm 扭矩T：149589.31N·mm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62 （扭转作用）：1.89截面的疲劳强度安全系数S：2.43 许用安全系数S：2.0186mm处疲劳强度校核通过结论：疲劳强度校核通过五、扭转刚度校核如下：圆轴的扭转角：0.18(°) 许用扭转变形：0.9°/m扭转刚度校核通过六、弯曲刚度校核如下： 挠度计算如下： x/mm i/mm 1 15.25 0.022974 2 30.5 0.019692 3 45.75 0.01641 4 61 0.013128 5 76.25 0.009846 6 91.5 0.006564 7 106.75 0.003282 8 122 0 9 138 -0.003282 10 154 -0.006002 11 170 -0.007829 12 186 -0.008314 13 202 -0.007011 14 218 -0.005053 15 234 -0.002659 许用挠度系数：0.003 最大挠度：-0.008314mm 弯曲刚度校核通过 十、临界转速计算如下： 当量直径dv：41.56mm 轴截面的惯性距I：146444.04mm4 支承距离与L的比值：0.49 轴所受的重力：400N 支座形式系数1：9.0 轴的一阶临界转速ncr1：17636.53r/minII轴的设计 1 轴的材料确定普通用途、小功率减速器，选用40号Cr，正火处理。查表 硬度(HB)：230 抗拉强度：1000MPa 屈服点：800MPa 弯曲疲劳极限：500MPa 扭转疲劳极限：300MPa许用静应力：400MPa 许用疲劳应力：300MPa 2 按扭转强度，初步估算轴的最小直径由表 查的 C=110 ， 按式得由于键槽的存在，应增大轴颈以考虑其对轴强度的影响 取最小的轴直径 3 确定齿轮和轴承的润滑 计算齿轮圆周速度 V= 齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。 4 轴的初步设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图5 轴的结构设计 a)径向尺寸的确定 如草图所示，从轴段开始，逐段选取相邻轴段的直径。起固定作用，定位轴肩高度h可在23mm之间，故取=与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并查找机械手册，取=55mm，选定轴承代号为7311B。起定位作用，上套挡油环，按轴的标准直径系列，取=58mm。与大齿轮装配，且带有键槽故取=64mm =58mm，=55mm b)轴向尺寸的确定 大齿轮宽b=60mm，取=60mm, 与大链轮相配合，因大链轮的齿宽为124mm，所以=124mm。考虑安装方便，轴承盖至带轮距离1=30mm，初步取=35mm。与轴承相配合，查的轴承宽度B=29mm，所以=29mm。为定位取=20mm。和一样是定位，故=20mm。同样是与轴承配合，应和一样。=29mm。两轴承中心距=158mm下面是通过机械手册3.0对轴的校核垂直弯矩水平弯矩合成弯矩转矩一、轴的总体设计信息如下： 轴的转向方式：单向恒定 轴的工作情况：无腐蚀条件 轴的转速：292r/min 功率:7.25kW 转矩：237114.73N·mm 所设计的轴是实心轴 材料牌号：45调质 二、确定轴的最小直径如下： 所设计的轴是实心轴 A值为：110 许用剪应力范围：3040MPa最小直径的理论计算值：32.09mm 满足设计的最小轴径：45mm轴的总长度：317mm 三、支反力计算 距左端距离 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1 173.5mm -17374.68N -6323.85N 距左端距离 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2 302.5mm 9965.32N 3627.08N 四、内力 x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm 62 45 0 0 141.5 50 0 0 173.5 55 0 0 198 58 452998.67 452998.66 238 64 1192588.35 684015.98 278 58 259821.96 259821.96 302.5 55 3.72 3.72五、弯曲应力校核如下： 危险截面的x坐标：238mm 直径：64mm 危险截面的弯矩M：400000N·mm 扭矩T：711344.19N·mm 截面的计算工作应力：23.32MPa 许用疲劳应力：300MPa 238mm处弯曲应力校核通过 危险截面的x坐标：238mm 直径：64mm 危险截面的弯矩M：1120000N·mm 扭矩T：711344.19N·mm 截面的计算工作应力：46.22MPa 许用疲劳应力：300MPa 238mm处弯曲应力校核通过 结论：弯曲应力校核通过 七、安全系数校核如下： 疲劳强度校核如下：（这里弯矩选用合成弯矩）危险截面的x坐标：238mm 直径：64mm 危险截面的弯矩M：1190000N·mm 扭矩T：711344.19N·mm 有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62 （扭转作用）：1.89 截面的疲劳强度安全系数S：3.01 许用安全系数S：2.0 238mm处疲劳强度校核通过 结论：疲劳强度校核通过 八、扭转刚度校核如下： 圆轴的扭转角：0.25(°) 许用扭转变形：0.9°/m 扭转刚度校核通过 九、弯曲刚度校核如下： 挠度计算如下： x/mm