二级减速器课程设计.docx
《二级减速器课程设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《二级减速器课程设计.docx（47页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
二级减速器课程设计
Ⅱ、ZQH—350减速器的设计计算：
（一）总体参数设计计算
一、总体结构布置设想：
1.确定减速器内壁净宽：
根据工作范围和实用性能，首先，选择减速器形式和装配形式，确定总体尺寸（长、宽、高、中心矩）.根据中心矩设计高、低速级齿轮，根据齿轮宽度和减速器宽度尺寸，分布齿轮安装位置，确定齿轮间、齿轮与箱壁间的间隙.
2.确定支撑点间矩：
初选轴承，根据箱体净宽，确定轴承与箱体侧壁间隙，从而确定支撑点间矩.
3.设计轴：
根据轴的计算公式先计算出最小轴径，然后根据优先数标准值，取标准轴径，再根据轴上零件孔径和宽度设计轴的结构.
先计算高速轴，再计算中轴，最后计算低速轴。
4.确定减速器高度与轴处孔径：
根据轴承外径、齿轮齿顶圆直径，查《起重机设计手册》确定减速器高度、长度与轴孔处直径.
5.确定其他结构：
根据减速器形式选择视孔尺寸、油针组件、放油装置等.
二、箱体结构：
箱体是减速器重要零件，它是由箱盖和底座组成，为了满足减速器能正常工作应满足以下要求：
1.具有足够的刚度
箱体要求承受由于传动零件啮合并通过轴及轴承而作用的载荷，所以在箱体外部，尤其是轴承孔处常用加强筋可增加箱体散热面积，凸台便于螺栓和螺母，有足够的支撑面积.同时，轴承孔的两旁螺栓应当比别处稍大的直径，并尽可能靠近轴承孔.
2.保证安装精度
为了保证轴线相互位置的正确，箱体上的轴承孔要镗削精确，同一轴线上所有轴承孔设计成相同直径的通孔.为了精确固定箱盖和底座，并使螺栓不受横向载荷，可在部分面的凸缘上打两个锥形定位销，箱体上要有锥销孔.
3.保证箱体部分面的紧密性
应将部分面刮平，并在装配前涂上洋干玻璃或水玻璃，但不能加垫片，以免破坏轴承孔精度.轴承采用飞溅法润滑.油沟应引向轴承室润滑油经过轴承滚动后进入油池.
4.易于检查轮齿啮合情况
为了便于检查轮齿的啮合情况及向箱内加油，在箱盖设有观察孔.观察孔应在啮合处附近.
5.底座应有除油装置
为了排除脏油和清洗油池底部，在底座上设有排油孔，沿排油孔的方向倾斜，平时排油孔用油塞堵住.
6.搬运装置
为了提升箱盖或搬运整个机械，在箱体上应设有提升钩或吊环.
7.铸造箱体的结构尺寸见下表：
符号
名称
尺寸
符号
名称
尺寸
σ
底座壁厚
8
C1
箱体外臂至螺栓中心线间矩离
26
σ1
箱盖壁厚
8
C2
箱体底座外臂至中心线矩离
21
b
底座上部凸缘厚度
14
L2
螺栓孔的钻孔深度
30
b,
箱盖凸缘厚度
14
a
齿顶圆与箱体的内壁最小间隙
11
P1P
底座下部凸缘厚度
22
a1
齿轮端面与箱体内壁最小间隙
20
m
底座加强经厚度
8
k
底座上部或下部凸原宽度
58
m1
底盖加强经厚度
8
D1
轴承分部圆直径
160
d
地脚螺栓直径
M16
D2
轴承座突出部分直径
220
d1
轴承旁连接螺栓
M12
dp
吊环螺栓直径
20
d2
底座与盖连接螺栓
M10
x
相连接部分尺寸
3
d3
轴承改固定螺栓
M12
D0
孔直径
35
d4
视孔盖固定螺栓
M10
三、减速器附件
1．油面指示器
油面指示器是用来检查油池内油面高度，此减速器决定用油尺.
2．排气装置
减速器在工作时，气产生高温而使箱体内的压力增大降低使用寿命，采用排气装置.以便使箱体内受热膨胀的空气排出，排气孔均在侧面.
3．观察孔盖
观察孔平时用盖盖住，为了避免飞溅的油外渗，盖与箱体之间应当加垫，为了加油时过虑润滑油，观察孔处装置过滤网
4．轴承盖的作用
遮盖轴承室，以阻止润滑油外漏，并防止杂物进入轴承，而且用轴承盖的内端固定轴承外围和承受轴向力，有透盖，闷盖，根据结构选用.
四、减速器润滑
1．润滑
减速器齿轮圆周速度V≤12采用油池润滑，并保证中间轴齿轮轮齿浸入油中，以保证飞溅润滑.
2．润滑方式
为保证传动零件与轴承同时润滑，采用飞溅润滑.
3．润滑油选择
一般减速器采用HJ-40，HJ-50机诫油根据圆周速度及载荷情况确定所许黏度润滑油.
五、初选减速器
1．根据n=1420转/分P=7.5应选ZQH35型减速器
2．减速器基本尺寸确定
根据中心矩为350mm查《起重机设计手册》中册P346表8—424得，渐开线齿基本尺寸见下表：
型号
A
A1
A2
B
H
L
H0（mm）
G（公斤）
ZL35
350
250
200
290
405
730
200-1
200
3.参数计算：
1）各轴功率P：
电机P0=7.5KW（已知）
效率η：
η联轴器=0.99；η齿轮=0.97；η轴承=0.99（查《机械设计课程设计》P91表11—1）
P=P0η总（查《机械设计课程设计》P85表2-4）
Ⅰ轴：
P1=P0η联η轴=7.5×0.99×0.99=7.35KW
Ⅱ轴：
P2=P1η轴η齿=7.35×0.99×0.97=7.06KW
：
P3=P2η轴η齿=7.06×0.99×0.97=6.78KW
2）各轴转速（n）：
i总=31.5i高=6.3i低=5.0查《起重机设计手册》中册P344表21—2得：
Ⅰ轴n1=1420rpm
Ⅱ轴n2=n1/i高=1420/6.3=225rpm
Ⅲ轴n3=n2/i低=225/5=45rpm
3）各轴的扭矩（T）：
T=9550P/n（NM）已知
T1=9550P1/n1=9550×7.35/1420=50.1NM
T2=9550P2/n2=9550×7.06/222=304.4NM
T3=9550P3/n3=9550×6.78/44=1472.3NM
1）各轴效率：
η1=η联轴器*η轴承=0.99×0.99=0.98
η2=η轴承*η齿轮=0.99×0.97=0.96
η3=η轴承*η齿轮=0.99×0.97=0.96
根据以上计算结果列出减速器参数表：
轴
功率P（KW）
转速n（rpm）
扭矩T（NM）
传动比i
效率
Ⅰ
7.25
1420
50.1
6.3
5.0
0.98
Ⅱ
7.06
222
304.4
0.96
Ⅲ
6.78
44
1472.3
0.96
（二）齿轮装配图设计
一、设计高速级两齿轮：
1．定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：
1）按所选传动方案，选用斜齿圆柱吃齿轮传动.
2）考虑此减速器的功率不大，故大、小齿轮材料45#，小齿作调质处理235HBS，大齿作正火处理210HBS，大、小齿轮再作表面淬火处理40-50HRC.
3）选取精度等级.因采用表面淬火，齿轮的变形不大，不需磨削，故初选8级精度，由教材P146表10-3.
4）选小齿轮齿数Z1=14，则大齿轮齿数Z2=iZ1=6.3×14=88.2取Z2=88.
5）选取螺旋角,初选螺旋角β=8°.
当量齿数ZV为：
ZV1=
=14.4
ZV2=
=90.7
2.按齿面接触强度设计：
由教材P165，10-20式：
确定公式内的各计算数值：
1）试选载荷系数查《机械设计基础》表7-10K=1.4
2）小齿轮传递的转矩T1=50.15N*m
3）由《机械设计基础》表7-14，选取齿宽系数ψd=0.8
4）由《机械设计基础》表7-12，查得：
YF1=3.22YF2=2.18
5）由《机械设计基础》表7-13，查得：
YS1=1.47YS2=1.80
6）许用弯曲应力
按《机械设计基础》图7-26查
小齿轮按16MnGr5查取，得
由《机械设计基础》表7-9查得SF=1.4
N1=60njLn=60*1420*1*（10*50*5*8）=1.7*109
N2=N1/i=1.7*109/6.3=2.7*108
查《机械设计基础》图7-23得YN1=YN2=1
由《机械设计基础》公式7-16得
故
=2.4mm
由《机械设计基础》表7—2取标准数值M=3mm
7）确定中心距A及螺旋角
=149.03mm
将中心矩圆整为150mm
确定螺旋角
此值与初选的值相差不大，故不必重新计算，修正
1.校核齿面接触疲劳强度
确定相关参数与系数：
1）分度圆直径d
d1=
d2=
2）齿宽b
b=
取b2=53mmb1=61mm
3）齿数比u
U=i=6.3
4）许用接触应力
由《机械设计基础》图7-25查得
由《机械设计基础》图7-9查得SH=1.2
由《机械设计基础》图7-24查得ZN1=1ZN2=1.4
由《机械设计基础》公式7-15得
=1250mpa
1057mpa
由《机械设计基础》表7-11查得弹性系数ZE=189.8
故
=657.3mpa
齿面接触疲劳强度校核合格。
5）验算齿轮圆周速度U
U=
=
=4.21
由《机械设计基础》表7-7知，选8级精度是合适的。
高速级两齿轮参数表：
名称
代号
主动齿轮
从动齿轮
中心矩
a
150mm
传动比
i
6.3
模数
m
3
螺旋角
β
8°
齿数
z
14
88
齿顶圆直径
da
63mm
248mm
分度圆直径
d
56.6mm
242mm
齿根圆直径
df
49mm
235mm
齿宽
b
61mm
53mm
6）选择制造精度和确定公差
（1）选择制造精度
因为是一般的齿轮啮合由《机械设计课程设计》P185表17-15，选精度等级为8-7-7GB10095-88
运动精度：
8及
平稳精度和接触精度：
7及
（2）选择表面粗糙度
A．齿面齿侧光洁度R值均为6.3
B．齿顶圆面光洁度R均为12.5.
C．其余表面R均为2.5
（3）选定圆跳动
主动齿轮：
径跳：
ED=0.04
被动齿轮：
端跳：
ET=0.011
径跳：
ED=0.065
端跳：
DF=0.006
（4）检查项目与公差
项目
代号
Ⅰ
Ⅱ
备注
齿圈径向跳动公差
Fr
36
50
P186表17-19
径向
综合公差
Fi
50
71
齿形公差
fi
11
13
齿距极限偏差
±fpt
14
16
基节极限偏差
±fpb
13
14
齿向公差
Fβ
16
28
P187表17-20
公法线长度变动公差
Fw
28
36
P187表17-21
齿厚极限偏差
Es
-112
-168
-160
-256
P189表17-27
公法线长度极限偏差
Ew
-84
-140
-128
-192
P193表17-28
基准面径向和端面跳动
18
22
P1195表17-30
技术要求：
{1}齿轮周缘去毛刺
{2}正火处理齿面硬度HB=210小齿轮调质处理HB=235
{3}齿轮精度及公差等级为8-7-7GB10095-88
二、设计低速级两齿轮：
1．定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：
1）按所选传动方案，选用斜齿圆柱吃齿轮传动.
2）考虑此减速器的功率不大，故大、小齿轮材料45#，小齿作调质处理235HBS，大齿作正火处理210HBS，大、小齿轮再作表面淬火处理40-50HRC.
3）选取精度等级.因采用表面淬火，齿轮的变形不大，不需磨削，故初选9级精度，由教材P146表10-3.
4）选小齿轮齿数Z1=16，则大齿轮齿数Z2=iZ1=5×16=80
5）选取螺旋角,初选螺旋角β=8°.
当量齿数ZV为：
ZV1=
=16.49
ZV2=
=82.47
2.按齿面接触强度设计：
由教材P165，10-20式：
确定公式内的各计算数值：
1）试选载荷系数查《机械设计基础》表7-10K=1.4
2）小齿轮传递的转矩T1=304.4N*m
3）由《机械设计基础》表7-14，选取齿宽系数ψd=0.8
4）由《机械设计基础》表7-12，查得：
YF1=3.03YF2=2.25
5）由《机械设计基础》表7-13，查得：
YS1=1.51YS2=1.77
6）许用弯曲应力
按《机械设计基础》图7-26查
小齿轮按16MnGr5查取，得
由《机械设计基础》表7-9查得SF=1.4
N1=60njLn=60*225*1*（10*52*5*8）=2.8*108
N2=N1/i=2.8*108/5=5.6*107
查《机械设计基础》图7-23得YN1=YN2=1
由《机械设计基础》公式7-16得
故
=3.47mm
由《机械设计基础》表7—2取标准数值M=4mm
7）确定中心距A及螺旋角
=193.939mm
将中心矩圆整为150mm
确定螺旋角
此值与初选的值相差不大，故不必重新计算，修正
3.校核齿面接触疲劳强度
确定相关参数与系数：
1）分度圆直径d
d1=
d2=
2）齿宽b
b=
取b2=60mmb1=68mm
3）齿数比u:
U=i=5
4）许用接触应力
由《机械设计基础》图7-25查得
由《机械设计基础》图7-9查得SH=1.2
由《机械设计基础》图7-24查得ZN1=1ZN2=1.4
由《机械设计基础》公式7-15得
=1250mpa
1057mpa
由《机械设计基础》表7-11查得弹性系数ZE=189.8
故
=1035mpa
齿面接触疲劳强度校核合格。
5）验算齿轮圆周速度U
U=
=
=0.76
由《机械设计基础》表7-7知，选9级精度是合适的。
低速级两齿轮参数表：
名称
代号
主动齿轮
从动齿轮
中心矩
a
200mm
传动比
i
5.0
模数
m
4
螺旋角
β
8.11°
齿数
z
16
80
齿顶圆直径
da
72.7mm
331.6mm
分度圆直径
d
64.7mm
323.6mm
齿根圆直径
df
52.2mm
311.1mm
齿宽
b
68mm
60mm
6）齿轮制造精度与公差
由《机械设计手册》中册P402表8—126得：
选Ⅱ公差组，由表8-127，选精度等级为7级，齿面光洁度为▽7.
由P415表8-132得下表
项目
代号
Ⅲ
Ⅳ
切向相邻齿综合公差
f41
17
17
径向相邻齿综合公差
f42
22
22
齿形公差
ff
14
14
周节极限偏差
fpt
±16
±16
（三）轴的设计计算
一、高速轴设计计算：
1.选择轴的材料减速器功率不大，考虑到采用齿轮轴，由《机械设计基础》教材P229表13-3，选用与齿轮同材料的45#锻钢.由表13-1查的σB=610N/MM
2.热处理方法查教材P223表13-1
材料
牌号
热处理
毛胚直径（mm）
硬度（HBS）
抗拉强度σB
屈服σS
弯曲疲劳σ-1
剪切疲劳σ-1
优质碳素钢
45#
正火
≤100
170-217
600
300
240
140
3.按转矩最小直径由教材P229中，13-2式：
由教材，表13-3取A=118；
=20.41mm
因在危险截面有键槽，应将计算得轴径加大5％，而且他还和联轴器相连，所以由《机械设计手册》查取d=25mm
4.轴的结构设计
1）确定轴的直径
与联轴器相联的轴段是最小直径，取d6=25mm，联轴器定位轴间的高度取h=5mm，则d1=35mm，右端轴承定位轴间高度取h=3.5mm，则d4=42mm，由于高速轴的小齿轮的齿根圆直径为df1=49.1mm，所以高速轴为齿轮轴，d2=d1=62.6mm，齿轮的定位轴间高度取h=3mm，则d3=48mm。
2）轴上零件的轴向尺寸及其位置
轴承宽度b=20mm，齿轮宽度B1=61mm，联轴器宽度B2=84mm，轴承端盖宽度为12mm.箱体内侧与轴承端面间隙取
=2mm，齿轮与箱体内侧的距离为20mm，
=15+68+20=103mm，联轴器与箱体之间间隙
=50mm
与之对应的轴各段长分别是L1=44mm,L2=59mm,L3=7mm,L4=95mm,L5=20mm,L6=68mm,L7=82mm
轴承的支撑跨度为：
L=L1+L2+L3+L4=205mm
L总=375mm
5.验算轴的疲劳强度
1）画输出轴的受力简图
2）画水平平面的弯矩图，通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得，FAH=4238NFBH=1827N
则，MCH=72FAH=72*4238=305136N.mm
3）画竖直平面的弯矩图，通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得，FAV=924NFBV=1336N
则MCV1=72FAV=72*924=66528N.mm
MCV2=167FbV=167*1336=223112N.mm
4）画合成弯矩图
5）画转矩图
T=5.01*104N.mm
6）画当量弯矩图，转矩按脉动循环，取a=0.6则
aT=0.6*5.01*10000=30060N.mm
Mec1=
=313747N.mm
Mec2=
=379197N.mm
由当量弯矩图可知C截面为危险截面，当量弯矩最大值为Mec=379197N.mm
7）验算轴的直径
=41mm
因为C截面是齿轮轴直径为62.6mm，查标准强度足够
2）绘制轴的零件图
6.选联轴器并校核联轴器
选弹性柱销联轴器（GB6014-85），由《机械设计课程设计》P159表16-5考虑到联轴器要传递不同轴径的扭矩，根据T1=49.43Nm，轴径?
25mm选TL4型：
型号
公称扭矩
试用转速
轴孔直径
轴孔长度
D
b
转动惯量
质量
TL4
63
4600
25
52
106
23
0．604
K
由《机械设计手册》中册P276表17-2得：
M计=ψⅡM额nⅡ≤[M]
式中，
ψⅡ查P19表3-1得，ψⅡ=1.5；
nⅡ查P40表4-11得，nⅡ=1.6；
M额查P94得，M额=975N/n=975×7.5/1420=5.15kg.m
则M计=1.5×5.15×1.6=12.36Nmm≤[M]=63Nmm，故满足！
7.初选制动器并校核:
根据制动轮外径D=106mm，由《机械设计手册》中册P299表18-8选快式电磁铁制动器：
型号
制动轮直径D
制动力矩JC%=100
电磁铁力矩
电磁铁型号
重量（公斤）
JWZ-100
100
100
30
MZD1-100
12
1）制动力矩及制动安全系数校核
查《起重机设计手册》起升机构制动器的制动力矩需满足：
M制≥K制*M制静
式中，K制查P98表8-17得，K制=2.0；M制静=Q起D.η./2mi=1000×0.1×0.95/（2×1×31.5）=1.5kg≤[M制]=16kgm；则M制≥2.0×1.5=3.0kgm
2）校核制动时间
t制=1/（M制-M制静）×[0.975Q起U2η.+nK（GD电2+GD联2）/375]
式中，Q起=1000kg；U=36/60m/s;n=1420r/min;GD电2+GD联2=0.39N*M；K=1.1;则t制={[0.975×1000×（36/60）2×0.95]/1420+（1420×2×0.39）/375}/（6.03-3.015）=1.221s查P99表8-18和8-19得，[t制]=1.5s;
故，t制≤[t制]
8.初选键并校核其强度:
查《机械工程手册》（5）P27-47表27*3-1
键用于轴端与联轴器连接，选用普通平键C型键.其尺寸见P27-5表27*3-4和表27*3-5得：
（单位：
mm）
轴D
键b×h
轴槽深t
鼓楼深t
k
半径r
C
L
25
8×7
4.0+0.2
3.3+0.2
3.2
0.16
0.25-0.40
18-90
因联轴器L=50，选键长L=30,
故应标记为：
键C8×30GB1096-79
校核方式由P27-48表27*3-2：
键工作面的挤压P=2Mt/Dkl≤[P]
式中：
Mt=49430Nmm；
D=25mm；
k=3.2mm；
l=L-b/2=41；
b=8mm；
由P27-49表27*3-3得：
[P]=70N/mm2
P={2×49430}/{25×3.2×41}=30N/mm2<[P]=70N/mm2
9.选定并校核轴承寿命
1）由《机械设计基础》P258得L=27/2+14+40=67.5mmL=226mmT=55.88KNCor=38.5KNdm=41.24mm
径向力Fr=899N轴向力Fa=598Nn=1420r/mind1=30mm
故有:
226+2×598/2-2×16=249.8
2）因采用双列滚珠轴承30306E再参照P25930306取之点参数
A=16l=67.5+（16-55.8/2）=55.6mm
Fr1=[899×（249.8+55.6）-598×41.24/2]/249.8=1050N
Fr2=Fr1-Rr=1050-899=151N
3）轴向力查P251表14-5得Fs=Fr/2r;Y=1.9
Fs1=1050/（2×1.9）=276NFs2=151/（2×1.9）=40N
Fs1+Fa=276+598=874N＞Fs2=40N
Fa1=Fs1=276NFa2=Fa+Fs1=598+276=874N
4）当量动负荷
Fa1/Cor=276/38500=0.007Fa2/Cor=874/38500=0.023
e=0.31Fa1/Fr1=276/1050=0.26＜e=0.31
Fa2/Fr2=1874/151=5.79＞e=0.31
轴承1的系数由P253表14-6X=1Y=0
当量动负荷P1=Fr1=1050N
轴承2的系数X=0.44Y=1.9
P2=0.44Fr2+1.9Fa2=0.44×151+1.9×874=1727N
5）按寿命计算轴承的所需额定动负荷
[Lh]由P256表14-8得[Lh]=10000h
磙子轴承ε=10/3
负荷复数Fp由P255表14-7得fp=1.2
按受负荷最大的轴承计算C=（172760×1420×10000）/（106×1.2）=4.43×104N
Cr=5.58×104N则C＜Cr满足要求!
6）静力强度校核
P0=X0Fr+YOFa查P257表14-9得X0=0.5Y0=0.22cota≈
升级会员 