二级减速器的设计过程

1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１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计３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2一、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7000FN，运输带速度0.5/vms，运输机滚筒直径为290Dmm。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，３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3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Pw=1000vF,根据任务书所给数据F=7KN，V=0.5m/s。则有：Pw=1000vF=10005.07000=3.5KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为=1542342式中1，2，3，4，5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1=0.96，42=0.98，3=0.97，4=0.99，5=0.97，则有：=0.96498.0297.099.097.0≈0.8所以电动机所需的工作功率Pd为：Pd'=KwP=1.2×7000×0.50.8×1000=5.25KW其中K为过载系数，按照说明书的要求取K=1.2按照PdPd'的原则，查手册可知，取Pd=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⑴、各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值。⑵、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。⑶、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。⑷、使各级圆柱齿轮传动的中心距保持一定比例。52、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=1440m/min，nw=60vπd=60×0.53.14×0.29=32.95r/mini=nmnw=144032.95=43.7查表可知，链传动比推荐值为2~3.5，故取i=3i2=ii1=43.73=14.6i2=il×ih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=3.56五、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η12、η23、η34。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(N∙m)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ηη01=0.99η12=0.97η230.97η34=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；（GB10095—88）3）材料的选择。由查表可知，选择小齿轮材料为45钢（调质）硬7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Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=12i1Z得Z2=100.8，取101；5）选取螺旋角。初选螺旋角为β=14°2.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Kt=1.6。2）由图10—30，选取区域系数ZH=2.4333）由[2]表10-7选取齿宽系数d=1。4）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T1=0.28147510Nmm。5）由图10—26查得εα1=0.78，εα2=0.87，εα=εα1+εα2=1.656）由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP217）由[2]图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=550MP。88）由式10-13计算应力循环次数N1=60njL=3.32×109N2=3.32×109/4.2=0.79×1099）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数K1HN=0.90；K2HN=0.95。10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为100，安全系数S=1，有[H]1=SKHHN1lim1=0.9600=540MP[H]2=SKHHN1lim1=0.95550=523MP[H]=([H]1+[H]2)/2=532.2MP(2)计算确定小齿轮分度圆直径dt1，代入[H]中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径dt1，由计算公式可得：2351)5518.189(.74.75110.313.132.2td=38.02mm2)计算圆周速度。v=1000604407.6614.310006011ndvt=2.8m/s3）计算齿宽bb=tdd1=166.7=37.1mm4）计算模数与齿高模数mmzdmtt8.7224.76611齿高mmmht6.268.7225.225.295)计算齿宽与齿高之比hb65.106.26.766hb6）计算载荷系数K。已知使用系数KA=1，据v=1.54sm，8级精度。由[2]图10-8得Kv=1.07，KH=1.46。由[2]图10-13查得KF=1.40，由[2]图10-3查得KH=KH=1故载荷系数：K=KvKAKHKH=146.1107.1=1.567)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：mmKKddtt9.703.156.167.633118）计算模数mnmn=mmZdmn95.2249.70113.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：3211][2FSaFadnYYZKTm（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKVKFKF=140.1170.1=2.35102）查取齿形系数由[2]表10-5查得Y1Fa=2.592，Y2Fa=2.173）查取应力校正系数由[2]表10-5查得Y1Sa=1.59，Y2Sa=1.804）由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极1FE=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE=380MP5）由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数K1FN=0.85，K2FN=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：[F]1SKFEFN11=303.57Mp[F]2SKFEFN22=238.86MP7）计算大、小齿轮的][FSaFaYY，并加以比较111][FSaFaYY0.01363222][FSaFaYY=0.01635经比较大齿轮的数值大。（2）设计计算m01975.0421101.3498.1225=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11度。分度圆直径d1=41.32mm来计算应有的齿数。于是有：41.32×cos14∘1.5=26.69取Z1=27，则Z1122Zi113.4≈1144.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β值改变不多，故参数εα、Kβ、ZH等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=Z1mncosβ=41.06mmd2=Z2mncosβ=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=1dd1×42.05=42.05mm圆整后取B1=45mm，B2=50mm125.验算Ft=2T1d1=1350.15NKAbFt=33.2N/mm100N/mm七、设计低速级齿轮1、选取精度等级、材料及齿数，齿形1）按要求的传动方案，两个齿轮均选用标准圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；（GB10095—88）3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=23i1Z得Z2=78.48，取78；2、按齿面接触疲劳强度设计按公式：dt12.32231)][(1HHdtZuuTK（1）确定公式中各数值1）试选Kt=1.3。2）由[2]表10-7选取齿宽系数d=1。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：132T=5.6510Nmm。4）由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP215）由[2]图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=560MP。6）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数K1HN=1.07；K2HN=1.13。7）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为100，安全系数S=1，有[H]1SKHHN1lim1=1.07580=620.6MP[H]2SKHHN2lim2=1.13560=632.8MP(2)计算确定小齿轮分度圆直径dt1，代入[H]中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径dt1，由计算公式可得：dt12.32235).66208.189(7.237.24110.653.1=104.