i/mm 1 21.6875 0.028238 2 43.375 0.024204 3 65.0625 0.02017 4 86.75 0.016136 5 108.43750.012102 6 130.125 0.008068 7 151.81250.004034 8 173.5 0 9 189.625 -0.004034 10 205.75 -0.007369 11 221.875 -0.00931 12 238 -0.009839 13 254.125 -0.008485 14 270.25 -0.006321 15 286.375 -0.003356 许用挠度系数：0.003 最大挠度：-0.009839mm 弯曲刚度校核通过 十、临界转速计算如下： 当量直径dv：57.55mm 轴截面的惯性距I：538456.77mm4 支承距离与L的比值：0.41 轴所受的重力：400N 支座形式系数1：9.0 轴的一阶临界转速ncr1：25120.24r/min d1=30mmd2=32mmd3=40mmd4=43mmd5=45.51mmd6=d4=43mmd7=d3=40mmL1=62mmL2=50mmL3=25mmL4=20mmL5=68mmL6=20mmL7=25mmL=158mm=50mm=55mm=58mm=64mm=58mm55mm=124mm=35mm=29mm=20mm=60mm=20mm=29mm=155mm=50mm=55mm=58mm=64mm=58mm55mm=124mm=35mm=29mm=20mm=60mm=20mm=29mm=155mm六、轴承的校核通过机械手册3.0对轴使用年限的校核I高速轴轴承校核一、设计参数径向力 Fr=810 (N) 轴向力 Fa=600 (N)轴颈直径 d1=40 (mm) 转速 n=1460 (r/min)要求寿命 Lh'=58400 (h) 温度系数 ft=1润滑方式 Grease=油润滑三、被选轴承信息轴承类型 BType=角接触球轴承 轴承型号 BCode=7208AC轴承内径 d=40 (mm) 轴承外径 D=80 (mm)轴承宽度 B=18 (mm) 基本额定动载荷 C=35200 (N)基本额定静载荷 Co=24500 (N)极限转速(油) nlimy=10000 (r/min)四、当量动载荷接触角 a=25 (度) 负荷系数 fp=1.5判断系数 e=0.68 径向载荷系数 X=0.41轴向载荷系数 Y=0.87 当量动载荷 P=1281.15 (N)轴承所需基本额定动载荷 C'=22075.25 (N)五、校核轴承寿命 轴承寿命 Lh=236769 (h) 验算结果 Test=合格II低速轴的校核二、设计参数径向力 Fr=2696 (N) 轴向力 Fa=1985 (N) 轴颈直径 d1=55 (mm) 转速 n=292 (r/min)要求寿命 Lh'=58400 (h) 温度系数 ft=1润滑方式 Grease=油润滑三、被选轴承信息轴承类型 BType=角接触球轴承 轴承型号 BCode=7311 B轴承内径 d=55 (mm) 轴承外径 D=120 (mm)轴承宽度 B=29 (mm) 基本额定动载荷 C=78800 (N)基本额定静载荷 Co=56500 (N) 极限转速(油) nlimy=6000 (r/min)四、当量动载荷接触角 a=40 (度) 负荷系数 fp=1.5判断系数 e=1.14 径向载荷系数 X=1轴向载荷系数 Y=0 当量动载荷 P=4044 (N)轴承所需基本额定动载荷 C'=40749.923 (N)五、校核轴承寿命 轴承寿命 Lh=422290 (h) 验算结果 Test=合格七润滑与密封一齿轮的润滑采用浸油润滑：浸油润滑适合于齿轮圆周速度V12m/s的减速器。为了减少齿轮阻力和油的升温，齿轮浸入油中的深度以12个齿高为宜，速度高时还应浅些，在0.7个齿高上下，但至少有10mm，速度低时，允许浸入深度达1/61/3的大齿轮顶圆半径。油池保持一定深度，一般大齿轮齿顶圆到油池底面的距离不应小于3550mm。以免太浅会激起沉积在箱底的油泥，油池中应保持一定的油量，油量可按每千瓦约350700cm来确定，在大功率时用较小值。二、滚动轴承的润滑 减速器中的滚动轴承的润滑应尽可能利用传动件的润滑油来实现，通常根据齿轮的圆周转速来选择润滑方式，本设计采用润滑脂润滑并在轴承内侧设置挡油环，以免油池中的稀油进入舟车功能而使润滑脂稀释。三、润滑油的选择 轴承负载大，温度高，应选用粘度较大的润滑油。轴承负荷较小，温度低，转速高，应选用粘度较小的润滑油。一般减速器采用HT40，HT50号机械油，也可采用HL20，HL30齿轮油。四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定JB/ZQ 4046-1997 毡圈30，毡圈55 轴盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。八 键与联轴器标准的选择 （1）键的选择 查机械手册 I轴与联轴器相配合的键： =14mm h=19mm t=5.5mm t1=3.8mm I轴与小齿轮相配合的键： b=12mm h=8mm t=5.0mm t1=3.3mm II轴与大齿轮相配合的键： b=18mm h=11mm t=7.0mm t1=4.4mm (2) 联轴器的选择 根据 查机械手册最终选取弹性注销联轴器 型号为GB/T 5014-2003（LXZ1）下面是联轴器的基本参数和尺寸公称转矩Tn /(N·m): 560 许用转速n /(r/min): 5600轴孔直径d1、d2、dz /mm: 28轴孔长度|Y型|L /mm: 62轴孔长度|J,J1,Z型|L1 /mm: 44轴孔长度|J,J1,Z型|L /mm:
